喘振的常见工况、类型、机理、识别方法

注：本文节选自《汽车发动机NVH性能开发与工程实践》，由机械工业出版社出版

本书从汽车NVH性能开发工程师的角度出发，努力将基础理论、产品设计、工程经验和措施方案等方面紧密地融合在一起，可以供汽车NVH性能开发工程师、发动机性能集成开发工程师、汽车动力系统设计开发工程师、高等院校振动噪声方向在校学生和科研人员等的阅读参考。

4.3 喘振

随着车载涡轮增压器向着高转速、小尺寸和高压比的技术趋势发展，压气机的工作流量范围和压比区间都越来越宽，如果涡轮增压器的动力匹配标定不合理，那么车辆使用过程中就很 可能出现喘振（Surge）现象。当涡轮增压器发生喘振时，压气机的流量和压力都会出现显著的波动，压气机的转子叶片将承受更大的交变载荷，转子轴系统的动态载荷也会明显变大，并伴 随异常的振动噪声问题。这不仅影响到增压器密封系统和润滑系统的正常工作，还直接影响到 增压器系统的安全性和可靠性，降低整车的 NVH 性能和车辆驾乘的舒适性，严重情况下可能造成涡轮增压器和发动机的故障损伤。

4.3.1　喘振的常见工况

对于搭载不同的动力总成系统和标定匹配方式，车辆发生喘振现象的工况条件也千差万别，但是比较典型的喘振工况有以下几种情形。

1）车辆从静止状态下原地起步加速，全油门急加速到发动机的中低转速状态，此时的涡 轮增压器刚刚开始介入工作，再突然地快速松掉油门减速时。

2）车辆以中低车速状态的匀速行驶过程中，小节气门开度加速，或者加速过程发生换档 操作时，此时的车辆背景噪声较小，喘振噪声更容易被驾乘人员感知和抱怨。

3）在高海拔和空气低含氧量的地区，车辆以低速大负荷工况行驶时，发动机在高转速运   行下，急松加速踏板操作的瞬间。并且，以上工况在车辆的低速爬坡行驶情况下，喘振现象通 常会更加频繁地发生，常常主观表征为“嚯嚯”或“咕咕”的周期性低频调制振动噪声问题。如图 4-17 所示，为某车型在急加速之后突然松加速踏板的减速过程中，涡轮增压器发生喘振问题时，发动机舱内涡轮增压器近场和车内驾驶员位置的噪声测试数据时频分析结果。

与汽油发动机相比，由于柴油发动机是采用直接压燃的点火方式，气缸的压缩比更高，涡轮增压器的压气机出口压力值也更高，并且柴油发动机的常用工作转速也较低，动力标定也倾 向于低转速高转矩的动力输出策略。因此，对于搭载柴油发动机的汽车来说，通常会更容易出 现喘振问题。另外，随着车辆行驶里程的增加，发动机的进气系统通道可能存在部分堵塞（比 如，空滤器内的污染物杂质过多，滤芯的流阻系数变大），以及动力系统性能衰减可能引起涡轮增压器与发动机的运行失配等原因，也会导致高里程车辆的喘振问题更加突出。

图 4-17 某车型涡轮增压器喘振噪声测试的时频分析

4.3.2　喘振的类型

目前，汽车行业对涡轮增压器的喘振现象，还没有统一明确的定义和识别标准，通常是根据实际测试过程中压气机流量、压力、温度、振动和噪声等状态参数的变化情况，结合具体的 工程实践经验，对不同的喘振问题进行分类和判别。

1）温和喘振或轻度喘振（Mild Surge）：压气机出口的压力波动较小，气体没有倒流现象发生，各喘振特征参数的变化量幅值比较微弱，振荡的频率较高。在温和喘振的情况下，压气 机的运行工况可以视为稳定的，其喘振频率通常接近于压气机系统的自然喘振频率。

2）典型喘振（Classic Surge）：与轻度喘振相比，各喘振特征参数的振荡频率更低，且振幅要更大一些，同时存在高频振荡成分和高次谐波分量，但仍没有发生倒流情况。

3）混合喘振（Modified Surge）：压气机气流轴向流动呈现完全的环形波动形态，并包含有径向流形不稳定的旋转失速（Stall）现象，总体的气流流动是非稳定和非轴对称的，掺杂混合 了典型喘振现象和叶轮旋转失速现象，属于喘振的临界状态，因此也常被称为临界喘振。虽然 喘振和失速都归属于涡轮增压器的压气机不稳定流动现象，但两者之间还存在着区别。通常， 狭义的喘振定义为压气机内沿着轴向的一维非稳定流动现象，并与之相连通的气流管道系统内 部结构和工作特性都有密切的关联。比如，压气机的初始工作状态、节气门的关闭速度、增压 器转子系统的惯性质量、进气歧管的长度与直径、压气机入口之前的进气管路内阻等因素，都 会直接影响到喘振特性和气流失稳程度。而旋转失速是沿压气机周向或径向的非稳定流动现象， 通常只与压气机内部的气体流动情况有关。

4）深度喘振或重度喘振（Deep Surge）：比典型喘振更为严重的一种非稳定性状态，气体流动表现为轴对称和非稳定的循环状态，进气口流量和出口压力也表现为较大的波动，有较强 的气体倒流冲击现象，各喘振特征参数都出现大幅度的剧烈振荡。

如果假设压气机内部空气流动具有一维的不可压缩性，在压气机出口后端容积内是等熵绝热的可压缩过程，压气机内部是温度变化均匀的准稳态过程，以及增压器转速的波动变化较小等前提条件下，可以将涡轮增压器的深度喘振现象等效为如图 4-18 所示的简化物理系统模型。其中，对于涡轮增压器发生深度喘振现象的振荡主频率 fH，可以通过赫姆霍兹声腔共振公式（4-1）进行近似地估算。对于搭载中小排量发动机的汽车而言，深度喘振的频率通常在 几十赫兹以内。而对于搭载大排量发动机的商用车或船舶轮机，喘振频率会降低至几赫兹以内。需要注意的是，由于喘振现象的非线性特点，喘振频率也存在着不确定性的演变与发展。

式中，

c 

为声速；

A

c

为压气机管路的等效截面积；

L

c 

为压气机管路的等效长度；

V

p

为压气机出口与发动机节气门之间的可压缩空间容积。

4.3.3　喘振的机理

涡轮增压器喘振问题通常是发动机在一定的转速运转下，压气机的气体流量减小到一定程 度时，进入工作叶轮和扩压管入口处的气体流动形式发生显著变化，叶片的来流攻角增大，在 叶轮叶片背面的边界气流出现不稳定的分离，分离出的紊流或涡流迅速地扩展到压气机通道的 其他区域，引起气流的循环振荡或强烈脉动，并且出现气流的倒流现象或者气体回流的趋势， 导致压气机流量、压力或温度等特征参数的明显波动，增压器效率急剧地下降，同时伴随着涡 轮增压器或发动机产生异常的振动噪声问题。

由于空气在压气机叶片前缘附近的气体流动情况最为复杂，且空气流速通常也最高，因此直接与压气机的气动噪声现象密切相关，通过此处的空气流动形式的细致分析，可以更加深入 地理解喘振现象与气流不稳定的关联性。

在压气机的叶轮前缘附近，进入的空气速度可以正交分解为相互垂直的两部分流速分量， 分别是圆周速度分量和径向速度分量，如图 4-19 所示。图 4-19 中，C 表示空气经导流后，进入压气机叶片前缘时的绝对速度；m为压气机叶轮前缘处的气流圆周速度分量；w为气流进入压气机叶片的相对径向速度分量。当压气机转轴的转速保持不变的情况下，如果进入的空气流量 发生变化，叶片前缘附近的气流圆周速度分量m仍然将相对地保持不变，而径向速度分量w  会跟随进气流量发生变化。

图 4-19 空气在压气机叶轮前缘附近的不同流动情况

在压气机正常运行的工况，进入的空气流量在合理的压气机设计值之内，气流进入压气机叶片的径向相对速度分量w较小，并能够与叶片的构造角保持一致，气流将平顺地流向叶片通道和扩张腔，不会发生明显的撞击或分离现象，如图 4-19a 所示。当空气流量增加时，经导流后进入压气机叶片前缘的空气绝对流速 C 也相应的增加，而圆周流速分量仍保持不变，那么进入叶片的径向空气流速分量w也会跟随增加，并向后偏转了一定的角度，气流会冲击到叶片前缘的背面（凸面），从而在叶片凹面附近产生气流分离和涡流，如图 4-19b 所示。但是，由于叶片的转动方向与气流分离的方向相反，叶轮转动的惯性力会抑制不稳定气流的分离与扩展，因 此此时压气机依然保持会稳定的工作状态。如果空气流量低于增压器的正常设计值，空气进入 的气流绝对速度 C 和径向速度分量w   都会相应地减小，气流方向与叶片构造角之间会形成负攻角，导致气流直接撞击叶片前缘，引起叶片凸面附近产生气流分离和涡流，如图 4-19c 所示。同时，由于叶轮的旋转方向和气流惯性力的方向与分离气流方向是一致的，从而导致气流分离 和涡旋更加强烈，气流不稳定区域不断地发生扩展。如果进入压气机的空气流量继续减小，叶 片前缘的气流分离现象会越来越严重，不稳定区气流区域将继续扩展到整个叶轮、扩张腔和涡 壳通道等下游区域，引起涡轮增压器的喘振问题。

在涡轮增压器进入深度喘振的不稳定状态时，压气机内部会出现严重的气体倒流现象，压前管路的压力会突然上升，甚至变为正压，并且压气机进口的温度会瞬时地升高，发动机转速 和输出转矩都会发生剧烈的波动，发动机产生强烈的振动噪声问题，排气尾管还有可能出现冒 烟现象，严重情况下可能引起发动机的异常停机。因此，深度喘振是涡轮增压动力总成运行过 程的故障问题，在整车的工程开发中，这种类型的喘振问题是必须要解决消除的。

4.3.4　喘振的识别方法

由于喘振发生时涡轮增压器的工作状态物理量，如温度、转子转速、振动、声音、流量和压力等都会出现变化，所以，这些的状态参数都可以成为识别涡轮增压器压气机喘振的客观依 据。深度喘振一般可以通过涡轮增压器本体振动和转子轴心轨迹的变化来进行识别，但容易受 到复杂环境状态下整车振动信号的干扰，而喘振噪声的测试精度更差一些。因此，对于实车喘 振问题的识别诊断和排查分析，工程上常常将涡轮增压器压气机的出口压力信号和入口温度信 号，作为喘振识别的测量参数和监控信号，其抗干扰性好，简单有效，且容易测量和提取，或 者直接就包含在发动机的电喷标定数据之中。通过压力脉动和温度变化的客观参数，与噪声特 征的主观评价结合在一起，通常可以快速准确地判别涡轮增压器的大多数喘振问题。

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4.3.5　改善喘振问题的措施方案

从整车的动力总成NVH 性能开发控制来讲，涡轮增压器喘振问题的解决措施可以分为“源”和“路径控制”两种思路。

对于增压器喘振问题的“源头”控制，包括了“结构设计”和“匹配标定”的两个方面。其中，喘振问题的结构设计方案通常是采用改进优化压气机的结构特征（比如，采用较小的叶片进气口、后弯的叶轮、增加流量的消声槽、优化压气机叶片的Trim 值、可调的入口导叶、可变截面的导气结构、涡旋进气的导流结构等），以扩大压气机的工作流量范围，或者采用低惯量的转子系统，以及采用主动喷气的主动控制方案等。但这些措施方案的优化改进成本较高，设变周期都较长，涉及增压器的前期选型工作，很难在整车项目开发的后期阶段被采用。

而基于整车的增压系统匹配标定优化，通常是整车项目 NVH 性能开发的中后期阶段最为经济和有效的解决措施。比如，为了防止压气机工作运转时，由于某些不确定的因素进入喘振状态，通常在整车的增压系统标定过程中，根据动力总成台架的试验数据和同类型增压器的匹 配经验，划定出一条“防喘线”。一般而言，落在“防喘线”上的压气机的工作流量，比相应转     速的喘振流量大 5% ~ 15%。增压器工作区离喘振线越近，就越容易发生喘振，因此在整车的增压器标定匹配之中，应该尽可能地使增压器工作区远离喘振线，从而避免在各种整车工况下发 生喘振问题。通常，车载四缸汽油机的涡轮增压器匹配喘振余量推荐为 10%  以上，搭载三缸或更少发动机缸数的整车匹配标定喘振余量建议推荐为 20%   左右。由于“防喘线”多数设置在压气机高效工作区附近，使得压气机工作时的流量范围受到限制，如果能够有效地预测到喘振的 发生并进行相应的控制，使“防喘线”最大可能地靠近实际喘振线，那么压气机工作时的流量    范围将得到拓宽，同时也可防止喘振问题的发生概率。

图 4-20   涡轮增压器压气机的特性曲线示意图

如图 4-20 所示，涡轮增压器压气机的特性曲线示意图。当压气机入口的流量减少，压气机正常的响应是压比升高，增压器进气的压缩能力增强。但是，当压气机流量减少到某个临界点之后，压比接近或达到压气机的最大压缩能力，这时候如果再进一步减少流量，那么压气机的流动形态就会发生突变，气流进入不稳定的失稳振荡状态，即发生喘振现象。如果把不同转速下的喘振点轨迹在外特性曲线中绘制出来，就称为该涡轮增压器的喘振线。因此，对于搭载涡轮增压发动机的车型，为了在发动机低转速下获得更大的转矩储备或动力加速性， 动力标定匹配策略往往会采取提高低速工况的增压压比方法，在同等的低转速和高压比情况下，压气机的进气流量会减小，从而容易进入喘振 区域。

在实际的动力标定匹配过程中，最为常见的是通过优化进气旁通泄压阀的开启时刻，调整 增压器实时工作的喘振余量，使压气机的全工况运行状态曲线远离喘振区域。在压气机在运行 中，当管路系统阻力升高时（比如松开加速踏板时），进气流量将随之减小，就有可能降低到允许值以下。当流量下降到预设的安全限值，就打开泄压阀，使压气机出口的增压气流再次流入 压气机入口的低压侧，以增加压气机的流量进入，防止进入喘振区。虽然这种方式对于预防深 度喘振问题是非常有效的，但对于轻度的喘振问题，由于增压器运行工况距离喘振线较远，因 此压气机的工作效率较高，如果再通过打开进气旁通阀泄压的方式来解决喘振问题，必然会大 幅降低发动机的动力性和经济性，进入压气机的低效率工作区间。除此之外，通过 VVT、VVL 和 VVD 等可变气门技术或者优化凸轮轴的型线，改善气门的重叠角，提高充气效率，或者优化废气再循环阀 EGR（Exhaust Gas Recirculation）的开关策略，使涡轮增压器在压比不变的情况下，发动机气缸能够进入更多的新鲜气体，以满足发动机燃烧所需的空气流量。这样的话， 在增压器压比不变的情况下，就能增加进气量，也会使增压器的运行工作点远离喘振线，同时 也增加了压气机工作的喘振裕度。而对于松油门急减速工况出现的瞬时喘振问题，节气门关闭 速度的减慢、断缸减扭、推迟点火或减少喷油量等电喷标定优化策略也常常被采用。

在整车项目开发的后期阶段，如果一些特定工况下还存在着轻度喘振问题，由于涡轮增压器架构和电控标定匹配参数已经基本确定，这时候往往会采用“路径控制”的方式，来解决或改善轻度喘振问题。比如，在压气机入口的管路增加稳压腔，减少不稳定气流的流量，消除压 力波动，进而改善喘振裕度；或者在空滤器出口与压气机入口之间的进气管路上，增加高频的声学消声元件。这些路径上的改进措施，对发动机动力性和经济性的影响都很小，也不会改变 涡轮增压器的方案选型，以及大幅度地调整动力标定策略的逻辑参数，比较适合在车型开发的 后期阶段，解决轻度喘振引起的噪声问题。

本书内容简介：本书重点针对发动机NVH性能开发过程中的重点机构和零部件系统分别进行了阐述，共分成8章：第1章为发动机振动激励的基本原理和理论基础部分，主要介绍了单缸和多缸发动机的振动激励分析机理。第2章则详细地阐述了发动机平衡性设计开发的概念方法和常见的衍生NVH问题。第3章从发动机噪声的分类、发动机噪声的测试评价及各种类型噪声的识别分析技术等，并提供了较全面的问题分析排查方法和工程解决措施方案。第4章详尽地阐述了各种类型的增压器噪声问题。第5章介绍了进气系统的NVH性能集成开发流程、常见的进气系统噪声问题、进气系统关键零部件的声学特性分析和进气系统的声增强技术。第6章介绍了排气系统NVH性能集成开发的要素、不同消声器类型的声学特性分析和排气系统的常见噪声问题。第7章介绍了发动机燃油系统的噪声问题。第8章介绍了常见的发动机NVH性能开发典型案例。

《汽车发动机NVH性能开发与工程实践》目录

第1章　发动机的振动激励分析1

1.1　发动机曲柄连杆机构的简介1

1.2　中心式曲柄连杆机构的运动学分析4

1.3　偏心式曲柄连杆机构的运动学分析8

1.4　单缸发动机曲柄连杆机构的质量换算9

1.4.1　活塞组的等效质量换算9

1.4.2　曲轴组的等效质量换算10

1.4.3　连杆组的等效质量换算11

1.4.4　曲柄连杆机构的两质点力系简化模型12

1.5　单缸发动机曲柄连杆机构的动力学分析13

1.5.1　缸内气体作用力13

1.5.2　往复惯性力14

1.5.3　离心惯性力15

1.6　单缸发动机曲柄连杆机构的力传递分解和受力分析15

1.6.1　活塞销中心的作用力和力传递分解15

1.6.2　曲柄销中心的力传递分解和受力分析16

1.6.3　曲轴主轴颈的力传递分解和输出转矩16

1.6.4　曲柄连杆机构的气动转矩和惯性转矩17

1.6.5　曲柄连杆机构的倾覆力矩分析18

1.6.6　曲轴主轴颈的反作用力分析18

1.6.7　单缸发动机曲柄连杆机构的激励载荷分析19

1.7　多缸发动机的振动激励分析20

1.7.1　多缸发动机的气缸序号和曲柄图20

1.7.2　多缸发动机的曲柄排列和发火顺序21

1.7.3　多缸发动机激励源的合成分析22

第2章　发动机的平衡性设计分析25

2.1　发动机平衡的基本概念26

2.2　单缸发动机的平衡性分析26

2.2.1　离心惯性力的平衡分析27

2.2.2　往复惯性力的平衡分析28

2.3　直列式多缸发动机的平衡性方法33

2.3.1　多缸发动机旋转离心惯性力和力矩的平衡方法33

2.3.2　多缸发动机往复惯性力和力矩的平衡方法35

2.4　直列式四冲程4缸发动机的平衡机构设计36

2.5　直列式四冲程3缸发动机的平衡机构设计38

2.5.1　3缸发动机激励源分析和平衡方案39

2.5.2　3缸发动机混合动力平台开发的平衡方案41

2.5.3　3缸发动机平衡轴机构的NVH性能测试对比41

2.6　平衡轴机构设计的基本要求43

2.7　平衡轴齿轮传动系统的常见噪声问题44

2.7.1　平衡轴齿轮传动NVH问题的案例44

2.7.2　平衡轴齿轮传动系统NVH性能的控制47

2.7.3　橡胶减振齿轮在平衡轴机构中的应用50

2.7.4　剪刀齿轮在平衡轴机构中的应用51

2.7.5　非金属齿轮在平衡轴机构中的应用52

2.8　仿真分析技术在发动机平衡开发中的应用53

2.9　多缸发动机的内部平衡分析53

第3章　发动机的噪声分析控制55

3.1　发动机噪声的分类55

3.2　发动机辐射噪声的测试评价58

3.2.1　基于整车状态的发动机振动噪声测试评价58

3.2.2　基于发动机NVH台架消声室的发动机辐射噪声测试评价59

3.3　发动机的燃烧噪声62

3.3.1　燃烧噪声的分类63

3.3.2　基于缸内压力频谱特征的燃烧噪声分析64

3.3.3　燃烧噪声的振动噪声传递特征分析67

3.3.4　燃烧噪声开发的控制69

3.4　增压直喷汽油机爆燃噪声的诊断控制71

3.4.1　普通爆燃与超级爆燃72

3.4.2　整车状态的超级爆燃排查诊断73

3.4.3　超级爆燃的影响因素与控制措施74

3.5　发动机的机械噪声简述75

3.6　活塞敲击噪声的分析控制76

3.6.1　常见的活塞敲击现象78

3.6.2　活塞敲击噪声的类型78

3.6.3　活塞敲缸的机理分析79

3.6.4　改善活塞敲缸问题的措施方案80

3.6.5　活塞销敲击的机理分析82

3.6.6　常见的活塞销敲击现象83

3.6.7　改善活塞销敲击问题的措施方案83

3.7　配气机构噪声的分析控制84

3.7.1　配气机构气门驱动方式的类型85

3.7.2　配气机构的常见噪声问题87

3.7.3　改善配气机构噪声问题的措施方案89

3.8　正时链传动噪声的分析控制96

3.8.1　正时链传动与正时同步带传动的性能比较97

3.8.2　正时链传动系统的结构组成99

3.8.3　 正时链传动的不均匀性分析（多边形效应）102

3.8.4　正时链传动系统的常见噪声问题104

3.8.5　改善正时链传动系统噪声问题的措施方案107

3.9　正时同步带传动噪声的分析控制112

3.9.1　正时同步带传动系统的结构组成112

3.9.2　正时同步带的振动特性分析116

3.9.3　正时同步带传动系统的常见噪声问题118

3.9.4　改善正时同步带传动系统噪声问题的措施方案122

3.10　发动机前端附件驱动系统噪声的分析控制125

3.10.1　发动机前端附件驱动系统的结构组成126

3.10.2　发动机前端附件驱动系统的振动特性分析131

3.10.3　多楔带传动的弹性滑动与打滑132

3.10.4　发动机前端附件驱动系统的常见噪声问题134

3.10.5　改善发动机前端附件驱动系统噪声问题的措施方案140

3.11　发动机噪声的识别分析技术143

3.11.1　发动机噪声识别方法的分类144

3.11.2　传统的发动机噪声识别方法145

3.11.3　基于信号处理技术的发动机噪声识别方法150

3.11.4　基于声学传感器阵列的发动机噪声识别方法156

3.11.5　基于智能网联技术的发动机噪声识别方法159

第4章　废气涡轮增压器系统的噪声分析控制161

4.1　废气涡轮增压系统的结构组成165

4.1.1　废气涡轮系统165

4.1.2　压气机系统167

4.1.3　中间轴承系统168

4.1.4　废气旁通阀系统169

4.1.5　进气旁通阀系统169

4.1.6　中冷器170

4.2　废气涡轮增压噪声的分类171

4.3　喘振172

4.3.1　喘振的常见工况172

4.3.2　喘振的类型173

4.3.3　喘振的机理174

4.3.4　喘振的识别方法175

4.3.5　改善喘振问题的措施方案175

4.4　轻度喘振噪声177

4.5　泄气声180

4.6　同步噪声183

4.6.1　同步脉冲噪声185

4.6.2　同步振动噪声186

4.6.3　同步脉冲噪声与同步振动噪声的识别190

4.7　次同步噪声191

4.7.1　轴承类型与油膜稳定性191

4.7.2　次同步噪声与油膜涡动193

4.7.3　径向轴承浮环类型与油膜涡动195

4.7.4　改善次同步噪声问题的措施方案196

4.8　次同步纯音197

4.9　超同步脉冲噪声198

4.10　高阶谐次噪声199

4.11　叶片通过频率噪声201

4.12　叶尖间隙气动噪声203

4.13　电锯噪声205

4.14　执行器异响207

4.14.1　废气旁通阀执行器的异响问题207

4.14.2　进气旁通阀执行器的异响问题208

第5章　进气系统NVH开发与工程实践210

5.1　基于整车的进气系统NVH性能集成开发流程211

5.2　进气系统的常见噪声问题213

5.2.1　进气系统的周期性压力脉动噪声213

5.2.2　进气系统的湍流噪声213

5.2.3　进气系统的气柱共振噪声214

5.2.4　进气系统的赫姆霍兹共振噪声214

5.3　进气系统NVH零部件的声学特性分析214

5.3.1　空滤器的声学特性设计 215

5.3.2　低频谐振腔的声学特性分析220

5.3.3　1/4波长管的声学特性分析221

5.3.4　1/2波长管的声学特性分析223

5.3.5　高频谐振腔的声学特性分析223

5.3.6　编织管的声学特性分析226

5.4　进气系统的声增强技术227

5.4.1　进气系统的声传导增强装置228

5.4.2　进气系统的电子模拟声装置230

第6章　排气系统NVH开发与工程实践231

6.1　排气系统NVH开发概述231

6.1.1　排气系统的结构组成231

6.1.2　排气系统的主要功能和设计要点232

6.1.3　基于整车的排气系统NVH性能集成开发流程介绍233

6.2　排气系统消声器的声学特性分析237

6.2.1　排气系统的阻性消声器238

6.2.2　排气系统的抗性消声器239

6.2.3　排气系统的复合阻抗式消声器241

6.2.4　排气系统的扩散式消声器242

6.3　排气系统的常见噪声问题243

6.3.1　排气系统的周期性压力脉动噪声244

6.3.2　排气系统的管路驻波噪声244

6.3.3　排气系统的赫姆霍兹共振噪声245

6.3.4　排气系统的孔腔流激振荡噪声245

6.3.5　排气系统的冲击波噪声247

6.3.6　排气系统的气流噪声249

6.3.7　排气系统的异响251

6.4　排气系统的双模式控制技术252

6.4.1　双模式排气系统的阀门装置和驱动方式252

6.4.2　双模式排气系统的匹配开发要点253

第7章　燃油系统噪声的分析控制255

7.1　发动机燃油系统噪声控制的概述255

7.1.1　发动机燃油系统的组成255

7.1.2　发动机燃油系统的功能作用255

7.1.3　怠速工况的发动机高压燃油喷射系统噪声分析256

7.2　喷油器噪声的分析控制257

7.2.1　喷油器的工作原理257

7.2.2　喷油器噪声问题的现象机理258

7.2.3　改善喷油器噪声问题的措施方案259

7.3　高压油泵噪声的分析控制261

7.3.1　高压油泵的工作原理261

7.3.2　高压油泵噪声问题的现象机理262

7.3.3　改善高压油泵噪声问题的措施方案262

7.4　炭罐电磁阀噪声的分析控制264

7.4.1　炭罐电磁阀的工作原理264

7.4.2　炭罐电磁阀噪声问题的现象机理266

7.4.3　改善炭罐电磁阀噪声问题的措施方案266

第8章　发动机NVH性能开发案例269

8.1　混合动力总成系统的发动机加速粗糙声269

8.1.1　问题现象269

8.1.2　解决思路270

8.1.3　措施方案271

8.2　前端附件轮系传动带的横向振动噪声异响271

8.2.1　问题现象271

8.2.2　问题测试和排查分析272

8.2.3　曲轴转动激励的测试对比273

8.2.4　整车静置状态的附件传动带频响特征测试274

8.2.5　措施方案275

8.3　BSG混合动力发动机的前端轮系传动带纵向振动控制与压缩机啸叫275

8.3.1　问题现象275

8.3.2　问题测试和排查分析276

8.3.3　潜在的机理分析278

8.3.4　解决思路280

8.3.5　措施方案281

8.4　急加速过程的节气门啸叫281

8.4.1　问题现象281

8.4.2　问题测试和排查分析282

8.4.3　潜在的机理分析283

8.4.4　措施方案284

8.5　不锈钢排气歧管的流致噪声问题分析控制285

8.5.1　问题现象285

8.5.2　问题测试和排查分析285

8.5.3　潜在的机理分析287

8.5.4　排气歧管的流致噪声CFD仿真分析优化287

8.5.5　措施方案288

8.6　怠速关空调工况燃油管路压力脉动引起的车内噪声289

8.6.1　问题现象289

8.6.2　排查分析289

8.6.3　潜在的机理分析290

8.6.4　解决思路291

8.6.5　措施方案292

8.7　发动机凸轮轴直驱的旋片式机械真空泵噪声问题分析优化293

8.7.1　问题背景293

8.7.2　问题测试和排查分析293

8.7.3　机械真空泵脉动噪声的传递路径分析296

8.7.4　解决思路297

8.7.5　措施方案297

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作者简介

张军，工学博士，毕业于上海交通大学机械设计与理论专业，正高级工程师，始终坚守在振动噪声领域研究和车型产品NVH性能开发工作的第一线，擅长快速解决NVH领域的“疑难杂症”，积极开展汽车NVH技术的基础理论研究和流程体系建设，探索汽车NVH技术与智能网联技术的融合实践，积极推动中国自主品牌汽车企业的NVH开发核心技术发展与NVH专业技术人才培养，已发表学术论文140多篇申请专利40多项，兼任多所高校的研究生指导老师，兼任国内外多个学术期刊的审稿人，现为赛力斯汽车有限公司资深NVH专家。

本书由机械工业出版社出版，本文经出版方授权发布。