PG电子废气涡轮增压系统能够改善发动机的排放性能和燃油经济性能，还能提升动力性能，因此在汽车发动机上得到广泛的应用，也是混合动力专用发动机的常用进气系统设计方案。然而，由于废气涡轮增压器的运行转速高和工作温度高等特点，很难实施有效的被动隔音措施，所以涡轮增压系统的噪声问题容易成为发动机的主要噪声源，影响发动机的动力声品质，降低车辆的驾乘舒适性，并引起顾客用户的投诉抱怨。本文从汽车NVH性能集成开发的角度出发，提出了废气涡轮增压器噪声问题的具体分类方法，详细地阐述了各种噪声的原因机理和措施方案，以及问题排查解决过程中的一些经验方法。这对于完善涡轮增压发动机的NVH性能开发流程控制体系和提高废气涡轮增压器噪声问题的解决效率，有着较重要的工程指导价值。
进气增压系统是在不改变发动机排气量的情况下，通过对进入发动机空气的压缩，提高空气密度，增加发动机气缸的进气量和空气含氧量，能够提升发动机的输出功率和扭矩，提高发动机的经济性，降低发动机的环境污染物排放，同时还可保证整车机舱空间的紧凑布置，提升动力总成的轻量化水平。尤其是在高海拔地区，由于空气稀薄和含氧量低，如果不采用进气增压系统，汽车容易出现动力性能严重降低的问题。汽车进气系统的增压类型包括废气涡轮增压、机械增压、电子增压、气波增压、惯性谐波增压、冲压喷射增压和复合式增压系统等。
虽然进气增压系统的种类较多，但是由于废气涡轮增压器的结构简单、机械损失小和能量利用率高等优点，因此在车用发动机上的使用也最为普遍和广泛[1]。对于混合动力车型的专用发动机，基于发动机的生产和维护成本、轻量化、可靠性和燃油经济性等多种因素的综合考虑，废气涡轮增压系统也是常常采用的进气技术路线]。
除了发动机的机械噪声、燃烧噪声和空气动力学噪声之外，由于涡轮转子的运行转速高、工作温度高和隔音难等原因，废气涡轮增压器还会引起各种特定类型的NVH问题，同时也是影响发动机动力声品质水平的主要零部件系统之一。如果要及时发现和有效解决这些涡轮增压器的NVH问题，就需要全面了解涡轮增压器的结构特点，以及深入理解涡轮增压器NVH问题的原因机理。
虽然关于汽车废气涡轮增压系统噪声分析控制的国内外文献资料较多[3-21]，但还缺少全面系统和简明扼要的总结概括。本文从汽车NVH性能集成开发的角度出发，提出了废气涡轮增压器噪声问题的分类方法，详细地阐述了各种噪声的原因机理和措施方案，以及问题排查解决过程中的一些经验方法。
搭载自然吸气发动机的整车进气系统噪声主要包括机械噪声和燃烧噪声，其噪声频率主要分布在中低频范围。而对于搭载涡轮增压动力总成的整车进气噪声系统来说，其噪声源则有两个，分别是发动机和涡轮增压器。其中，涡轮增压器包括有高速旋转的气动机械零部件，声源机理和传递特性都比较复杂，噪声频谱主要分布在中高频范围。涡轮增压器通过废气推动涡轮，同时驱动同轴连接的压气机叶轮高速地旋转，高速旋转的涡轮和叶轮都会产生机械振动激励相关的噪声，而被压缩或扩散的高速流动气体会产生多种形式的气动噪声。另外，由于涡轮增压进气系统的空气流动速度更快，且空气流量更大，进气管路也更复杂，进气流道长度也更长，需要更加注意规避进气管路的接缝间隙和进气零部件内部腔体引起的高频气流振荡噪声问题。
因此，如果按照噪声源类别的不同，由于搭载废气涡轮增压器引起的整车进气系统特定噪声类型可分为气动噪声和机械噪声。废气涡轮增压器的气动噪声类型包括有喘振噪声、Whoosh噪声、泄气声、同步脉动噪声、超同步脉冲噪声、高谐阶次的气动脉冲噪声、叶片通过频率噪声、叶尖间隙噪声和电锯声等；而涡轮增压器的机械振动噪声类型则包括不平衡激励的同步振动噪声、次同步噪声、次同步纯音、轴承噪声和执行器的异常噪声等。
与搭载自然吸气类型的发动机相比，搭载废气涡轮增压器动力总成的整车进气系统还增加了涡轮增压器、进排气旁通阀、中冷器、中冷器的进出管、隔热罩，以及相关的油液冷却水路、电气线束或气动管路等，这些新增的零部件或附件都可能成为潜在的噪声传递路径或者异响源。
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，压气机工作的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。
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。常见的喘振类型包括轻度喘振、典型喘振、混合喘振和深度喘振等。
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它区域，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。
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，涡轮增压器发生深度喘振现象的振荡主频率fH可通过赫姆霍兹声腔共振公式(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，Ac为压气机管路的等效截面积，Lc为压气机管路的等效长度，Vp为压气机出口与发动机节气门之间的可压缩空间容积。
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、增加流量的消音槽、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。
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，“防喘线”上的压气机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。
涡轮增压器Whoosh噪声是一种最为典型和常见的宽频气动噪声，其特征频率范围大约在800~9000Hz之间，主要通过进气口、增压器本体和进气管路等位置进行声辐射传播，导致车外和车内都能够明显听到“咝咝”或“唰唰”的异常气流声，且声音持续时间较长。与深度喘振问题相比，Whoosh噪声不会影响增压器的安全可靠性，但会严重降低汽车的动力声品质。
首先，对于Whoosh噪声的“源”控制方面，同样可以参考借鉴解决喘振问题的措施方案。一方面可以通过动力电喷数据的精细化标定和策略优化，使涡轮增压器工作曲线尽量地远离喘振线和轻度喘振区域，减少轻度喘振发生的风险。比如，优化标定调整节气门、进气泄压旁通阀或者EGR废气再循环阀等的工作状态。另一方面，是对压气机本体的内部结构或转子叶片的尺寸参数等进行优化设计，重点提高压气机进口的气流稳定性。比如，在压气机的进气端增加流量拓宽槽、环形的开口槽、再循环开口导流罩、旋流发生装置、导流叶片或者滤网结构等。
因此，在压气机出口后端位置增加中高频的复合消音元件，以及提高压气机与中冷器之间连接管路的隔声性能（比如，增加橡胶管路的厚度，或者采用高分子塑料或金属材质的管路），是解决Whoosh噪声问题中最为普遍应用的工程方案。除此之外，在压气机入口与空滤器之间连接管路上布置同轴的宽频消音器，或者在压气机前端和后端都增加中高频消音元件的组合方案；采用隔声性能更好的多层橡胶或金属材质进气管路，或者在塑料材质进气管路上贴敷阻尼材料，以降低管路表面的声辐射效率等；采用空滤器内插管结构设计方案，提升进气系统的中高频传递损失性能；在空滤器进管位置采用多孔编制管方案，降低进气压力脉动；或者在消声器或谐振腔之中，内置多孔的吸声材料，以增加进气系统的声学阻尼系数，提升高频消声能力等。
涡轮增压器的泄气声是特指进气旁通阀开闭过程的瞬态气流噪声，也称为Tip Out Noise 或者Sighing Noise，通常最容易发生的场景工况是在车辆急加速之后的快速松油门(Tip Out)时刻。
首先，从涡轮增压系统的进气压力调节方案选型和总体布置方面，将进气旁通阀布置在中冷器出管之上，可以降低泄压通道两端的压力差和温度差，增加了引流管路的长度，减小了泄气气流的流速，能够大大地降低整车动力匹配过程中的泄压声问题发生概率。同时，需要严格控制泄压阀管道出口与压气机转子部件之间的距离，两者之间的距离越远，通常泄压口与压气机叶轮端的距离至少要大于150mm，以避免高压高速气流在泄压过程的尾流，干扰压气机入口端的空气运动流场，影响压气机的工作效率，甚至引起“衍生”的气动噪声问题。
泄气噪声与泄压阀作动速度和空气通过流量等参数密切相关，通过弹簧刚度、阀芯行程和阀座内部流道等本体结构或指标参数等的优化改进，采用减缓泄压阀的放气速度等措施，也能消除或改善泄压过程的瞬时气动噪声。
在车型开发的中期或后期阶段，进气系统架构设计与方案选型已经基本确定之后，动力标定的策略选择与参数优化对于整车状态下涡轮增压器泄气声问题的解决，就显得至关重要了。比如，采用节气门缓关的标定策略，在节气门的闭合速度减慢之后，压气机出口的高压空气会通过节气门体继续进入进气歧管，进气管道内的部分压力得到释放，进气旁通阀两端的压力差也会有所降低，从而降低泄压过程的气动噪声。
所谓的涡轮增压器同步噪声问题，就是跟随增压器转子轴系统的旋转速度变化，而同步持续发生的振动噪声现象，并与增压器工作转速的一阶基频分量密切关联。由于同步噪声的主观听觉感受类似于“嗖嗖”的尖锐口哨声，因此也常被称为同步啸叫。
一般来讲，引起涡轮增压器同步噪声问题的主要激励源有两种类型，分别是气动脉冲激励和转子系统动不平衡振动激励。因此，同步噪声也就可分为同步脉冲噪声和同步振动噪声。
同步脉冲噪声（Synchronous Pulsation Whistle）主要是由于铸造、研磨、切削、热处理和装配等制造工艺原因，或者长时间高负荷使用之后叶片损伤等原因，导致压气机叶片之间腔室容积的微小差异引起的。由于各个叶片腔室的容积大小不同和非绝对的对称性，将导致各个压气机叶轮叶片出口端附近的压力分布不同，并造成各腔室充气增压效率的差异。在增压器高速转动的每个周期循环过程中，增压端的低压空气会补偿动态变化的进气压力，这必然会导致出口端的空气压力波动，从而引起同步的空气压力脉动冲击激励。通常，同步脉动噪声的频率范围为1000~5000 Hz，主要是通过“空气声”路径进行传播和辐射。
对于同步脉动噪声的工程控制方法，主要有三个方面，分别是设计制造的控制、零部件质量的检测验收和整车路径的匹配控制。根据同步脉动产生的原因分析结果，同步脉动噪声与压气机的叶片形状、叶尖与喉口的间距、叶片轮廓度、叶片布局和加工精度等设计制造因素密切相关，特别是严格控制中心孔、叶片高度、叶片厚度和叶间距等尺寸形位参数的差异，需要对压气机叶轮部件的尺寸精度和形位公差进行全面的测量检查。除此之外，压气机叶轮与转子轴系统的装配工艺精度也对同步脉动噪声有重要影响，比如锁紧螺栓的安装扭矩预载荷可能引起叶轮端面尺寸的变化。
同步振动噪声也被称为一阶动不平衡啸叫（Unbalance Whistle），主要是因为噪声产生原因与转子轴系统高速运转过程中的动不平衡激励和中间轴承体的强迫振动响应直接相关。在通常情况下，同步振动噪声的频率范围要略微低于同步脉冲噪声，一般为500~4500 Hz的频率区间，主要是通过“结构声”路径向周边进行传播和辐射的。其中，涡轮增压器本体与隔热罩、三元催化器壳体、排气系统部件和中冷器等都是影响同步振动噪声辐射效率的关键零部件系统。
虽然同步振动噪声与涡轮增压器零部件本体的生产制造密切相关，但增压器转子系统的动不平衡运行状态是绝对的，所谓的“平衡”只是相对而言的。在增压器的许用残余不平衡条件下，持续稳定地保持涡轮增压器装车状态下良好的NVH性能，并在成本和生产效率的权衡博弈之中，得到经济有效的增压器部件质量控制措施和整车动力匹配优化方案，这是同步噪声问题解决与开发控制的工程思路。
涡轮增压器的次同步噪声也称为亚同步噪声，主要是增压器径向轴承油膜的不稳定性运行状态引起的自激励振动噪声问题。通常，次同步噪声的窄带特征频率阶次是在涡轮增压器转子轴转频的0.3~0.7倍之间，频率范围为250~1200Hz左右，主观感知为“呜呜”的低沉哨音。
在具体的车型项目开发过程中，对于涡轮增压器次同步噪声的控制预防策略与改进优化措施，主要有径向轴承的方案选型、轴承本体的结构设计、增压器系统的性能参数匹配。
相比于全浮动结构的径向轴承设计而言，半浮动轴承采用了防转装置限制了中间浮环的运动，而外油膜面只是起到了一个简单的挤压阻尼器的作用，其轴承本体不会发生转动。这样就可能只是内层油膜面才会出现失稳状态，可以明显减少油膜涡动引起的次同步噪声问题发生概率，降低次同步特征阶次频率组合的不确定性PG电子，简化了次同步噪声优化设计的难度。
轴承本体结构的设计优化方向往往重点集中于油膜面的几何参数，以消除或减小油膜涡动状态的不稳定性。在不影响径向轴承工作的正常承载能力和耐久可靠性的前提条件下，常用的工程措施方案包括优化调整油膜面的内/外间隙或尺寸参数，减少进入内油膜面的润滑油的流量，提高内油膜面的承载刚度；在浮环结构的内表面或外表面上，铣削出轴向导油槽，如图1(b)所示，增加润滑油在轴向端部的泄漏量，可减小楔形油膜区域的润滑油盈余量，降低油膜涡动能；如图1(c)和图1(d)所示，采用周向的导油槽浮环或者周向分布的非连续多瓣油楔浮环构型，能够提高浮环偏心转动时周向油膜动压力稳定性；适度地减小轴承长度或增大轴承径向直径，增大偏心量；合理选择润滑油的粘度系数，调整控制油温和油压的控制等；优化改进中间轴承座内部的油道通路，改善轴承油膜的供油状况；对涡轮增压器中间体的轴承对偶功能面进行倒角切除加工，优化改进油膜面的有效接触长度；对径向轴承部件进行表面织构的设计加工，或者增加表面的浅腔结构，改善轴承油膜的润滑性能，以提高转子系统运行的稳定性；提高转子系统的整体刚度，提升转子系统的低阶次固有模态频率等。
次同步纯音是涡轮增压器次同步噪声的一种特殊类型，主要是由于油膜振荡引起的转子轴系统自激励振动噪声现象。其频率特性近似于“准静态”的恒定不变状态，不会跟随涡轮增压器转速发生频率特征的线性关系变化，特别是在转速上升到一定阶段之后，次同步振动噪声频率几乎锁定在某特定的频率范围之内，特征频率的变化范围很小，即“锁频”现象。涡轮增压器的次同步纯音问题常常是发生在车辆中低速行驶时的加速工况和变负荷的换挡过程，或者在发动机中高负荷情况下的减速工况。次同步纯音的特征频率一般在500~1000Hz之间，并低于同阶次的油膜涡动特征频率，主观感受为音调低沉而持续的哨音，因此也被称为Howling Noise。
油膜振荡是轴承转子系统中油膜非线性特性引起的自激振荡现象，也是导致次同步纯音的直接原因。虽然，油膜振荡和油膜涡动都是涡轮增压器转子系统高速旋转运行过程中的不稳定状态，属于同一本源的物理现象。但是，两者之间的原因机理与现象表征又有明显的差异，有时会相互转化和演变，有时也会各自独立的发生出现。
对于油膜振荡引起的次同步纯音问题改进优化措施，基本上都是从控制转子系统的运转稳定性出发的，采用的措施方案大体上也与解决油膜涡动引起的次同步阶次噪声比较相似，但更要关注油温、油压和供油量等因素的影响。此外，由于油膜刚度与油膜阻尼对转子系统运行稳定性有直接影响，在一定程度上可以抑制或消除油膜振荡。因此，行业内也有在半浮动涡轮增压器径向轴承上应用金属丝网附加阻尼结构、无润滑油的弹性空气箔片轴承、压电陶瓷式的轴承阻尼结构，以及多片的弹性可倾斜轴瓦等方面的研发工作，如图2所示。
涡轮增压器的超同步脉冲噪声是高阶谐次噪声问题的一种类型，其频率特征阶次为大于1的正整数倍（比如，2X、3X和4X…），通常随着倍频阶次的增加，超同步分量的振动噪声幅值会快速的下降，其主要原因是压气机转子部件的非稳态气动脉冲激励。
其中，引起整数倍频的超同步噪声现象主要原因有两方面，一种是转子叶轮的形状尺寸偏差，另一种是叶轮内部空腔的流体“容积效应”。一方面，由于转子叶片和各叶片腔室体积的差异，会导致增压器气动压力的脉动冲击；另一方面，叶轮内部空腔的压缩气体在不连续地堆积与释放过程中，会导致气流压力的间歇性波动。这些不平稳的气动压力时域变化信号通过傅里叶周期变换，就会导致整数倍的谐阶次频率激励分量，如图3所示。
通常而言，由于涡轮增压器的超同步脉冲噪声频率范围较高，并且高频阶次的能量较低，除了提高增压器转子叶片的制造安装精度之外，工程上一般是采用增强进气系统管路的高频声学性能，就可以解决绝大部分的超同步噪声问题。
通常，高阶谐次振动噪声问题的特征频率阶次至少是高于涡轮增压器转速的1阶倍频以上的正整数倍或者正有理数倍，主要是来源于滚动轴承系统的特征频率阶次和转频调制作用，以及涡轮转子和压气机叶轮的非定常气动脉冲激励，而与转子轴系统残余动不平衡量激励的关系不大。
与浮动轴承相比，虽然滚动轴承结构的涡轮增压器能够显著地提高轴心轨迹的稳定性，消除油膜的失稳状态，且可以选择低粘度的润滑油和较低的机油压力，提高瞬态的动力响应速度。但是，滚动体与滚道之间的间隙会更小，滚动体刚度也比双层油膜要高得多，滚动轴承的系统阻尼系数也更小。因此，通常需要在滚珠轴承的外套管增加一层挤压油膜，提供额外的外部阻尼作用，以抑制和衰减转子系统振动向中间轴承座的传递，同时提高承载和抗冲击性能。涡轮增压器滚动轴承的复杂结构形式就会引起多种类型的谐阶次振动噪声分量，比如整数的倍频分量和高阶次的谐波分量。另外，由于轴承系统的不合理安装、配合松动、腐蚀磨损、过载冲击和润滑不良等原因，都会导致各种模式的轴承故障和功能失效，这也将引起一些非同步阶次分量和高阶次的故障特征分量。
涡轮增压器的叶片通过频率(Blade Passing Frequency，BPF)噪声主要是压气机叶轮或涡轮转子在循环扫气过程中诱发的周期性压力脉动噪音。当高速旋转的叶轮叶片经过壳体内流道的喉舌位置时，会对叶片出/入口和喉舌部位的流体压力场产生扰动，导致旋转叶片后缘在蜗壳喉舌附近出现不稳定的尾流和涡旋，引起剧烈的气体压力脉冲现象，激励转子叶片的周期性振动，同时产生离散性的压力脉动噪声问题。当连续循环转动的叶片每一次经过喉舌部位时，都会对此位置附近的空气流体进行挤压与扰动，也就会连续地产生这种压力脉动冲击和振动噪声现象，并沿着进气系统管路传播或辐射。
通常，在涡轮或者压气机端的内流道喉舌位置，转子进气口附近流场存在着明显的周向和轴向的不均匀性，内流场的压力梯度和速度梯度都较大。因此，当转子叶片经过喉舌部位时，转子叶片会承受周期性的结构应力载荷变化和气流扰动激励，在内流场引起周期性的压力脉动和气动噪声。这种转子叶片与不稳定气流之间相互作用而产生的周期性气动噪声问题，通常是均匀连续的，可以离散分解为若干的谐波阶次分量。涡轮增压器的叶片通过频率噪声可以分别来源于涡轮转子和压气机叶轮，两者的机理原理基本上是相同。
除了严格控制喉舌部位的间隙距离之外，常用的工程改进方案还包括优化设计叶片舌尖的几何形状，以降低内低流道高压端的压力波动；或者增加转子叶片的数量，也能够降低叶片高速转动过程的气动载荷激励，降低气压脉动冲击的能量，同时使叶片通过噪声频率处于人耳听阈低感知度的高频区间。
配的互换性要求、转子轴系统高速旋转与安装对中性差等因素，防止转子叶片与壳体内壁发生碰撞摩擦问题，在压气机或涡轮机的设计装配过程中，增压器壳体与转子之间都需要留有一定的叶尖间隙或叶顶间隙。如果涡轮增压器供应商的研发制造质量控制水平较低，在叶片顶部与壳体内壁的过渡圆弧之间，就会留有更大的间隙裕度，才能涵盖各个零部件单体的尺寸偏差，以及装配过程的径向公差和轴向公差。涡轮增压器的叶顶间隙包括压气机端和涡轮端，是增压器设计与制造过程中较难控制的重要尺寸参数，因为不仅涉及增转子轴、涡壳、叶轮、涡轮和中间轴承体等零部件的制造装配一致性水平，还与不同转速工况下高温和高冲击载荷引起的零部件动态变形相关，每个环节都可能引起叶顶间隙的变化。
叶尖间隙噪声（Tip Clearance Noise，TCN）主要是由于旋转叶片叶尖边缘部位的气流流动受到叶片压力面与吸力面之间压差的影响，导致蜗壳内壁面与叶尖之间狭小空间出现非定常的不稳定涡流或者紊流，包括叶顶间隙泄漏流和叶片间“二次回流”等复杂的气流形态，从而产生类似“驼峰”频谱特征的气动噪声问题，如图4所示。
工程上，常用的叶尖间隙噪声改进措施包括尽量地减小叶顶间隙、采用不同气动构型的叶尖边缘、优化气流入口/出口端部位的壳体内壁形状，或者采用特殊设计的导流罩方案等。
在发动机高转速运行或者高功率输出的工况，涡轮增压器的转子叶片速度常常会接近或超过音速，在叶片上形成旋转的冲击波（激波效应），产生波动体积流类型的气动单极子声源。这种超高速旋转叶片引起的压力场主要是由一系列的冲击波和膨胀波组成，冲击波通常起始于叶尖压力面的前缘进口附近，在垂直于冲击波方向的膨胀压力波则呈现为不规则的锯齿形状，并沿着叶片上游通道进行传播和扩散，因此被称为电锯噪声，如图5所示。
其中，Mt，Ma分别表示转子叶尖来流和叶尖旋转的马赫数；Mref则表示只与转子结构相关参考坐标系下的合成速度，数值上等于Mt和Ma的算数平方根；x为垂直于冲击波的法线方向。
根据涡轮增压器电锯声传播的方向性特性，在整车进气系统的NVH性能调校过程中，一般是通过提高压气机入口与整车进气管口之间的管路传声损失性能，以及降低相关管路的声辐射效率，来改善或消除整车急加速工况的电锯声问题。
废气涡轮增压器具有改善发动机排放、提高燃油经济性和提升动力性等优点，因此在汽车发动机上得到广泛应用，也是混合动力专用发动机的常用进气系统设计方案之一。然而，由于涡轮增压器工作转速过高，可达到每分钟几十万转的工作转速，所以涡轮增压器也带来了不可避免的工作噪声问题，这常常会降低车辆的驾乘舒适性，引起顾客用户的投诉抱怨。
本文从汽车NVH性能集成开发的角度出发，提出了废气涡轮增压系统噪声问题的分类方法，详细地阐述了各种噪声的原因机理和措施方案，以及问题排查解决过程中的一些经验方法。这对于完善涡轮增压发动机的NVH性能开发流程控制体系和提高废气涡轮增压器噪声问题的解决效率，有着较重要的工程指导价值。
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上海交通大学博士，正高级工程师，现任吉利汽车研究院NVH技术专家，专注于振动噪声领域研究与工程实践20多年。