某款壓縮機嘯叫引起車內(nèi)異響的機理研究

楊誠，李慎言，岳川元，楊朝，石川

某款壓縮機嘯叫引起車內(nèi)異響的機理研究

楊誠1，李慎言1，岳川元1，楊朝2，石川2

(1. 重慶大學汽車工程學院，重慶 400044；2. 重慶大學汽車協(xié)同創(chuàng)新中心，重慶 400044)

針對某款車型在空調(diào)開啟時車內(nèi)產(chǎn)生異響的現(xiàn)象提出了解決和優(yōu)化措施。通過試驗證明了異響源為壓縮機。通過理論仿真計算，發(fā)現(xiàn)該壓縮機的轉(zhuǎn)子-銜鐵系統(tǒng)具有與異響頻率相近的扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率，并且試驗發(fā)現(xiàn)，發(fā)電機支架也具有與異響頻率相近的結(jié)構(gòu)自然模態(tài)頻率。文章闡述了該車異響原因是由于上述二者模態(tài)頻率相近，導致銜鐵受到由皮帶傳來的發(fā)電機支架共振激勵而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，進而引發(fā)車內(nèi)壓縮機排氣噪聲。結(jié)果表明，改進發(fā)電機支架和壓縮機銜鐵任意一處都能使壓縮機嘯叫和車內(nèi)異響明顯改善。

壓縮機嘯叫；排氣噪聲；車內(nèi)異響；扭轉(zhuǎn)共振

0 引言

隨著近代工業(yè)的發(fā)展，噪音污染被看成是世界范圍內(nèi)的三個主要環(huán)境問題，國家也有專門的法規(guī)約束噪聲問題[1]。針對汽車空調(diào)系統(tǒng)，壓縮機是一個重要的振動噪聲源[2-4]，即開空調(diào)時，車內(nèi)異響在一定程度上與車載空調(diào)壓縮機的工作嘯叫有關。

根據(jù)噪聲發(fā)生機理，壓縮機噪聲大致可分為機械噪聲和空氣動力性噪聲兩大類，其中機械噪聲可分為撞擊噪聲、周期作用力噪聲、摩擦噪聲以及結(jié)構(gòu)噪聲等，而空氣動力性噪聲可分為噴注噪聲、進排氣噪聲、渦流噪聲以及旋轉(zhuǎn)噪聲等[5-7]。一臺四極子壓縮機的噴注噪聲與噴注口速度的8次方呈正相關[8]。當壓縮機銜鐵-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)工作時產(chǎn)生某頻率的扭轉(zhuǎn)共振，使噴注口的線速度產(chǎn)生變化，則會引發(fā)同頻率的壓縮機排氣噪聲。另外，壓縮機銜鐵可能接收到由皮帶傳來的其他發(fā)動機前端部件上產(chǎn)生的異常振動，進而激發(fā)壓縮機的異常振動。解決噪聲的基本思想則是通過“聲源-傳播途徑-接受者”的模式[9]進行，而噪聲源的檢測與問題的解決往往通過試驗與仿真相結(jié)合的方式進行[10]，本文從以上兩個方面著手，查明了該車空調(diào)壓縮機的嘯叫機理，并通過改進措施使車內(nèi)異響得到明顯改善。

1 理論分析

1.1 有限元仿真分析

本文研究的空調(diào)壓縮機運轉(zhuǎn)產(chǎn)生車內(nèi)異響，壓縮機排氣產(chǎn)生的高壓脈動形成的排氣噪聲，是壓縮機主要噪聲源。旋葉式壓縮機運轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子的振動會對壓縮氣體產(chǎn)生很大影響，對壓縮機轉(zhuǎn)子及其附屬零部件進行模態(tài)分析，基本原理如下。

根據(jù)振動理論可知，多自由度自由振動系統(tǒng)的基本方程為

式中：為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣；為系統(tǒng)的總剛度矩陣；為系統(tǒng)的位移向量。其特征方程為

對于多自由度系統(tǒng)，現(xiàn)在多借助于有限元軟件進行數(shù)值求解，對方程(2)求解得到重要的模態(tài)參數(shù)(模態(tài)頻率和模態(tài)振型)，可以清楚結(jié)構(gòu)在易受影響頻率范圍內(nèi)的主要振動特性。當外界激勵頻率等于或接近固頻率時，結(jié)構(gòu)產(chǎn)生共振。本文中旋葉式壓縮機轉(zhuǎn)子外端連接銜鐵，銜鐵吸合時，將皮帶輪的驅(qū)動扭矩傳遞給轉(zhuǎn)子，驅(qū)動轉(zhuǎn)子運動，這個過程易發(fā)生扭轉(zhuǎn)振動，扭轉(zhuǎn)振動加劇壓縮機缸內(nèi)氣體運動。

1.2 壓縮機噴注與排氣噪聲分析

圖1為旋葉式壓縮機工作原理圖。壓縮機由定子(氣缸體)、轉(zhuǎn)子、滑(葉)片、兩端蓋及進、排氣孔、排氣閥等組成。當發(fā)動機帶動轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動時，由于離心力和背壓腔壓力的共同作用，滑片被甩出，緊貼在氣缸工作表面上，把氣缸內(nèi)腔分為若干個容積隨轉(zhuǎn)角變化的小空間(基元)，隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動，基元容積發(fā)生周期性的變化，從而完成了氣體的吸入、壓縮、排出等過程。

四極子聲源壓縮機的輻射聲功率[6,8]為

由式(3)可見，在噴口直徑和噴注密度一定的情況下(見圖2)，輻射聲功率與噴注速度的8次方呈正相關。針對本文研究的某款旋葉式壓縮機，由于該款壓縮機型號較早，其缸體型線設計導致在氣流壓縮過程中，體積變化非?？欤M而產(chǎn)生很高的噴注速度，同時，壓縮機的排氣是十分復雜且不穩(wěn)定的過程，氣體以脈沖形式從排氣閥片縫隙排出，并迅速從排氣口沖入排氣管，從而形成能量較高、頻譜較復雜的噪聲。在此情況下，工作過程中的排氣噪聲非常大，是該款旋葉式壓縮機的主要噪聲源，前期對該款壓縮機的研究也驗證了此結(jié)論[11-12]。

圖1 旋葉式壓縮機工作原理圖

圖2 噴注結(jié)構(gòu)圖

當轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)動時出現(xiàn)扭轉(zhuǎn)共振[13-15]，在該情況下，扭轉(zhuǎn)共振的激勵導致旋轉(zhuǎn)角速度在該頻率點有突變，具有了角速度波動，進而導致轉(zhuǎn)子滑片末端劃過噴注口的線速度產(chǎn)生大幅波動，也即是噴注線速度產(chǎn)生大幅波動，進而輻射出噪聲，產(chǎn)生嘯叫。

2 實驗數(shù)據(jù)分析

針對某一運動型多用途汽車(Sport Utility Vehicle, SUV)，在空調(diào)開啟、發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 800 r·min-1條件下，車內(nèi)產(chǎn)生異響，并且此異響聲音在發(fā)動機艙附近也可以聽到。通過試驗設備測取該條件下車內(nèi)噪聲以及空調(diào)壓縮機附近噪聲的時域信號，并計算噪聲時域信號的功率譜，計算結(jié)果如圖3所示。

圖3為定速工況的A計權(quán)穩(wěn)態(tài)自功率譜，其中紅色曲線代表車內(nèi)噪聲，由布置在駕駛員右耳的傳聲器測得；藍色曲線代表壓縮機工作噪聲，由放置在發(fā)動機艙內(nèi)壓縮機近場的傳聲器測得。

從頻譜上看到，在頻率780 Hz左右，兩條曲線都有一個異常峰值，與其附近的譜線形成鮮明的落差，波峰與波谷的差值達到20 dB。將車內(nèi)噪聲濾除該峰值后進行回放，異響消失，說明該峰值即為聽到的異響頻率成分。

另外，壓縮機工作噪聲頻譜上的這個峰值，與車內(nèi)噪聲的異響峰值特征非常相似，二者波峰與波谷的差值也相同。這個現(xiàn)象與試驗前的主觀評價結(jié)果吻合。對二者作相干性分析，如圖4所示。

根據(jù)圖4結(jié)果可知，頻率范圍在760～790 Hz內(nèi)，相干系數(shù)平均為0.95左右，相干性接近于1(由于測量時發(fā)動機轉(zhuǎn)速存在不可控的少許波動，該峰值頻率隨之波動形成一個窄帶)。這意味著車內(nèi)異響很可能是由壓縮機工作時產(chǎn)生的異響引起的。

圖3 空調(diào)開啟、發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 800 r·min-1時，車內(nèi)噪聲與發(fā)動機艙噪聲自功率譜

圖4 空調(diào)開啟、發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 800 r·min-1時，車內(nèi)噪聲與發(fā)動機艙噪聲相干系數(shù)

因此，根據(jù)工程經(jīng)驗以及壓縮機噪聲機理相關理論，針對該車型內(nèi)壓縮機工作時產(chǎn)生異響的原因進行分析，可以得到兩種可能的影響因素[16-17]：

(1) 壓縮機工作的動力由發(fā)動機通過皮帶輪系統(tǒng)提供，而輪系上還連接著若干其它部件，如發(fā)電機等，統(tǒng)稱為“發(fā)動機前端部件”(Front End Accessory)。因此，其它部件工作時產(chǎn)生的異常振動可能會通過皮帶傳遞至壓縮機，使其產(chǎn)生異響。

(2) 壓縮機本身工作時，由于內(nèi)部流體周期性的吸入和排出，或者壓縮機上旋轉(zhuǎn)部件的配合不當引起扭轉(zhuǎn)共振，進而產(chǎn)生振動、脈動及噴注噪聲。

在問題排查過程中發(fā)現(xiàn)發(fā)動機前端部件中多個地方(發(fā)電機、水泵、壓縮機等)在頻率780 Hz左右都出現(xiàn)共振現(xiàn)象，其中以發(fā)電機和壓縮機最為突出。

安裝在發(fā)電機支架上的振動加速度計在異響轉(zhuǎn)速下測到異響頻率出現(xiàn)較大的峰值，因此懷疑此處存在結(jié)構(gòu)共振。為驗證此假設，利用B&K的設備和儀器，對發(fā)電機支架進行力錘敲擊試驗，測量發(fā)電機支架的結(jié)構(gòu)模態(tài)。試驗裝置如圖5所示。

力錘敲擊試驗數(shù)據(jù)測試分析結(jié)果如圖6所示。

由圖6試驗結(jié)果可知，發(fā)電機支架自身在異響頻率附近(共振帶700～800 Hz，中心頻率780 Hz左右)存在結(jié)構(gòu)固有頻率。因此，當激勵(如發(fā)動機、壓縮機等旋轉(zhuǎn)部件的工作階次)頻率處于該范圍之內(nèi)時，將會發(fā)生共振，振動被放大，進而通過皮帶輪系統(tǒng)傳遞至別處，引發(fā)異響。

圖5 發(fā)電機支架結(jié)構(gòu)模態(tài)試驗裝置

圖6 發(fā)電機支架結(jié)構(gòu)模態(tài)頻率

另外，在壓縮機上發(fā)現(xiàn)的共振現(xiàn)象，發(fā)電機共振通過皮帶對壓縮機肯定會產(chǎn)生一部分影響，但不是唯一原因。通過對該壓縮機銜鐵-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的理論計算，發(fā)現(xiàn)原車所用的環(huán)形銜鐵存在780 Hz左右的扭轉(zhuǎn)模態(tài)。

利用Workbench進行約束模態(tài)計算，約束轉(zhuǎn)子兩端安裝軸承位置的徑向和軸向位移自由度，釋放轉(zhuǎn)子與銜鐵周向轉(zhuǎn)動的自由度，選擇模態(tài)計算頻率范圍0～1 100 Hz或計算其前10階約束模態(tài)，轉(zhuǎn)子和轉(zhuǎn)子-銜鐵系統(tǒng)的模態(tài)仿真結(jié)果如圖9、10所示，前10階頻率分別見表1、2。

由圖9和表1可知，轉(zhuǎn)子的模態(tài)結(jié)果未出現(xiàn)780 Hz左右的異響模態(tài)頻率。由圖10和表2可知，將轉(zhuǎn)子和銜鐵裝配在一起的約束模態(tài)結(jié)果中存在與異響頻率比較相近的第5階模態(tài)頻率782 Hz，振型是沿轉(zhuǎn)軸扭轉(zhuǎn)。

圖7 轉(zhuǎn)子有限元模型

圖8 轉(zhuǎn)子-銜鐵系統(tǒng)有限元模型

根據(jù)表1、2模態(tài)分析的結(jié)果可知，轉(zhuǎn)子本身的剛性很強，壓縮機工作頻率不足以激發(fā)其共振，但是轉(zhuǎn)子與環(huán)形銜鐵裝配后的第5階模態(tài)頻率與壓縮機轉(zhuǎn)矩異響激勵頻率相吻合，從而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振。

由于銜鐵外圈直接與皮帶輪相配合，因此從皮帶傳來的振動直接由銜鐵接收。此時，發(fā)電機支架與壓縮機銜鐵各自的模態(tài)頻率相吻合，并且中間由皮帶連接作為傳遞介質(zhì)，使轉(zhuǎn)子-銜鐵產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，引起壓縮機噴注速度變化，從而引發(fā)壓縮機的高頻排氣噪聲，產(chǎn)生嘯叫，形成車內(nèi)異響。

但是，為什么將該款壓縮機安裝在其他樣車上則不會產(chǎn)生該問題呢？原因是本文試驗中所用的樣車，其發(fā)電機支架模態(tài)頻率剛好與壓縮機銜鐵扭轉(zhuǎn)共振頻率相吻合，二者匹配不當，使壓縮機銜鐵接收到由發(fā)電機支架產(chǎn)生并通過皮帶傳遞來的激勵，從而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，引發(fā)壓縮機嘯叫，進而引起車內(nèi)異響。換車之后，發(fā)電機支架模態(tài)頻率移開，因此避免了壓縮銜鐵的扭轉(zhuǎn)共振。

圖9 轉(zhuǎn)子有限元模型仿真

表1 轉(zhuǎn)子前10階頻率

圖10 轉(zhuǎn)子-銜鐵系統(tǒng)有限元模型仿真

表2 轉(zhuǎn)子-銜鐵系統(tǒng)前10階頻率

綜上所述，本文所研究樣車的車內(nèi)異響問題，是由于車身部件結(jié)構(gòu)模態(tài)、壓縮機零件工作模態(tài)匹配不當引起的。

3 改進措施驗證

根據(jù)第2節(jié)的分析，壓縮機異響的產(chǎn)生機理是由發(fā)電機支架共振、銜鐵扭轉(zhuǎn)共振兩個因素共同作用的結(jié)果，因此，改進其中任意一個因素，預期都能取得效果。

針對原車壓縮機所用環(huán)形銜鐵存在扭轉(zhuǎn)模態(tài)的問題，更換全周銜鐵后再次進行試驗測試，異響問題得到明顯改善。車內(nèi)噪聲與壓縮機噪聲頻譜如圖11所示，在原異響頻率780 Hz左右的峰值大幅度削減，且主觀評判結(jié)果也表明車內(nèi)異響基本消除。另外，除了更換全周銜鐵，采用改進發(fā)電機支架結(jié)構(gòu)的措施進行驗證，使其結(jié)構(gòu)固有頻率移開，再次進行試驗測試，車內(nèi)異響和壓縮機工作異響問題也得到明顯改善。車內(nèi)噪聲與壓縮機噪聲頻譜如圖12所示，在原異響頻率780 Hz左右的峰值基本消除，主觀評判結(jié)果也表明車內(nèi)異響基本消除。

圖11 換銜鐵后車內(nèi)噪聲與發(fā)動機艙噪聲功率譜

圖12 改進發(fā)電機支架后車內(nèi)噪聲與發(fā)動機艙噪聲功率譜

4 結(jié)論

針對本文所研究樣車的車內(nèi)780 Hz異響問題，首先確定異響來源為壓縮機工作時的嘯叫音傳入車內(nèi)。在排查壓縮機嘯叫發(fā)生機理的過程中，通過模態(tài)試驗找出了發(fā)電機支架上具有與嘯叫頻率相同的模態(tài)頻率；通過仿真計算得知壓縮機轉(zhuǎn)子-銜鐵系統(tǒng)在工作時也具有相同的扭轉(zhuǎn)模態(tài)頻率。因此，該樣車的車內(nèi)異響原因，是由于發(fā)電機支架模態(tài)頻率剛好與壓縮機銜鐵扭轉(zhuǎn)共振頻率相吻合，二者匹配不當，使壓縮機銜鐵接收到由發(fā)電機支架產(chǎn)生并通過皮帶傳遞來的激勵，從而產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振，引發(fā)壓縮機的高頻排氣噪聲，進而傳入車內(nèi)產(chǎn)生異響。對發(fā)電機支架和壓縮機銜鐵其中任意一方面的改進，都能使車內(nèi)異響得到明顯改善。

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Research on the mechanism of vehicle interior abnormal sound caused by a certain compressor roaring

YANG Cheng1, LI Shen-yan1, YUE Chuan-yuan1, YANG Zhao2, SHI Chuan2

(1. School of Automotive Engineering, Chongqing University, Chongqing 400044, China; 2. Automotive Collaborative Innovation Center of Chongqing University, Chongqing 400044, China)

In this paper some solutions and optimization measures are put forward to solve the problem of abnormal sound in a certain type of vehicle when the air conditioner is open. The compressor is proved to be the main source of the interior abnormal sound when the Heating Ventilation and Air Conditioning System (HVACS) is turned on. Through simulated calculation, it is found that the torsional modal frequency of rotor-armature system is close to the frequency of abnormal sound, and the experimental results show that the natural mode frequency of the generator bracket structure is also close to the abnormal sound frequency. The cause of generating interior abnormal sound is explained, this is because the modal frequency of rotor-armature system is so close to that of generator bracket, which leads to the torsional resonance of the rotor-armature system and generating exhaust noise of compressor. Thus, improving the generator bracket or compressor armature can significantly reduce compressor roaring and vehicle interior abnormal sound.

compressor roaring; exhaust noise; interior noise; torsional resonance

TB53

A

1000-3630(2019)-05-0580-05

10.16300/j.cnki.1000-3630.2019.05.016

2019-01-15;

2019-02-21

楊誠(1964－), 男, 重慶人, 副教授, 研究方向為汽車NVH噪聲振動控制。

李慎言, E-mail: 1198983541@qq.com