柴油機(jī)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證

李　民，陳燁龍，周陽(yáng)春，杜慧勇，徐　斌

（1.河南科技大學(xué) 車(chē)輛與交通工程學(xué)院，河南 洛陽(yáng) 471003；2.廣西玉柴機(jī)器股份有限公司，廣西 玉林 537005）

柴油機(jī)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證

李民1，陳燁龍1，周陽(yáng)春2，杜慧勇1，徐斌1

（1.河南科技大學(xué) 車(chē)輛與交通工程學(xué)院，河南 洛陽(yáng) 471003；2.廣西玉柴機(jī)器股份有限公司，廣西 玉林 537005）

針對(duì)某型柴油機(jī)正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)，利用AVL-Excite軟件的Timing Drive模塊建立鏈傳動(dòng)及全閥系的動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算鏈條運(yùn)動(dòng)軌跡、鏈條與鏈輪、鏈條與導(dǎo)板的接觸力、鏈條內(nèi)力及其激勵(lì)頻譜特性以及液壓張緊器工作腔壓力的動(dòng)態(tài)特性，并對(duì)凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)、液壓張緊器工作腔壓力以及曲軸和凸輪的相位波動(dòng)進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。最后，在半消聲室中利用B&K噪聲測(cè)量系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端進(jìn)行聲強(qiáng)探測(cè)與聲壓測(cè)量。臺(tái)架試驗(yàn)表明，怠速倒拖工況與怠速工況下，前端的聲壓級(jí)差異明顯，所設(shè)計(jì)的正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)工作正常，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

振動(dòng)與波；正時(shí)鏈傳動(dòng)；液壓張緊器；仿真試驗(yàn)；工作腔壓力；相位波動(dòng)

配氣機(jī)構(gòu)與正時(shí)傳動(dòng)系統(tǒng)是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要組成部分，其性能的優(yōu)劣直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)性能。鏈傳動(dòng)是機(jī)械傳動(dòng)的最有效方法之一，具有結(jié)構(gòu)緊湊、傳動(dòng)效率高、高強(qiáng)度及耐磨的特點(diǎn)，廣泛應(yīng)用在輕型發(fā)動(dòng)機(jī)和部分中型發(fā)動(dòng)機(jī)的正時(shí)傳動(dòng)和高壓油泵、機(jī)油泵附件傳動(dòng)［1］。鏈傳動(dòng)系統(tǒng)如果設(shè)計(jì)不合適，傳動(dòng)鏈的多邊形效應(yīng)加劇，會(huì)使鏈節(jié)產(chǎn)生較大的橫向跳動(dòng)，發(fā)出令人煩躁的嘯叫或異響［2］，情況嚴(yán)重時(shí)還會(huì)產(chǎn)生跳齒、導(dǎo)軌磨損、傳動(dòng)失效等現(xiàn)象［3］，直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性。國(guó)內(nèi)外學(xué)者在正時(shí)鏈系統(tǒng)的設(shè)計(jì)方法、運(yùn)動(dòng)學(xué)與動(dòng)力學(xué)分析、可靠性分析以及對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)噪聲的影響方面，進(jìn)行了大量的研究［4-7］，采用軟件仿真進(jìn)行鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)已經(jīng)成為主流設(shè)計(jì)方法。

本文針對(duì)某型柴油機(jī)正時(shí)鏈系統(tǒng)，基于AVLExcite軟件的Timing Drive模塊，建立了包含液壓張緊器的鏈傳動(dòng)動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)軟件仿真對(duì)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行了分析與評(píng)價(jià)，并通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)量了凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)、曲軸與凸輪軸角位移波動(dòng)及張緊器工作腔壓力等參數(shù)，將這些測(cè)量結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行了對(duì)比后，提出了一套可靠的試驗(yàn)與仿真相結(jié)合的分析方法。

1　鏈傳動(dòng)動(dòng)力學(xué)建模

1.1鏈傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)布置

研究用柴油機(jī)為雙凸輪軸頂置形式的2.0 L直列4缸機(jī)，額定轉(zhuǎn)速為4 000 r/min。該機(jī)型在原橫置機(jī)的正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)的基礎(chǔ)上，增加一道鏈條驅(qū)動(dòng)高壓油泵。原來(lái)的單排曲軸鏈輪，改為雙排曲軸鏈輪，兩道鏈條均使用套筒滾子鏈。進(jìn)、排氣凸輪軸之間為齒輪傳動(dòng)。整個(gè)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1　鏈傳動(dòng)系統(tǒng)

鏈條節(jié)距為9.525 mm，曲軸鏈輪齒數(shù)為21，凸輪軸鏈輪齒數(shù)為42，高壓油泵鏈輪齒數(shù)為31，正時(shí)鏈條鏈節(jié)數(shù)為112，高壓油泵鏈條鏈節(jié)數(shù)為74。

1.2正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型建立

使用AVL-Excite軟件中的Timing Drive模塊，建立了包含液壓張緊器的正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)以及高壓油泵鏈傳動(dòng)和全閥系的多體動(dòng)力學(xué)模型。按照鏈條依次進(jìn)入各個(gè)零部件的順序建立模型，分別為曲軸鏈輪、張緊器導(dǎo)軌、凸輪軸鏈輪、固定導(dǎo)軌，如圖2所示。

圖2　正時(shí)鏈傳動(dòng)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

張緊器導(dǎo)軌與液壓張緊器模型連接，凸輪軸鏈輪連接到閥系模型的排氣凸輪軸單元上。液壓張緊器的結(jié)構(gòu)參數(shù)，如柱塞的泄露間隙、工作腔容積、泄油孔直徑等均由供應(yīng)商提供，保證張緊器仿真工作特性與試驗(yàn)工作特性相一致。

套筒滾子鏈由多個(gè)鏈節(jié)以自身的鉸鏈副連接起來(lái)，整體顯現(xiàn)柔性而局部是單個(gè)鏈節(jié)故又顯示為剛性［8］。模型將鏈輪與鏈節(jié)等剛體的運(yùn)動(dòng)參考點(diǎn)設(shè)為其質(zhì)心，定義集中質(zhì)量與轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。鏈節(jié)接連剛度通過(guò)試驗(yàn)獲得，大小為74 000 N/mm，阻尼取1 N·s/mm；鏈節(jié)與鏈輪、導(dǎo)板的接觸剛度、阻尼、摩擦系數(shù)均采用AVL-Excite的經(jīng)驗(yàn)值，鏈節(jié)與鏈輪和導(dǎo)板的接觸剛度分別取10 000 N/mm和5 000 N/mm，阻尼取0.1 N·s/mm，摩擦系數(shù)取0.05。

1.3模型邊界條件

為了真實(shí)模擬曲軸鏈輪轉(zhuǎn)速輸入，除了對(duì)曲軸鏈輪施加穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速激勵(lì)，還要考慮曲軸扭振引起的轉(zhuǎn)速波動(dòng)。轉(zhuǎn)速波動(dòng)數(shù)據(jù)通過(guò)在Designer模塊中計(jì)算曲軸扭振分析得到，凸輪軸鏈輪的負(fù)載扭矩通過(guò)對(duì)配氣機(jī)構(gòu)閥系的計(jì)算得到，此外，各轉(zhuǎn)速下的爆壓曲線均通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)得到。

2　正時(shí)鏈系統(tǒng)仿真結(jié)果與分析

隨著轉(zhuǎn)速的增加，鏈條與鏈輪嚙合沖擊作用越大，鏈節(jié)內(nèi)力越大，多邊形效應(yīng)也更加明顯。因此，分析工況主要選擇標(biāo)定工況（4 000 r/min，100 kw），此外，加速工況均在全負(fù)荷條件下計(jì)算。

2.1鏈條運(yùn)動(dòng)軌跡

通過(guò)鏈節(jié)運(yùn)行的軌跡可以從宏觀角度觀察正時(shí)鏈傳動(dòng)過(guò)程中，鏈條是否有抖動(dòng)及橫向振動(dòng)的現(xiàn)象，圖3是額定轉(zhuǎn)速下鏈條的運(yùn)動(dòng)軌跡，從圖中可以看到各個(gè)鏈節(jié)運(yùn)行軌跡基本重合，鏈條無(wú)明顯的橫向振動(dòng)及抖動(dòng)等現(xiàn)象發(fā)生。

圖3　鏈條運(yùn)動(dòng)軌跡

2.2鏈節(jié)角速度與角加速度

鏈節(jié)嚙入及嚙出鏈輪時(shí)，鏈節(jié)角速度會(huì)發(fā)生改變，對(duì)鏈輪產(chǎn)生一定的嚙合沖擊。圖4是配氣正時(shí)鏈單個(gè)鏈節(jié)在運(yùn)動(dòng)軌跡上圍繞自身中心旋轉(zhuǎn)的角速度與角加速度。由圖看到，鏈節(jié)在不同位置時(shí)旋轉(zhuǎn)角速度差異較大。在鏈節(jié)嚙入和嚙出曲軸鏈輪、凸輪軸鏈輪時(shí)角速度均都產(chǎn)生較大的變化，對(duì)鏈輪產(chǎn)生嚙合沖擊，其中在鏈節(jié)開(kāi)始與曲軸鏈輪嚙合時(shí)，角加速度值達(dá)到最大，但該值仍處在合理的范圍內(nèi)。

圖4　配氣正時(shí)鏈節(jié)角速度與角加速度

2.3鏈節(jié)內(nèi)力及接觸力

圖5是鏈節(jié)在運(yùn)動(dòng)軌跡上內(nèi)部拉力的變化以及與鏈輪和導(dǎo)板的相互接觸作用力。

圖5　鏈節(jié)內(nèi)力及接觸力

從圖5可以看出，鏈節(jié)在嚙入和嚙出鏈輪時(shí)，由于鏈條的多邊形效應(yīng)會(huì)產(chǎn)生較大的嚙合沖擊動(dòng)載荷，尤其在鏈節(jié)嚙入曲軸鏈輪時(shí)，這是因?yàn)榍S鏈輪的半徑小、齒數(shù)少、角速度較大所引起的。進(jìn)入鏈輪后鏈節(jié)內(nèi)力轉(zhuǎn)化成鏈節(jié)和鏈輪的嚙合力，鏈節(jié)內(nèi)力下降；當(dāng)鏈節(jié)脫離鏈輪進(jìn)入導(dǎo)軌后，鏈節(jié)內(nèi)力會(huì)增加。從圖中還可看出鏈節(jié)在進(jìn)入張緊器導(dǎo)軌和固定導(dǎo)軌時(shí)，沒(méi)有產(chǎn)生明顯的接觸沖擊，說(shuō)明導(dǎo)軌的形狀與位置是合理的。該鏈條設(shè)計(jì)最大允許內(nèi)力為2 450 N，計(jì)算最大值為1 956 N，滿(mǎn)足要求。

2.4鏈條緊邊內(nèi)力

當(dāng)鏈節(jié)即將從緊邊進(jìn)入曲軸鏈輪時(shí)，鏈節(jié)內(nèi)力最大，提取各鏈節(jié)在此位置時(shí)鏈節(jié)的內(nèi)力。圖6是不同轉(zhuǎn)速下鏈節(jié)受力的FFT頻譜圖。

圖6　鏈節(jié)內(nèi)力的FFT頻譜

從圖中可以看出，鏈節(jié)內(nèi)力的峰值主要出現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的2、4、6、8、10階次上，其中2階的峰值最大，且隨著轉(zhuǎn)速增加，諧波的峰值也逐漸增大。由于曲軸鏈輪齒數(shù)為21，因此多邊形效應(yīng)的基頻出現(xiàn)在21階處，在低轉(zhuǎn)速時(shí)，多邊形階次21階諧波表現(xiàn)不明顯，而高轉(zhuǎn)速時(shí)鏈節(jié)內(nèi)力較大，21階諧波有一定的幅值，大小為83 N，遠(yuǎn)小于2階激勵(lì)幅值252 N，因此該諧次的激勵(lì)力對(duì)鏈條不會(huì)產(chǎn)生太大的沖擊。

2.5曲軸與凸輪軸相位差

進(jìn)排氣氣門(mén)的相位角直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒過(guò)程，鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)不良，會(huì)使氣門(mén)相位與原先的最佳相位有較大的偏離，使得發(fā)動(dòng)機(jī)指標(biāo)惡化。表1是從1 000 r/min到4 000 r/min，每隔500 r/min時(shí)，曲軸與排氣凸輪軸的最大相位差，它等于兩倍的凸輪轉(zhuǎn)角與曲軸轉(zhuǎn)角之差的絕對(duì)值。從表1可知，4 000 r/min轉(zhuǎn)速下的相位差峰值最大，為1.44 deg，沒(méi)有超出2 deg的設(shè)計(jì)要求。

表1　不同轉(zhuǎn)速下曲軸與排氣凸輪軸最大相位差

2.6排氣凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)

凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)的大小能反映凸輪軸運(yùn)轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性，圖7是排氣凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)峰值隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的變化曲線，它等于轉(zhuǎn)速幅值與平均轉(zhuǎn)速之差的絕對(duì)值。曲軸轉(zhuǎn)速為4 000 r/min（凸輪軸轉(zhuǎn)速為2 000 r/min）時(shí)，排氣凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)的最大值為78 r/min，誤差率小于4%。而在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，1 500 r/min下的轉(zhuǎn)速波動(dòng)誤差率最大，為4.8%，也能滿(mǎn)足規(guī)定的誤差率要求。

圖7　排氣凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)峰值隨轉(zhuǎn)速的變化

2.7張緊器柱塞位移與工作腔壓力

通過(guò)升壓與泄壓的機(jī)械特性，液壓張緊器起著張緊鏈條的作用，而其工作腔壓力起著決定性的作用。油壓過(guò)低，張緊效果不好；油壓太高，會(huì)影響張緊器工作的耐久性，降低其壽命。表2是從1 000 r/min到4 000 r/min，每隔500 r/min時(shí)，張緊器工作腔的壓力峰值，隨著發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，張緊器工作腔壓力也逐漸增大，最后在3 000 r/min到4 000 r/min時(shí)穩(wěn)定在5 MPa～6 MPa，壓力最大值在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)低于10 MPa的許用壓力。

表2　不同轉(zhuǎn)速下張緊器工作腔最大壓力

運(yùn)用以上分析方法，也對(duì)高壓油泵鏈傳動(dòng)系統(tǒng)的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行了評(píng)價(jià)，各項(xiàng)指標(biāo)均在規(guī)范要求內(nèi)。

3　試驗(yàn)驗(yàn)證

CAE仿真結(jié)果一般需要經(jīng)過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證，因此在發(fā)動(dòng)機(jī)試驗(yàn)臺(tái)架上進(jìn)行了液壓張緊器工作腔壓力、凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)、曲軸與凸輪軸的角位移誤差等參數(shù)的測(cè)量，以驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性。

3.1張緊器工作腔壓力的對(duì)比

鏈傳動(dòng)系統(tǒng)中，由于鏈條磨損而伸長(zhǎng)，與鏈輪的嚙合沖擊會(huì)增大，嚴(yán)重時(shí)會(huì)發(fā)生跳齒現(xiàn)象，因此，張緊器的作用非常重要。液壓張緊器高壓油腔內(nèi)的壓力對(duì)張緊效果起著決定性的作用［9-10］。

試驗(yàn)是在機(jī)油溫度90℃、液壓張緊器的泄露間隙67μm、發(fā)動(dòng)機(jī)100%負(fù)荷的條件下進(jìn)行的，使用Kistler壓電傳感器測(cè)量了正時(shí)鏈與油泵鏈的液壓張緊器工作腔壓力。圖8是液壓張緊器工作腔壓力峰值的對(duì)比結(jié)果。2 800 r/min以下，計(jì)算值與試驗(yàn)值吻合較好，2 800 r/min以上，正時(shí)鏈液壓張緊器計(jì)算值略大于試驗(yàn)值，油泵鏈液壓張緊器計(jì)算值與試驗(yàn)值有一定偏差，但整體的變化趨勢(shì)是相一致的。

圖8　工作腔壓力峰值的對(duì)比

3.2轉(zhuǎn)速波動(dòng)與相位差的對(duì)比

采用ROTEC編碼器對(duì)曲軸、凸輪軸的轉(zhuǎn)速和角位移進(jìn)行測(cè)量。圖9是曲軸轉(zhuǎn)速4 000r/min時(shí)，排氣凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)的對(duì)比結(jié)果。計(jì)算值與試驗(yàn)值在個(gè)別時(shí)間段內(nèi)相位上存在一定的誤差，但計(jì)算值與試驗(yàn)值的變化趨勢(shì)相一致，幅值也基本相同。

圖9　凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)的對(duì)比

圖10是曲軸與排氣凸輪軸和油泵凸輪軸角位移誤差最大值的對(duì)比結(jié)果。在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，計(jì)算值與試驗(yàn)值變化趨勢(shì)相一致。

3.3兩種怠速工況下聲壓和聲強(qiáng)的對(duì)比

在怠速和怠速倒拖工況下，使用B&K公司的噪聲測(cè)量系統(tǒng)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)前端的聲壓和聲強(qiáng)進(jìn)行了測(cè)量。麥克風(fēng)傳聲器型號(hào)為4189，聲強(qiáng)探測(cè)儀型號(hào)為3599，數(shù)據(jù)采集前端采用PULSE-3660C，24通道裝置，測(cè)量精度為±0.1 dB（A），測(cè)量動(dòng)態(tài)范圍為20 Hz-160 dB，分析軟件為PULSE-Labshop。

圖10　角位移誤差最大值的對(duì)比

在怠速工況下，缸內(nèi)燃燒壓力較小，進(jìn)、排氣流速慢，所以燃燒噪聲和空氣動(dòng)力噪聲相比機(jī)械噪聲要?。?1］。如果鏈傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)得不合適，怠速工況和倒拖工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲的差異就會(huì)不明顯。從聲壓級(jí)1/3倍頻程的對(duì)比結(jié)果來(lái)看，在500 Hz～4 000 Hz頻率范圍內(nèi)，怠速倒拖工況的前端聲壓級(jí)明顯小于怠速工況，尤其在2 000 Hz時(shí)，聲壓級(jí)差值達(dá)到5 dB（A），而燃燒噪聲的頻率正好處于該頻率范圍內(nèi)，因此燃燒噪聲在怠速工況下仍然比較明顯，機(jī)械噪聲不是特別突出。從前端聲強(qiáng)級(jí)云圖的對(duì)比也可看出，倒拖工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)前端的機(jī)械噪聲并不明顯，所以該鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)是比較良好的。

圖11　發(fā)動(dòng)機(jī)前端聲壓級(jí)1/3倍頻程對(duì)比

圖12　發(fā)動(dòng)機(jī)前端聲強(qiáng)級(jí)云圖對(duì)比

鏈傳動(dòng)系統(tǒng)在發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)過(guò)程中工作正常，隨后的拆機(jī)檢驗(yàn)也沒(méi)有發(fā)現(xiàn)各零件表面有明顯的碰撞和磨損的現(xiàn)象，使用該鏈傳動(dòng)系統(tǒng)方案的柴油機(jī)已經(jīng)通過(guò)耐久試驗(yàn)考核，且已開(kāi)始小批量生產(chǎn)。

4　結(jié)語(yǔ)

（1）利用AVL-Excite軟件的Timing Drive進(jìn)行柴油機(jī)鏈傳動(dòng)動(dòng)力學(xué)仿真，各項(xiàng)動(dòng)力學(xué)指標(biāo)正常。所設(shè)計(jì)的鏈傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)布置合理，工作可靠，能夠滿(mǎn)足工程需要。

（2）通過(guò)發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)量了凸輪軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)、曲軸與凸輪軸角位移波動(dòng)及張緊器工作腔壓力等參數(shù)，并將這些測(cè)量結(jié)果與仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，提出了一套發(fā)動(dòng)機(jī)鏈傳動(dòng)試驗(yàn)與仿真相結(jié)合的分析方法。測(cè)試結(jié)果也為后續(xù)進(jìn)一步提高仿真計(jì)算精度提供了參考依據(jù)。

（3）發(fā)動(dòng)機(jī)前端聲壓與聲強(qiáng)的對(duì)比結(jié)果表明，怠速工況燃燒噪聲仍然是該柴油機(jī)主要的噪聲來(lái)源，由鏈傳動(dòng)系統(tǒng)引起的機(jī)械噪聲并不明顯，進(jìn)一步說(shuō)明所設(shè)計(jì)的鏈傳動(dòng)系統(tǒng)是合理的。

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Simulation and Test Verification of the Chain Drive System of a Diesel Engine

LIMin1，CHEN Ye-long1，ZHOU Yang-chun2，DU Hui-yong1，XUBin1
（1.Vehicel and Transportation Engineering Institute，Henan University of Science and Technology，Luoyang 471003，Henan，China；2.Guangxi Yuchai Diesel Engine Co.Ltd.，Yulin 537005，Guangxi China）

The dynamic simulation model including timing chain drive system and valve system of a diesel engine is established by means of AVL-Excite Timing Drive software.The chain motion trajectory，the connection force between the chain and the sprocket，the contact force between the chain and the guide-plate，internal force of the chain，excitation spectrum character and tensioner working room pressure are calculated.The camshaft speed fluctuation，hydraulic tensioner working room pressure and crankshaft phase fluctuation with the camshaft are verified by engine bench test results.At last，the sound intensity and sound pressure at the engine front end are tested by B&K noise measurement system in a semianechoic room.Test result shows that the SPLs at the engine front end in the idle condition and the idle motored condition are quite different.The designed timing chain transmission system can work normally and meet the requirements of design.

vibration and wave；timing chain transmission；hydraulic tensioner；simulation test；working room pressure；phase fluctuation

TK422

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.05.006

1006-1355（2016）05-0026-05

2016-04-07

河南省重點(diǎn)科技攻關(guān)計(jì)劃資助項(xiàng)目（12210221005）

李民（1969-），男，河南省洛陽(yáng)市人，博士，副教授，碩士研究生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)振動(dòng)噪聲控制技術(shù)及內(nèi)燃機(jī)現(xiàn)代設(shè)計(jì)方法。E-mail:limin@haust.edu.cn

陳燁龍（1990-），男，河南省三門(mén)峽市人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)振動(dòng)噪聲控制技術(shù)。E-mail:459328892@qq.com