动力总成NVH设计指导

1、发动机激励的来源与控制

2、动力总成挠度

3、发动机附件匹配问题

4、动力传动系统的噪声

5、齿轮噪声

6、变速箱的噪声

7、沉闷的金属声与拖拽

8、发动机附件发出的噪声

9、与离合器有关的抖动附录

A、先进的动力总成诊断方法

B、动态的整车、动力总成、及其控制模块分析

C、发动机激励的计算方法

D、发动机内部的不平衡是由于质量的往复变化

E、动力总成的弯矩及附件的共振

F、分析模型的弯曲及扭转

G、动力传动系统的连接角度

H、自动变速箱的3自由度扭转模型

大量的产品的NVH问题严重性问题在于激励源和整车与动力总成的动态响应，应该从多方面关注以减少问题的严重性，设计时就应该注意减少动力总成的激励，但是如果整车的隔振及结构不合理的话这种措施效果不大。如果没有考虑到在整车里的运行情况，那么单个的部件设计出来是不合理的，例如，变速箱就应该适应某些特殊的发动机

用途，就像一些竞争者所作的排除了卡达声。发动机缸体设计就不应该以动力总成的弯曲性能为代价而减少单个部件的成本和重量。我们的系统目标就是尽量减少重复设计的成本，比如像通常发生的附件匹配问题。如果有必要的话，比起等发动机设计好后再想提高它的性能，通常等达到预期的设计目标后再降低成本和重量要容易一些。工程优先权为了达到动力总成NVH的系统目标，设计工程的先后权限很重要。在发展阶段，NVH常常被作为一种协调主题而又优先考虑。就像在这本设计指导书推荐的范围里看到的，最先基本的设计设想比起后来的提高发展工作对最后获得的NVH 水平有更深的影响。一个负责动力总成系统的团队需要解决不同部件相互作用的问题，当需要时这个团队应该发展新的工具和文档。强调一点，周期较长的计划应该使已经成形的东西得到及时的执行以充分发挥有效的资源。为了防止因动力总成弯曲性能而要做结构上的调整，新的发动机设计时应该与现有的变速机构相匹配。除非提高动力总成弯曲性能的条件被完全计算，那么加工成本越少，越多有效的起动机可能看上去就不那么合理。

Moan（呻呤声）一种频率比boom（隆隆声）高但是仍然是属于低频（80Hz~200Hz）范围的声音，例如：一个四缸机的扭转脉冲就可能在怠速产生boom音，而第2阶的惯性力就可能在高速时产生moan音。

Mode：对于力函数的一种动态的结构响应，通常mode发生在共振时而且它是结构本身

的函数并非是力函数。力响应模式是通常这种mode的集 合，而且也是相应作用力的函数。

Mode的形态：与mode有关的结构变形在空间上分配。

NVH：从用户评价转移来的任何可触摸到的或可听到的扰动。NVH包括与乘坐和驾驶性很

不协调的一种整车动态结构响应，这种响应包括对低频输入的一种刚性体响应。

Order阶次：近似一种排除了扰动的谐波函数，他是一种取代了时间的对于一种旋转机械物体的角度位置函数，例如：一个四缸机的凸轮轴旋转速度是曲轴的一半，在曲轴旋转2转或者凸轮轴旋转1转时，所有的部件相对它们原来的位置都已经重新标识。因此所有可能来自发动机的周期性扰动将发生在凸轮轴的第一阶或曲轴的第1/2阶和它们的整数倍?????。而任何其他的来自发动机的扰动都将是随机的或非周期性的。还是没有把阶次解释清楚……………！！

周期：一个NVH响应峰值。这种用法仅仅用在汽车上而在其他的领域是找不到的。周期性的: 一个响应在一定时间内重复发生。动力总成在稳定的状态下工作时会产生许多周期性的输出，这样便于频率和阶次的分析。

     Shudder颤抖：见surge. Shuffle拖拽：见surge.Surge振荡: 一种术语表示整车的纵向振动。振荡是一种可以触摸的类似shake（颤抖）的响应，它是一种垂直的或横向的扰动。与bobble摇摆, shudder, shuffle,和trailer-hitching拖车钩挂类似。

random随机的：非周期的扰动，随机扰动不能基于操作需要预测而只能数理统计。燃烧的可变性和紊乱就是例子。

Rattle喀嗒声：一种重复发生的高频的金属撞击噪声。在发动机低载荷时变速箱齿轮发出的就是这种声音（柴油机除外）。

Rollover Noise 旋转噪声：被发动机空载时周期性输出激励产生的咔嗒声（柴油机）。

第一章

发动机激励的来源与控制

1.1 介绍

发动机是振动能量的主要来源，最后到达用户的由发动机产生的NVH扰动包括整车的动态响应，对这种扰动的理解就是人类生理上的活动，当然也是在外部对整车工程的控制。处理与发动机NVH 有关问题的方法就是减少振动噪声源的激励和减少对整车拥有者的两种扰动（tuning调整音质和isolation隔音隔振） 发动机悬置对NVH的调整很关键，这部分对于前轮驱动车辆（1984年出版的前轮驱动车发动机悬置设计指导）有较多的描述。除了本身作为激励源，发动机及其他的动力总成部分也属于响应系统的一部分，动力总成的结构动力分析对于NVH的影响将在这本设计指导书中详细讨论。

在NVH 等式中车身的结构响应也是重要的一部分，但是这本书讲

的较少，然而新的试验和分析技术正在用来决定车身结构响应与最后性能目标有较大关系。这章的主要内容是定义产生这种扰动的机构和识别控制方法。合适的发动机扰动控制方法对整车NVH很重要，但是如果前面提到的响应系统一旦被忽视，那么可能这种方法的效果就不是那么好。

发动机最重要的激励源来自气缸压力，它产生于气体的燃烧和往复运动的部件产生的内部不平衡力。控制这种激励的关键因素是发动机的排量和输出扭矩，气缸数目及构造，以及往复运动部件的质量和几何尺寸。这些关键因素的设计要点已经用书面记载了多年，而且其中的关键点也包括在这章里面。除此之外，一些特殊的建议也在本章中提到，适合于那些实际生产中NVH恶化程度没有超过其潜在的成本、重量、和燃油经济性。除了这些基本的静态源外，还有大量的变量和瞬时因素可以通过好的设计经验排除确定的NVH问题和操纵性问题以达到优化，空气动力问题，燃油质量，点火和其他的控制参数也会影响燃烧过程和最终的NVH。为了有效的解决这些问题我们必须运用大量的设备来记录和分析许多我们感兴趣的参数，计算机基于设备用于数据的采集和分析发动机及整车相关的问题已经通过APEO得到了很大的发展和广泛的运用。一些设备和关键的运用操作方法已经在本书中讲到。参见附录A。一种很强的发动机，变速箱及整车动力分析模块——DYNMOD，被动力总成电子研发部用于发动机及整车的一些特殊的课题分析，这种设备可以提供分析问题的方法和解决问题的方法而且不受修建和测试硬件等成本及时间的限制。见附录B。

1.2 发动机扭转脉冲

大多的往复式内燃机是以不定的方式产生动力是因为燃烧是不连续的，NVH 在本节讨论的是在燃烧过程中的低频部件。当发动机的排量不变时，随着气缸数目的增加，每个气缸的激励就会降低，既然每个气缸在不同的时间点火，那么产生这个平顺的纯粹的发动机输出的冲击就会重叠。不像其他的NVH问题，可以通过合适的设计方法尽量减少，发动机点火引起的扭转波动是基于发动机本身的运行状况，一旦发动机的排量和气缸数目被确定下来就无法在源头上加以控制。

柴油机由于具有很高的压缩比，因此它的燃烧更快产生高频的燃烧噪声，燃烧噪声是一种空气响应，源于发动机缸体和产生气缸压力的高频部件附属设备的激励。火花点火发动机通常有较慢的燃烧速度因此不存在高频的燃烧问题，当爆震时有一种叫提前点火爆震的声音可以听到。

1.2.1 四缸发动机关于燃油经济性的NVH限制

NVH问题和操纵性目前对于4缸机的燃油经济性还是一个限制因素，总的来说可以通过降低发动机的转速与路试速度之比来得到较高的燃油经济性，在低转速和高扭矩的状态下操纵发动机涉及到比如牵引力的大小以及设计指导书中提到的那些主要问题如轰隆声，振动，齿轮咔嗒声等等。主要考虑的发动机悬置调整，离合器变换，阻尼器调整，和其他的附属设备的优化将降低整车对点火脉冲输入的响应，但是实际限制也存在比如说隔离度可以到什么程度。目前这里也没有哪种4缸机产品可以连续的在1500rpm下工作而获得可以接受的NVH 水平。因此只考虑燃油经济性而不权衡NVH是不正确的。

1.2.2 四缸机和六缸机的NVH水平及燃油经济性的比较

动力总成的优化首先就是要证明较大的燃油经济性和较大的牵引力，为了决定NVH对这个目标的限制，下面的问题就要注意:——缸数对整车牵引力和NVH的影响。——缸数对整车燃油经济性的影响。——燃油经济性和NVH的权衡。一个简单的动力系统模型建成后。这个模型，当用一个简单的发动机扭转信号和一个相等的观察者模型进行谐波分析后，可以为任何传统的发动机和动力传动系统总成的NVH 提供一定数量的比较。发动机图，模型和项目进程被用来确定具有相同排量的两种发动机4缸和6缸的燃油经济性。系统NVH模型分析结果和燃油经济性预测的结果结合在一起提供我们想要的权衡信息，一个简单的关于4缸机和6缸机来自燃烧和内部影响的NVH问题计算过程见附录C。

1.3.1周期性循环的可变性

图6就显示了根据图4的数据而改变平均有效指示压力导致燃烧不稳定的周期性循环部件，由于这种循环燃烧不稳定性具有随机性和非周期性，导致了在这种带有平均有效指示压力信号部件内部的能量被分布到很广的频率范围，下面是影响这种燃烧不稳定性的循环部件：

——由于再回收的废气和过量的空气导致混合气体浓度降低，不合理的气体燃油比会增加这种不稳定性。

——点火提前：如果点火受阻于最大转距时的最小点火提前角将增加这种不稳定性。——来自发动机操纵时的噪音，点火、废气回收、燃料。

——燃烧室的设计：较快的燃烧特性会降低这种不稳定性。

——进排气歧管的设计：燃油的气化不充分会导致这种不稳定性。

1.3.2 整车的NVH影响

任何发动机NVH问题分析必须在受发动机点火频率扭转力和不平衡力激励和受燃烧不稳定性激励之间区分开来，燃烧不稳定导致发动机扭转部件的频率比点火频率低一些，而且它们可是周期性的也可以是非周期性的。通常由燃烧不平衡导致的整车NVH和操纵性问题就是怠速不稳、节流阀振荡、在1/2阶次和一阶次时低速共振。1.3.4 同级别中最好的燃烧质量

建议针对BIC的发动机燃烧质量目标应该通过整个IMEP在15kPa或更少的标准偏差范围内来确认，这个IMEP的标准偏差计算包括缸与缸之间和循环与循环之间对IMEP可变性的贡献量，上述标准是一个总的指导，它基于在从怠速到2000rpm时与NVH问题有关的燃烧的整车测试经验。当谈到在一个很大的发动机速度和载荷范围内具有IMEP不稳定性的缸对缸和循环对循环部件时，APEO的工作仍在继续以确认更精密的燃烧质量目标。1.4 固有的发动机平衡与不平衡问题通常来自发动机的振动平顺度和自由度可以通过它的固有不平衡性在一定程度上加以限制。在发动机里面一些往复运动的部件产生振动，加在这些本体发动机上的不同机构的度能够降低这些振动，在一定程度上还要看发动机的运行平顺性。这部分主要讨论由不同发动机机构往复运动造成的内部不平衡性和怎样使这种不平衡性尽量减小。

1.4.1 单缸机往复运动的力

发动机内部的往复运动明显不是以一种方式运行的，滑块从上止点先加速朝曲柄运行然后又慢慢停在下止点，然后又以相同的方式远离曲柄运动。

在发动机里面这种运动是由一个叫曲柄连杆机构控制的，这种机构不像滑块或挡车轭那样生成正弦曲线（参见图1-7），曲柄连杆机构可以通过一种迅速集中带有发动机阶次和曲柄速度多样性的系列来进行数学描述。第一阶是曲柄速度，第二阶是两倍曲柄速度，第三阶是三倍曲柄速度等等。

已经发现第一个2阶次是最重要的，高阶数量级较小可以忽略，因此，这种曲柄连杆机构的运动可以用第一个2阶来进行数学近似，如图8所示。

这种曲柄连杆机构的运动导致往复运动件的加速运行，大量的这种部件就产生往复的力作用于活塞的中心线，如图9所示。在发动机里面这种往复运动的部件有活塞，活塞环，活塞鞘，还有活塞尾部的连杆。为了简化下面的讨论，这个活塞术语将用来指所有的相关部件。有记录说第一阶和第二阶力可以通过减少活塞质量和曲柄行程来降低，除此之外，第二阶力可以通过增加连杆的长度来降低。

1.4.2 多缸机的往复运动影响

在多缸机中每个活塞的力分别作用它们的中心线，然后进行矢量叠加。既然这些活塞的力不同轴，那就会产生力矩和力偶。因此，下面就有4个术语要注意：

——第一阶力

——第一阶力偶

——第二阶力

——第二阶力偶

这四个力的矢量和对于每种发动机构造都会造成不同的联系（4缸机，V6V型，直列V6，6缸，V8等等），附录D中列出了从2缸机到12缸机34款发动机的第一阶和第二阶力与力偶的关系。

1.4.3 第一阶影响的控制

除了6缸机和12缸机在上面已经提到了，其他的发动机构造需要额外的方法来消除和降低这种往复运动力的影响。最简单的一个方法就是曲轴平衡，然而这仅仅对于一阶力和力偶有效果，既然只要与曲轴有关的部件运动都要以曲轴的速度运行（一阶）。除此之外。而且，如果当这种往复力和力偶为常数及与曲轴以相同的方向旋转时，曲轴平衡是唯一的有效方法。在附录D中我们详细介绍了90度V8发动机的这种用法。这儿，较为合适的平衡块常常放置在第一和最后一个曲轴板相对的位置或者在飞轮和曲轴减震器上以产生一个反作用力消除第一阶力偶。另外，平衡块也可以放在曲轴板相对的位置以减少或消除在先前涉及到的轴承上离心力的影响。

1.4.4 减少往复运动件的质量

正如前面提到的，二阶不平衡力可以通过增加连杆长度或缩短活塞行程来减小，但是

在活塞压缩高度不减少的情况下想要改变连杆长度是很困难的。在设计新的活塞时，特别针对比较薄的活塞环或者是双活塞环构造，可以降低压缩高度以获得较长的连杆。在确定冲程时应该首先考虑发动机整体包装长度和高度。当然最佳降低发动机2阶内力的途径就是减少往复运动件的重量。

1984的CVH发动机每缸都有645g的往复运动件质量，如果运用已有的技术如提高

加工精度和材料替换运用等，减少25%的质量是可行的。图1-13就是一个例子，它显示了面对作为替换作用的4缸机2阶内力工厂的状况。对于将来的发动机设计，为了获得绝对的竞争优势，强烈建议这些力的大小应该比当今市面上的产品小15%以上。1. 5发动机瞬时运作在瞬时运行工况下，发动机将产生一个瞬时扭矩，而这个扭矩可能会激励一个动力总成或整车响应。例如，在节气门位置一个突然的变化加上一个动力传动系统的反向扭矩，就会产生沉闷的金属声和拖拽。见第7章。发动机扭矩的扰乱也可以被不正确的点火正时、排气回收率、空燃比引起。在瞬态运行条件下，空燃比的错误主要是由两个独立的机构引起，它们是下述的歧管堵塞和混合气冷凝。

速度密度：系统用一个歧管绝对压力传感器和一个进气温度传感器来控制歧管内的密度，实际进入发动机内的空气量可以像转速一样被精确计算出来。

空气质量: 系统是用一个热力风速计或者是风向计来测量空气流的，既然这个传感器在节气门附近，那么这个被测量的空气流就直接进入歧管内，而不必进入发动机内部了。

对于这个中心燃料喷射，燃料通常是送到节气门附近的，如果歧管一旦被堵住，那么这个空气质量系统就不会产生空燃偏移，接下来由于没有正确的信号接受到，这个速度密度燃油喷射系统就会产生倾斜的峰值。对于电喷，这个速度密度系统将会产生更多的统一的空燃比，而这个空气质量系统将会倾向产生一个更大的峰值。

第二章  动力总成的弯曲

2.1 问题描述

发动机弯曲共振由于能放大整车振动和噪声而备受NVH 关注，大多数问题在200Hz以下都是以噪声的形式表现出来尽管某些可触摸的感觉也存在。除此以外，像后轮驱动车如果在某些不平衡旋转部件共振时操作就可能遇到过动力总成结构上的问题。对于6缸或以上的发动机最频繁的问题就是扭矩的敏感性和一种叫做呻呤的动力总成弯曲共振模式。对于四缸机，主要的还是2阶内力的激励，而这种呻呤要少于扭矩敏感度的影响。

2.2 全面讨论

结构或机械共振一般发生在这种频率下，其结构刚度和内部特性是在一种平衡的状态下引起了较大的振动峰值。当结构被某一共振频率激励时，唯一的阻抗就是阻尼特性，但它的作用不大，振动结构的这种空间模型叫做“mode shape”。

最下面的悬挂系统属于减震系统，为了起到更好的隔振效果它们的频率比结构模型的频率应该低很多，这种隔振系统往往涉及到刚性体和结构模型的柔性体，这章主要涉及到动力总成的柔性模式。 

在通常的应用中，弯曲就是一种长长的，苗条的物体变形，就像发生在弓箭上被拉回的弦一样，而在工程术语中，当欧拉-贝努利横梁理论假设成立，简单的纯弯曲就发生了，这个理论对于长的，苗条的物体当弯曲发生在简单 平面上时是有效的。对于这种特殊的条件，这个mode shape就可以在任何2维坐标中得到描述。在一定程度上，传统的后轮驱动动力系统就已经遇到了这个标准，产生了一个叫做第一次垂直弯曲模型的术语。然而，在其他的条件下，3坐标模型就涉及到弯曲，扭转，及其他的变形形态。为了跟上历史上的用法，这里的动力总成弯曲不仅仅指的弯曲，还包括其他所有的模式。

在共振频率下只要很小的激励，动力总成就会响应它的弯曲模态。像起动机或发动机附件这些次级系统的共振响应在遇到这个弯曲模态时就会在低频和高频产生弯曲响应。在频率上接近的两个模态产生的响应比单个的模态产生的响应对NVH有更恶化的影响，解决这个问题的较为仔细的程序就是做模态测试。

2.3 后轮驱动的动力总成弯曲

后轮驱动动力总成结构是不连续的，以至于发动机，传动轴，和轴套结合产生的共振以同步与不同步出现，一个典型的动力总成第一阶模态显示了这个节点，最后与动态系统相互作用的传动轴是微不足道的。真正的设计标准就是系统的共振频率就是第一阶弯曲频率，系统的共振频率要低于单个部件的模态频率。

如果激励足够大，那么在第一阶共振频率下运行发动机就会产生严重的部件压力，那么像传动轴引起的这种旋转不平衡或偏心就需要特殊的控制，特别是当刚度不够引起更大的速度偏心、系统共振峰值增加和载荷迅速累积。尽管部件可以设计以解决实际中不平衡或偏心问题，但是为了均匀的压力而设计的铸造工艺或消除应力集中还是需要的。

其它的激励包括所有的旋转不平衡或偏心机构，万向结，不平衡的发动机力和扭矩，发动机点火频率扭矩反作用，和发动机附件有关的阶次。其他的在共振条件下运行的结果还有如可触摸的或可听到的对乘客的扰动、支架或发动机附件的疲劳破坏和控制系统的破坏等。

2.4 前轮驱动的动力总成弯曲

当今前轮驱动动力总成通常被设置成带半轴的发动机本体，离合器和变速箱总成集 合。在前轮驱动车上的发动机、变速箱和轴的结构连接消除了鞘钉连接带来的彼此相互作用的子系统，因为这个原因，前轮驱动的动力总成共振模态通常比后轮驱动的要高一些。除此之外，像与半轴有关的较短、较细的部件也得有较高的模态。然而，半轴设计用花键代替滚珠以防松和抗疲劳损坏还有阻止进入弯曲系统中的一些悬挂特性。

前轮驱动的动力总成由于它们的结构紧凑、不对称的外形通常产生不止一个弯曲的模态，这就是为什么在U-驱动结构中用一个分动箱将驱动桥安装在发动机一侧。一般后轮驱动车的振动模态由他的垂直加速度决定，而前轮驱动就不同，它需要现代模态分析技术通过分析

及试验来确定它的模态振型。在设计过程中模态分析是必需的部分，因为它可以确认动力传动系统的弯曲目标是否合理有效，如果有必要设计人员必须研究3维模态振型以确认需要改正优化的部分，在图2-2中显示了前轮驱动的弯曲模态，动态分析更加加强了模态振型的视觉效果。

2.5 动力传动系统弯曲设计注意事项

动力转动系统弯曲共振的基本设计目标就是让最低的结构模态振型高于整车最高的频率发生。一些特殊的需要在共同设计需求里面可以找得到，参考附录E——动力传动系统弯曲与附件共振。设计需求还提供了测试结果修正以找出试验结果与实际共振频率的差异。除了试验校正外，还应该对设计弯曲共振需求加上15%的频率安全余量。扩大后出现高于或低于共振频率的情况是由于响应峰值的宽度有限。

对所有的动力传动系统的弯曲模态覆盖标准由实际NVH目标决定，已经发现在整车上并不是所有的弯曲模态都会产生NVH扰动，如果模态不是由很强的发动机力激励产生或者模态处于整车低响应的节点上，那么它对用户就可能不会产生较明显的扰动。对于后轮驱动的4缸机车垂直弯曲模态大多会产生NVH问题，然而对于某些装置U型驱动模态就可能不会是什么大问题。对于一辆正在生产中的整车，如果没有特别明显的NVH问题出现就没有必要再增加它的响应模态频率。但是，在当今的技术范围内我们还没有办法对一种新的整车或动力传动系统作早期的判定是否某些特殊的模态会出现问题。因此，既然在没有什么特殊的规定情况下，减少成本和重量比起结构的提高要容易得多，那么最谨慎的方法就是在每个case中都达到我们预期的设计目标。下面是达到这些要求的实际经验。

2.5.1 加强筋

对动力总成结构，加强筋是获得高硬度值的一种方法，而且还可以减少重量和成本。保持两个螺栓连接面的连续性的最大连续加强筋长度应该用到，加强筋应该沿着模态变形最大值区域和弯曲模态振型全息成像下边沿正确的角度布置。发动机加强筋应该和附件匹配的凸台混合在一起以提供刚性连接点，在许多情况下，发动机的加强筋应该延伸到铸件上以增加材料单位质量的组合性能。加强筋和断面的增加还可以使铸件在加工过程中稳定和减少废料。

2.5.2 深裙式缸体

在曲轴中心线下部拓展发动机缸体会增加与变速箱连接螺栓的跨度，较低的耳朵应该尽可能与油底壳上表面一样高，水平跨度应该与飞轮壳的宽度一致。较低的耳朵应该固定在油底壳连接螺栓中心线外侧而且在缸体上以较好的角度张开。一个深裙式缸体油底壳的结构变化对它本身的结构刚度没什么影响，但是可以通过较好的铸造工艺来提高。

2.5.3 油底壳的结构

连接发动机和变速箱的螺栓跨度可以随着油底壳的结构改变而增加，这个改变就是在曲柄中心线下面提供一个夹紧力，然而这就要求油底壳与发动机之间的密封条密封作用相当好。

2.5.4 缸体的后面

用最大可能的螺栓模式和加强筋可以在缸体中的螺栓孔提供一个统一的压力场，为了加强变速箱连接螺栓的安装这种加强筋一定不可去掉，而且连接螺栓应该从变速箱一侧安装在缸体的后面，还应该加厚法兰盘以防止局部变形。

2.5.5 起动机

起动机应该用螺栓安装在曲柄中心线以上的缸提上，因为那儿的发动机和变速箱的相对运动较小，起动机应该有支撑体支撑而且还应该固定在缸体上，如果起动机必须悬空，那么就得有一个刚性支架将起动机的电刷尾端一起固定在缸体上，电机仍然该安装在缸体上以提供对变速箱的安装强度。

2.5.6 变矩器离合器壳

这个壳必须和变速箱壳一起铸造以防止其模态振型的不一致，设计时应该尽可能设计成圆锥形。控制后轮驱动发动机弯曲较合理的动力转动系统包括一个短的、刚性的延展转换器，一个匹配的万向结，一个较轻的、刚性的传动轴。这些标准已经用两条带有一个中心轴承的传动系统实现，所有的纵向滑动都可以在这个中心轴承中实现。系统通常将这个转换器的尾段移到靠近一阶和二阶模态的节点上。由于这两根轴短而且硬度高，质量较小、旋转不平衡较小因此可以降低一阶不平衡力，弯曲系统的柔性质量被降低了因此增加了共振频率。但是，这些优点全是建立在其他NVH问题继续存在和远远高于一条传动系统成本的基础上，现在的一些较轻的材料可以作为这个双传动轴的代替品。

2.6 实验分析过程

2.6.1 模态分析试验

发动机弯曲是与高频振动有关的需要当代最好的模态分析设备、软件、及试验流程。像上面提到的，像发动机附件这样在我们感兴趣的频率范围产生共振，就必须包括在模态振型决定因素里面，像铸件这样的基本结构的响应必须被确定，响应的数量和分布应该遵循下面的论述：能从局部变形区分基本行为、识别控制弹性区间、消除最小节点响应区。测试时自由状态、固定设备和整车的边界条件是系统错误的根源，刚性支撑不能用来代替隔振和柔性装置如悬挂。系统中，在卸载或不旋转条件下，当传递扭矩但非线性清除响应时滑动连接表示了一种静态摩擦特性，在加入悬挂质量到前轮驱动车发动机测试时这种滑动的阻力就被发现了，在实验室人工的加上一些约束到后轮驱动发动机的滑动叉可以得到较高的频率。

2.6.2 发动机迁移率测试

后轮驱动发动机的弯曲共振基本被它们的发动机本体、变速箱、离合器、传动轴支配，当两个部件的连接点上的迁移率统一而且信号相反，这个联合系统就发生共振，迁移率曲线已经被用来检查传动轴、动力总成变化对系统性能的影响。自然的传动轴的滑动叉被安装在变速箱里面作为万向结十字轴的响应测试装置，上面提到的边界条件和力要小心的使用。悬空的滑动叉因为有很大影响必须设置一定的尺寸，在没有过约束和滑动表面时清除除去。为了获得被一个不完整花键带动的旋转叉运动真实情况，方法就是在空间90度范围内用两个

薄片将这个叉以某一个角度锲入这个衬套里面。

传动轴的迁移率曲线可以通过测试或计算机程序获得，因为一些原因待确定，所以这个流程的预期目标要比实际的整车路试结果要高7Hz左右。

2.6.3 噪声源识别

近场噪声强度的测试可以用来确定高振动幅值的位置，这个位置可能还会是空气噪声的来源，被怀疑的区域应该通过测试手段来确认噪声辐射是否很强，加强筋在一定范围内可以使局部的噪声降低。

第三章 发动机附件匹配问题

3.1 总论

发动机附件通常被定义为用皮带带动的不是主要发动机结构的部件，例如：发电机，动力转向泵，空压机，柴油机的空气泵和真空泵，起动机是一个特殊的部件。这些部件将会按照它们自己的共振频率振动，还会放大不同发动机和附件产生的振动。为了减小来自这些附件的振动,他们的设计共振频率必须高于被发动机和附件激励产生的主频。

3.2 在设计目标中的最小共振频率

附件的设计必须在流程早期就开始以便留出时间在遗留下来的发动机上改动，而且消除在新的发动机上再做什么无畏的改动，为了保证运行发动机时的有效性，用动态模态测试可以先测量附件的共振频率，测试细节见发动机测试程序。

设计的目标频率应该是被发动机或其中任何一个附件激励出来的最高频率加上15%的安全余量，图3-1就表示了配2.5L-HSC4缸发动机DN-5整车的设计目标频率全过程，这个目标定在310Hz是发电机在2。8：1的传动比时的振动频率。如果仅仅只有2阶次的振动被认为是主要的，那么这个频率就会低一些，大约225Hz左右。那么这个发电机的振动在4150到5800rpm时就非常明显。通过选择310Hz作为目标，那么无论时发动机本身还是发电机本体产生的共振都会在5800rpm以上。

3.3 计算设计目标频率

3.3.1 不平衡的发动机

对于许多内部不平衡的发动机2阶次的振动是非常严重的，那么被这个发动机振动最高的阶次激起的频率是：f= rpm/60 X order X 1.15 为了统一的设计需要发动机的最大转速在附录E中已经被定义，最高的不平衡阶次见图3-2。

3.3.2 平衡的发动机

对于一阶次和二阶次都平衡的发动机，如：6缸或8缸，基于设计的经验，附件的设计频率必须高于200Hz，这是为了控制被点火频率激起的moan呼啸声。

3.3.5 动力转向泵

这种C-II型的动力转向泵在一个带有2个叶片的腔内有10个刮片，这就导致了第20阶的转向泵附加频率，这个被20阶激励的振动不时很强而且常常用来作为水管的出口，动力转向泵的激励因此没有出现在目标频率设计计算中。

3.3.6 空气泵

这个被空气泵激励的振动也不是很剧烈，而且通常用来作为空气噪声的出口，空气泵的激励因此也没有出现在计算公式中。

3.4 附件匹配问题

设计注意：下述的指导建议获得高频的装备。

3.4.1 附件直接安装

直接安装不用支架是非常有效的结构，发电机，所有发动机的必需品，建议采用这种方式安装， 如果是水冷式发电机，那么风扇的噪声就可以消除了。

3.4.2 相切安装凸台

就像那个新的FS-6压缩机一样，见图3-4，通过附件和发动机的直接连接将增加这个安装部件的刚性。

3.4.3 悬臂安装

一般应该避免这种安装方式，附加物应该在附件的前和后，或者上和下，对于非要用悬臂安装的附件，建议用较宽的螺钉跨度将其尽可能的靠近发动机固定。

3.4.5 进气歧管和管头

进气歧管应有充足数量和尺寸的螺栓保证附件的安装到位，如果这都保证不了，那么较长的支架就必须安装在缸体上，进气歧管和管头被视为发动机的一部分是为了适合发动机弯曲的需要。

3.4.6 支架弯曲

通过在发动机和附件安装表面设计多种的、直线的载荷路径可以避免支架的弯曲，在图3-5种就表示了设计较好与不好的支架。

3.4.7 发动机安装结构

发动机结构安装处应该用加强筋加强，而且要隔开，立柱或靠近立柱安装的较弱的铰链点应该避免。

第四章 动力传动系统激励的boom音/粗糙度

4.1 问题描述

在乘客车厢里面的感受到的动力传动系统的声音和振动是由传动系统低阶次旋转激励而成的。经验得知它们大多发生在75Hz以下，包括30-75的可听到的和0-75Hz可触到的感觉，后轮驱动的车用一根传动轴给变速箱动力但是容易受质量不平衡、轴的小齿轮失效、不统一的运动连接点激励的影响。前轮驱动车可触到的响应主要是由于较大的半轴不连续速度接点的工作角度产生的。

4.2 激励源

传动系统的激励源可以按照它们工作时的阶次分，最重要的还是一阶和二阶。

4.2.1 一阶传动系统的激励

一阶激励通常来自于传动轴与相应法兰盘的质量不平衡和车轴小齿轮的牙距错误，连杆不直，总的激励是这些激励的矢量和。

1、为了结构的整体性，传动轴设计时应注意在最大转速时它的弯曲度较小，这就必须将轴向质量不平衡带来的前后联轴器残余问题考虑在内。尽管经验显示目前大多数一阶激励来自传动轴后部位置，但是我们不应该局限在此，尤其设计到双传动轴与非独立悬架系统，总的来说，这里讲的质量不平衡会带来一个随转速增加的力。

2、一阶车轴齿轮的跳动也是一个主要的激励源，在生产加工过程中的热处理、研磨和轴承径向精加工，一种叫偏心率的现象就被引入造成齿轮牙齿不同的几何中心线，在齿轮和轴旋转时这种错误就会产生一个瞬时的速度变化，像凸轮一样每转都会产生一个持续的位移超差。

4.2.2 二阶次激励

由于成本和包装的原因，CARDON和HOOKE万向节广泛应用于汽车的传动系统，当它的工作角度大于零时，这种非连续转速的万向节就会产生二阶次转速的不平衡。4.4 传动系统运转不平衡设计注意事项

4.3.1 单传动轴与双传动轴

总的来说，双传动轴有这种减少传动轴本身质量和降低不平衡性及增加弯曲频率的优势。这种优势可以用来补偿短轴万向节角度大而引起的二阶次问题，除此之外，由于结构需要中心轴承支架应靠近底板对称中心，根据北美整车及传动轴经验，我们认为传动轴运转不平衡主要还是发生在单传动轴上。这种设想需要后悬架在满载时提供静态万向角度，车轮运行工况，以及大量的加工制造规范必须得到证实。在欧洲是不允许用单传动轴的，因为对于

4缸机来说在高转速时，单传动轴会降低传动系统的弯曲频率，会在二阶次产生BOOM声。

4.3.2 传动轴中万向节角度

总的来说，设计小角度的万向节，使用成本和重量都适合的单CARDON万向节是值得的，一个整体设计需求应该考虑这两个角度和任何一个万向节角度的最大值不同，传动轴万向节角度的前后相位通常被定住，以至于在连接套管上的二阶次激励也没有了，考虑到前面提到的惯性扭矩问题，强烈建议CARDON万向节不应在大于3度的条件下工作，整个角加速度应小于疲劳寿命需求300rad/s*s，如果这些条件不能满足的话，强烈建议改换双CARDON万向节的传动轴或等速万向节传动轴。

4.4.3 柔性联轴器

一个单CARDON万向节的代替品就是一个弹性连接的万向节，柔性联轴器可以提供非等速万向运动且万向角度小与2度，柔性连接可以提供弹性吸收各个方向的冲击，这种具有低冲击高阻尼的传动方式可以大大增加传动部件的服务寿命和减少传动不平衡。通常柔性连接装置利用一个相对简单的多边形构成，这个多边形由装着硫化橡胶的衬套构成。其他的设计通常采用橡胶包线带着一个相邻的弹性材料的连接衬套，所有这些设计都运用非金属材料连接而且对提高整车的NVH有很大的帮助。

4.4.4 小齿轮角度控制

通常在低载荷和扭矩情况下设计较小的二次万向节激励还是比较容易的，但是当载荷和扭矩增加时，问题就出来了。因为后部悬挂参数较大的万向节角度可以改变，而且能控制小齿轮角度变化。

这个悬架可以提供有效的回转振动率（簧下质量绕Y轴转动）来承受传动轴扭转的

最大值，不会造成小齿轮角度变化过大，也可以保持后等速万向节角度不会发生跳动，EAO已经确立了一种后轴回转振动的规范并广泛应用，5度30分为传动轴的角度，2度为独立式后悬架角度，满足这些条件的扭矩臂悬架已经显示出良好的低传动系激励灵敏度，悬架利用带有短跨距要求刚性衬套的短控制连接控制齿轮跨距，但这些刚性衬套可能不会有太大的隔振效果，整车NVH水平可以在优化万向节工作角度同时得到提高。

4.5 传动系统不平衡加工注意事项：

为了获得较好的传动水平，一下加工注意事项应考虑，下面给出的是基于实际观测到的整车传动情况下的建议统计规范，在整车测试和主观评价允许下，这些规范可以适当放松，如果NVH问题恰恰是和提到的部件有关，那么相应的设计更改就是必要的。

4.5.1 传动轴质量不平衡质量

不平衡可以在两端减少来保持平衡，对于传统的刚性传动轴，减少0.3Kg.mm就可以了，对于较轻的材料可以适当降低这个值，必须注意的是在运输和装配过程中我们应保持平衡状态。

4.5.2 轴向间隙

UJEP（万向节轴向间隙）会增加传动不平衡性，除了会造成离心力的不确定因素，还和CFRO有同样的影响，因为这个原因，它不能被点标示而且不能分度其他的部件，同时万向节将非常松弛而达不到旋转扭矩的要求，不均匀的旋转扭矩将会产生传动不平衡性。

4.5.3 焊接拨叉相位

传动轴的焊接拨叉相位相当重要，因为它会影响万向节的二节次激励，相位误差控制在3度以内。

4.5.4 复合式结合法兰的跳动

包括小齿轮在内的单个部件花键配合规范应该保证复合式结合法兰的装配应控制在0.12mm以内，这就相当于在传动轴和法兰盘质量为5kg时的0.3kg.mm的不平衡度。

4.5.5 小齿轮牙距错误

在轴内小齿轮的偏心量被视为节线跳动，在测量PLRO（节线跳动）时，不同的测试技术会得出不同的答案，一种测量径向距离的球形计量器被用来测量转过2个牙齿时球下降的距离，通过测量部分或所有配对的牙齿，一种代表PLRO（节线跳动）的偏差范围就出来了，这种测量技术的一个缺陷就是这个计量器不能测量转动与侧滑的综合影响，既然牙齿的传动和滑动面是用来分开准双曲面齿轮的运行，那么这个球形计量器就不可能将每个牙齿都精确的测量。

一个较好的方法就是测量单侧面的位置误差，这儿可用一个指示器从旋转轴或安装面以一定的距离指示牙齿的基准面。用一个带指针的装置旋转小齿轮一个理论齿距，然后重复测量。每次从指示位置读出的值就是误差大小的数值，定义第一个读数为0，读出总的测量值并得到一个范围就作为PLRO（节线跳动）的误差值，基于这种测量，PLRO值应保持在80mm以内。

第五章 齿轮噪声

5.1 问题描述

齿轮噪声是一种对来自齿轮组产生的传动角度旋转变化的响应，这种噪声是齿轮、轴承、轴和传动系统机座相互作用的结果，这种激励源来自齿轮啮合时的啮合处，接下来就是动力总称的振动通过不同的连接传到车身，来自齿轮的空气声通常占有第二重要的位置。

齿轮声通常表现为呜呜的叫声，发生在200~1800Hz这一范围内。与其他的NVH扰动相比，涉及到绝对激励和响应水平时，齿轮噪声还是比较低的，比起发动机95dB(L)和传动系统的激励声，齿轮噪声对车内的贡献水平也只有55dB(L)，在振幅上差不多是100：1的差异，同样高精度要求的齿轮尺寸在整车部件设计上还是相当重要的。

5.2 术语解释

当然齿轮设计的整体方法大大超过了本手册的范围，然而，术语应用的讨论对理解噪声产生的机械和设计机理及降低噪声还是非常重要的。

带有平行轴的齿轮通常被叫着正齿轮或斜齿轮，他们也可以被当着时分度锥变成圆柱且顶点在无穷远处的锥齿轮的特例，准双曲面齿轮可以被视为轴偏移后的锥齿轮。

前轮驱动的斜齿轮通常被用着速比齿轮和最终驱动，后轮驱动的车正齿轮和斜齿轮有同样的用处，准双曲面齿轮被用着最终驱动。

5.2.1 齿距：齿轮上牙齿间的距离，好的齿距齿轮有很多细小的齿，而粗糙的齿距只有很少的几个大齿，经验发现齿轮牙齿的刚度与齿距没有关联。

5.2.2 齿距圆

指的一个齿轮有效的工作圆，（当一对齿轮用两个同样大小的圆盘代替时，这两个圆盘可以在齿轮箱里通过摩擦传递相同的运动），但准双曲面齿轮没有真正的齿距圆，它在牙齿处会发生滑动和翻滚，因此不能用一个圆盘来代替。

5.2.3 传动误差

指的是输出齿轮的实际位置和理想位置之间的差异，通常用角位移来表示也可以用齿距点的线性位移来表示，传动误差是主要的齿轮噪声激励且随载荷改变而改变。

5.3.3 安装差异

齿轮必须精确的安装到齿轮箱里以便可以按照设计意图让它们啮合，如果旋转轴错位或歪斜，那么相应的齿轮更改就必须防止错误的边接触发生，这种更改可以有效的降低运行时的接触率而提高噪声水平。

5.3.4 载荷偏差

理论上，齿轮噪声也会因牙齿的刚度不同而产生，当一对齿轮相互作用时，分配到牙齿上的载荷增加会引起刚度的增加，相反，当一对牙齿脱离时，分配载荷和刚度就会降低，这种在恒定载荷下刚度的变化会造成齿轮在啮合频率下发生振动，从而产生噪声。

尽管刚度变化引起噪声已经在非汽车领域得到认识，但是在现有的设计中它还未得到重视，主要原因就是汽车动力总成齿轮通常设计承受较大载荷，包括瞬时传递扭矩的增加，然而齿轮噪声大多与较轻载荷有关，例如低速的时候。如果刚度变化相当明显，则齿轮噪声在高载荷时就会倾向消失，所以齿轮噪声不算什么。

然而齿轮噪声会随载荷变化而变化，经验显示齿轮牙齿在系统中属于非常刚性的零件，因此偏斜常常发生在支撑轴承和轴承座上，既然刚度是连续的，则齿轮安装偏斜就不会直接产生振动，但的确会从接触不足和低效率的轴接触率上产生噪声。

5.4 齿轮噪声的响应模式齿

轮噪声在一定共振响应频率上比其他响应更严重，扰动的高频特性非常明显，使得要想设计无响应的传动系统就不切实际的，动力总成弯曲的刚度要求和齿轮安装偏斜都必须注意，对于后轴噪声，更好的控制方法就是隔振和加阻尼，例如，一个传动轴被发现在500~800Hz正在辐射噪声，那么加阻尼比刚度更改更有效一些，然而，对于变速箱里的齿轮噪声，加阻尼就不是一个可行的方法。控制齿轮噪声最有用的方法就是隔振措施的有效利用。所有的整车与动力总成的连接，例如操纵连杆和拉线，发动机变速箱悬置，轴和悬架的安装点等等都是噪声路径需要加以隔振控制，如果隔振和加阻尼还不能满足后轴齿轮噪声的要求，那么调谐吸振器就该考虑了。

5.5.1安装要求

齿轮刚度要求应满足齿轮基座在满载时仍保持同样的相对位置，这是对于噪声控制最重要的设计考虑依据，因为其他的因素可以在设计优化和加工过程中得到解决。

螺旋升角——螺旋角的增加会导致较高的接触面和轴接触率，但不会造成牙齿的强度不够和连接推力的增加。

5.5.2 追逐齿齿轮

全追逐齿齿轮组每个齿轮的牙齿数量彼此都没有相同的倍增关系，当在这种情况下，一个齿轮的每个牙齿在遇到另一个齿轮的同一个牙齿前一秒都会与其他牙齿全部啮合完。既然更多统一的研磨现象会发生，那么追逐齿对研磨齿轮还是有必要的，（研磨是用一种研磨混合物与齿轮一起运行的精加工方式），全追逐齿不必装在同样的指示位置，当他们研磨好后，整体传动比与非追逐齿齿轮有关。

5.5.3 渐远运动

一对齿轮牙齿啮合时至少留一个牙齿的空间，渐近就是首先让这对牙齿保持啮合，直到啮合对正节圆上两个齿轮的中心，渐远就是让这个中心延伸到两个牙齿分开那一点，齿轮设计时理论上应考虑渐近比渐远短一些，渐远到渐近运动比应在1.2到1.5左右。5.5.5 传动分配

变速箱的齿轮传动分配应该让它自身运行稳定安静，通常在同样环境下汽车上用的复合行星齿轮就比两个单行星轮噪声大，齿轮啮合频率在不同的行星阶段应不一样，活动行星组在任何变形阶段的数量都应保持在最小值，尤其是在二级齿轮和过传动齿轮里面。改善的噪声特征可以从最终传动最小啮合齿轮数量中获得，惰轮的用处时提供其他的齿轮啮合，且是一个潜在的噪声源。

第六章 变速箱里的翻滚声和齿轮卡嗒声

6.1 问题描述

变速箱翻滚声和卡嗒声在装分开式变速箱和轴的整车或结合式传动轴的整车上都会发生，所以，本章提到的变速箱若没有特别说明都指以上两种情况。由于自动变速箱已经用一个扭矩转换器减弱了发动机和变速箱的扭矩，所以对于手动变速箱这个噪声问题更加明显。然而，随着分开式扭矩的到来和变矩式的消失，自动变速箱又有产生翻滚噪声和齿轮卡嗒声的可能。

6.1.1 翻滚噪声

空档翻滚噪声指的是发动机怠速空档离合器啮合上时的状况，问题就发生在分开式扭矩变速箱车在怠速下行驶或空档下怠速状况，噪声表现为卡嗒声且在高温天气车外容易发现。不仅仅这声音容易听到，而且容易被误认为是变速箱损坏而发出的尖叫。

6.1.2 齿轮卡嗒声

卡嗒声发生在前进或滑行时的前进装置里，它常发生在发动机低转速时的高速档，除此之外，齿轮卡嗒声尖叫通常发生在车子在一档起动时，这就是起动卡嗒声，齿轮噪声在高温下更加明显。

6.2 激励源

变速箱齿轮组是经常啮合的，即使在发动机连接未承受载荷时也是如此，每个主动齿轮单元都从属于由点火脉冲，燃烧不稳定，及不平衡内力造成的旋转波动。因为非承载从动齿轮有惯性，所以它们在主动齿轮减速造成牙齿分开期间会保持这个力矩，最后当这些牙齿再回来时一个冲击扰动就产生了。这种重复的扰动发生会反馈振动能量到变速箱结构中，而最终到达用户的就是卡嗒声和翻滚噪声了。

6.3 控制要素

这里有四个区域可以用来控制并降低卡嗒声和翻滚噪声——降低发动机激励源。——将变速箱和发动机隔离，这通常由离合器或扭矩变换器阻尼调整来完成。——降低变速箱对激励源的敏感程度。——阻断卡嗒声进入车内的传递路径。

第七章 节气门开闭声音

7、1问题描述

Clunk和Shuffle是整车对节气门由开到关或由关到开时传动系统扭转的瞬态响应，由于存在摆动，发动机转速会在扭矩反向时随着传动系统的旋转余量变化，当摆动加强时，一个扭转脉冲就会通过驱动轮和悬架传到车身。

7、2 控制要素

这里有3点设计要素决定Clunk和Shuffle的严重程度

7.2.1 发动机扭矩增加率

发动机扭矩增加越快，响应就越严重，对于给定的节气门开度，最后的发动机扭矩增加是由进气岐管的容积限制的，它们成指数关系，如果瞬时空燃混合物保持均匀，那么进气岐管的容积越大，发动机的扭矩增加就越慢。

7.2.2 传动系统摆动间隙

Clunk的严重程度会随传动系统的摆动间隙增加而增大，但不是绝对的线性关系，决定控制Clunk严重性的摆动间隙是指从曲轴到驱动轮这一段所有存在的摆动间隙之和，如果动力传动系统有一个带低倍减震器的阻尼装置，那么它运行产生的间隙也包括在内。

7.2.3 传动系统的柔性特征

传动系统如果比较柔软就可以允许Clunk能量作为潜在的东西储存下来同时可以降低Clunks的响应，尤其是对于高频，但过于柔软而没有起到足够的阻尼作用则会增加Shuffle的严重程度，对于后轮驱动的车辆由于簧下质量绕Y轴旋转多了一个自由度，它对Clunk的响应就没有那么严重。

7.3 Clunk如何避免

下面几点是有关Clunk问题避免的注意事项：悬置安装：在前面提到过，悬置对低频振动有很大的影响，它们会影响Clunk响应，但同时我们发现通过调整悬置来改变动力总成的扭矩模态可以降低Shuffle声音，方法就是调整发动机翻转模态大约与Shuffle的响应模态避开，这就使动力总成作为一个吸振装置可以降低传动系统上的扭转波动，Shuffle一般发生在5~8Hz，但发动机翻转模态一般发生在较高的频率范围。

7.4其它的Clunk降低措施

当Clunk问题加剧时，大量的附加装置虽然很有用但也会产生一些主要的问题。

7.4.1 节气门缓冲器

节气门缓冲器主要用于控制发动机减速，这个装置如果适当调整对于消除Clunk非常有效，但是经验表明，生产不一致也会造成一些不稳定的结果，这个不一致问题可以用一个电子控制装置减轻。缓冲器会使燃烧比较完全而且对燃油消耗和排放有一定的帮助。

7.4.2 柔性传动连接装置

有的整车有橡胶连接装置来增加传动系统的柔性，这种装置可以降低来自Clunk、发动机扭转脉冲、齿轮噪声等的激励进入车身，为了有效的降低Clunk，橡胶连接装置就得离地面很低，以至于在一般载荷下就可能会超出离地间隙的要求，因此橡胶连接也许会对节气门开关时的Clunk解决有帮助但同时会增加Shuffle，因为没有足够的阻尼。

7.4.3 改进节气门的连接

为了防止加速踏板一个小小的运动产生一个较大的空气流，相关的部件就不得不用来减小最初的节气门开度，但如果问题提早发现，就可以设计一个更好的节气门体积和连接系统来避免更加复杂的问题。

7.4.4 控制离合器滑动

如果在自动变速箱里的离合器扭矩承载能力可以得到控制，只超出静态要求的一点点，那么Clunk就可以得到降低或消除，任何超过离合器承载能力的瞬时扭矩都可能会产生滑动而不能传到车体，这种方法需要一个复杂的控制系统，加一个离合器外壳也可以考虑。

7.4.5 点火延迟

在节气门关闭时发动机的扭矩可以通过点火延迟来降低，当然这也会需要一套复杂的校准控制系统，过量的点火延迟会造成回火——尤其是对于混合气过浓时。

第八章 发动机附件噪声

8.1 问题描述

发动机附件会在工作时产生NVH扰动和动态的不平衡力，大量的可听见或可触摸感觉到的扰动发生在300Hz以下，但是噪声增加到3000Hz也是有可能的。像第3章讲到的悬置刚度问题，其实许多振动噪声问题在通过适当的设计是以避免的，设计时应该权衡包装、替换件的通用性、成本等问题。

8.2 总体讨论

附件装在发动机上是为了辅助驾驶操纵，提供冷却及给整车提供电能。这些装置在工作时通常会产生一个循环能量输出，所以会产生NVH扰动，包括部件跳动产生的不平衡力。这些扰动必须作为潜在的噪声振动激励源，以下是解决这些问题的基本方法：

1、降低跳动

2、降低不平衡水平

3、降低驱动速度

4、增加活塞、叶片、加强筋的数量，从而降低单个冲击。除此之外，单个的激励输入相互作用比总的输入产生的扰动更加严重。最后，这些附件必须视为整体的一部分，附件的最终安装到整车上是要得到一个完美的整车而并非一个单件，附件直接为了NVH目的而设计也是不太适合的，整体设计如NVH及附件的工作输出都应该平衡，设计时要考虑到整车环境，基本的样车测试仅仅是个开始。

8.3 工作性能与NVH如何平衡

所有的附件都得寄生于发动机的动力性和燃油经济性指标。附件的设计最终的优化结果就是要实现足够的动力性和用户满意程度的平衡，附件的运转速度，载荷要求及尺寸平衡都得考虑。

设计时应考虑到附件中部件尺寸、重量与运行速度的平衡，过大的质量会使控制振动惯性时困难加大，运转速度会影响一阶声音的能量级，对于发电机的尺寸优化也可能会造成许多冲突的问题。福特公司选用的发电机一般在40、65安培，大一点的70安培。

8.4 频率排列

许多扰动可以通过平衡规范来控制，更有效的方法就是将频率隔开一定距离、传动比与齿数等有关，应该将扰动频率拉开至少10%的差距，如果这样的差距拉不开，那么部件很小的震动能量级就会造成很大的冲突。

等速马达，例如电控冷却风扇或辅助泵的转速就应该降低以避免主要驱动模态的排列，如果两个或更多的马达在一起使用，那么它们频率应至少错开10%。

8.5 发电机注意事项

发电机因为它的转速很高，因此也是一种很大的NVH问题根源，如果传动比大约为3.3的话，当发动机转速靠近6000rpm时，最大的发电机转速可以达到20000rpm。在如此高速下，来自冷却风扇的噪声和一些不平衡力就会更加严重，从NVH的观点来看，降低发电机的转速和增加安装支架的刚度可以有效的降低激励源，既然发电机的冷却需求作为决定传动比的考虑因素，发电机的位置和发动机舱内的空气流就应该首先考虑。

按照现已存在的0.25kg.mm规则，发电机如果是3.36的传动比，那么当发动机转速为

5000rpm时，将会产生一个770N的力。这个力足以高于其他的运动部件发出的力，如传动轴、轮子、方向盘。鉴于这个原因，建议用0.14kg.mm的发电机，这样在最高转速时也只会产生450N左右的力。

第九章 与离合器有关的振动

9.1 问题描述

Crowd一般发生在加速踏板下压时，如果Crowd发生在低速时，就叫Lugging , Crowd抖动在高档位30~40km/h时最为严重。

Crowd主要发生在带有自锁变矩器传动轴的整车上，开式变矩器可以让发动机的转速升到超过这个抖动范围，从而过滤发动机的扭矩脉冲，通常前轮驱动的车比后轮驱动的车更加严重。

9.2控制方法

Crowd抖动主要是发动机旋转扭矩引起传动系统扭转共振而造成，主要有2个因素决定它们的严重程度。

1、发动机循环扭矩

通常来说，发动机缸数越多，那么给传动系统和车身的扰动就越少，4缸机通常是最严重的，对于一台4缸机，二阶次激励产生的Crowd抖动是所有内部不平衡力和燃烧产生的脉冲总和，而在Lugging状况下，燃烧脉冲占有主导地位，Crowd抖动的严重性是与发动机输出扭矩有很大关系的，二阶次平衡轴只能用来控制垂直抖动力，对Crowd抖动没什么效果。

2、传动系的自然频率

基于NVH经验，Crowd抖动通常发生在900-1200rpm范围，对应于传动系频率在30~40Hz之间，除此之外，发动机激励在这个转速范围内也很高，如果传动系的扭转共振响应可以降到发动机激励发范围以下，那么这个Crowd的严重程度可以大大降低，可以通过离合器里的弹簧系数降低或变矩阻尼器与增加飞轮的惯量来实现。在3档时传动系的共振发生在1005rpm（33.5Hz），27N.M/deg的阻尼弹簧系数，然而，如果弹簧系数降到7N.M/deg，传动系的自然频率就可以降到28Hz，那么3档的共振就会发生在835rpm左右。除了通过降低弹簧系数来降低传动系的共振频率，还可以通过确保速度降低到900rpm以下时3档能换到2档。因此，通过降低传动系的自然频率和提高3—2档的及时性，在900rpm时3档的Crowd抖动可以降低。

既然阻尼弹簧系数的降低可以带来传动系频率的降低而不会影响到车的加速性能，可以建议用来降低Crowd抖动，但主要影响阻尼弹簧系数的是节气门开闭时的响应，太低系数的阻尼弹簧可能会增加Clunk的严重性，尤其是弹簧没有足够的行程来承载其他高系数阻尼弹簧引起的发动机扭矩。抖动也会因阻尼系数不够而加大。

当然，所有的调试都白费的话，唯一的代替品就时重新设计档位，手动变速箱可以通过换档来避免，但对于自动变速箱，档位表应该重新设计避开Crowd。