基于壓縮機-支架系統(tǒng)的異常噪聲研究*

商國旭， 史文庫， 陳志勇， 劉國政， 黎曉燕， 楊家宏

(1.吉林大學汽車仿真與控制國家重點實驗室 長春,130022)

(2.東風汽車有限公司東風日產乘用車公司技術中心 廣州,510800)

(3.牡丹江富通汽車空調有限公司技術部 牡丹江,157000)

引 言

隨著乘客對車輛振動、噪聲要求的不斷提高，噪聲、振動與聲振粗糙度(noise, vibration, harshness，簡稱NVH)特性逐漸成為評價車輛乘坐舒適性的一個重要指標[1]?？照{壓縮機是汽車制冷系統(tǒng)的核心，它從吸氣管吸入中溫低壓的制冷劑氣體，通過皮帶輪運轉帶動活塞壓縮氣體，向排氣管排出高溫高壓的制冷劑氣體，在車內溫度調節(jié)過程中起著重要的作用，但其同時也作為一個不可忽略的噪聲源，嚴重影響著車輛的乘坐舒適性[2]。

軸向活塞式空調壓縮機廣泛應用于汽車空調系統(tǒng)中，活塞的往復慣性力、旋轉部件的不平衡力以及制冷劑對壓縮機管路沖擊力等會通過結構傳遞到殼體上，使殼體受迫振動并向外輻射同頻率噪聲，當受迫振動頻率接近壓縮機系統(tǒng)固有頻率時，會產生更大的振動與噪聲[3-4]。汽車空調壓縮機的負荷隨著環(huán)境溫度的升高而增加，壓縮機的振動噪聲也隨著負荷的增加而增大，使車輛的乘坐舒適性急劇下降[5-6]。國內外對汽車空調壓縮機振動噪聲問題已有一定的研究。文獻[7-8]利用人工探頭、麥克風、和加速度傳感器等設備，提出一種適用于車輛空調熱膨脹閥嘶嘶聲和流體流動聲的測試方法。Demas等[9]對汽車空調壓縮機的摩擦噪聲進行研究，論述了涂層材料在降低零部件摩擦噪聲中的作用，為壓縮機的減振降噪提供理論支持。陳志勇等[10]通過改變壓縮機皮帶輪直徑來改變壓縮機與發(fā)動機的轉速比，進而避免壓縮機工作頻率與發(fā)動機8階激勵頻率重合，改善拍振現象，降低了車內噪聲。文中主要從試驗角度入手，針對壓縮機-支架系統(tǒng)模態(tài)引起的車內異常噪聲進行測試、診斷與優(yōu)化。對壓縮機-支架系統(tǒng)進行仿真分析，提出改進方案并試驗驗證。

1 駕駛室噪聲異常問題描述

問題樣車空調壓縮機為10缸定排量斜盤式，壓縮機與發(fā)動機之間通過鑄鐵支架連接。為分析異常噪聲產生的原因，對樣車進行試驗分析，試驗工況為：發(fā)動機恒定轉速，開/關空調壓縮機；駐車勻升發(fā)動機轉速，開/關空調壓縮機。在發(fā)動機懸置被動端、壓縮機殼體、膨脹閥、駕駛員座椅導軌處布置三向振動加速度傳感器測量振動加速度信號，如圖1(a)所示，在駕駛員右耳處布置傳聲器測量聲壓信號，如圖1(b)所示。

圖1 測試傳感器位置Fig.1 Position of the sensors

1.1 勻速工況摸底試驗

定置試驗車輛，分別測量發(fā)動機怠速、1 200，1 573，2 000 r/min，開/關空調駕駛員右耳處聲壓值，如圖2所示。發(fā)動機轉速1 573 r/min空調開啟時車內噪聲最大，并且開/關空調車內噪聲差值遠大于其余轉速工況。

圖2 開/關空調車內噪聲值Fig.2 Internal noise in AC on/off

1.2 勻加速工況摸底試驗

駐車勻升發(fā)動機轉速，測量開/關空調車內噪聲時域信號，如圖3所示。當發(fā)動機轉速在1 500～1 650 r/min區(qū)間，開啟空調車內噪聲出現一個明顯的峰，且開/關空調車內噪聲差值遠大于其余轉速工況。

圖3 勻速升高發(fā)動機轉速車內噪聲Fig.3 Internal noise in run-up condition

2 駕駛室異常噪聲分析與診斷

2.1 勻速工況試驗分析

2.1.1 車內異常噪聲頻譜分析

為了診斷異常噪聲的原因，用LMS聲振采集系統(tǒng)采集開/關空調車內噪聲信號頻譜，如圖4所示。問題樣車采用四缸四沖程發(fā)動機，其2階激勵頻率為52.43 Hz，關空調車內噪聲在發(fā)動機2階激勵頻率處最大，且遠大于其他頻率成分；空調開啟車內噪聲在各個頻率成分均有增加，在688 Hz處峰值突出，遠大于發(fā)動機2階激勵頻率成分。發(fā)動機轉速1 573 r/min時，壓縮機軸頻f為

(1)

其中：n為發(fā)動機轉速；i為壓縮機主軸帶輪與發(fā)動機曲軸帶輪之間的轉速比。

圖4 開/關空調車內噪聲頻譜Fig.4 Frequency spectrum of internal noise in AC on/off

壓縮機的工作頻率f1為

f1=kf=10×32.77=327.7 Hz

(2)

其中：k為壓縮機氣缸數。

壓縮機軸頻21階(軸頻對壓縮機2階工作頻率的調頻)為688 Hz(32.77+327.7×2)，與噪聲頻譜中最大峰值頻率相同，為車內異常噪聲的主要貢獻者。

2.1.2 振動信號頻譜分析與傳遞路徑識別

為診斷異常噪聲振源與識別其傳遞路徑，在發(fā)動機轉速1 573 r/min時，采集開/關空調壓縮機殼體振動信號頻譜，如圖5所示。關閉時壓縮機振動信號最大峰值頻率為52.43 Hz，為發(fā)動機2階激勵頻率；空調開啟時壓縮機處振動信號在688 Hz最大，遠大于52.43 Hz噪聲值，與車內噪聲頻譜分析結果一致。

圖5 開/關空調壓縮機振動頻譜Fig.5 Frequency spectrum of compressor vibration in AC on/off

膨脹閥是車輛空調系統(tǒng)中不可缺少的部分，它連接空調管路，是壓縮機振動傳遞到車內的直接通路，開/關空調膨脹閥的振動信號頻譜如圖6所示?？照{開啟時膨脹閥的振動信號在688 Hz處最大，且高于52.43 Hz處。空調開啟時壓縮機與膨脹閥振動頻譜振動信號沿著頻率分布具有一致性，壓縮機殼體振動加速度信號普遍大于膨脹閥振動加速度信號，且與車內噪聲頻譜趨勢相同。通過以上分析可以得出：空調開啟時車內異常噪聲的振源為壓縮機，壓縮機產生的振動噪聲通過膨脹閥向車內直接傳遞，導致車內異常噪聲。

圖6 開/關空調膨脹閥振動頻譜Fig.6 Frequency spectrum of expansion valve vibration in AC on/off

2.2 勻加速工況試驗分析

定置車輛勻升發(fā)動機轉速，采集車內噪聲階次追蹤信號與壓縮機振動階次追蹤信號，如圖7所示。由勻速工況試驗可知，車內異常噪聲對應發(fā)動機轉速1 573 r/min，在圖中轉速1 573 r/min作一條水平線，亮度最大處為688 Hz，在688 Hz作一條垂線，交點處做階次線，為發(fā)動機26.25階，對應壓縮機軸頻21階，這與勻速工況試驗分析結果一致。688 Hz垂線上有幾個明亮的點，為發(fā)動機18.75，31.25，37.50階，對應壓縮機軸頻15，25，30階，為壓縮機常見激勵階次，可以判斷樣車壓縮機-支架系統(tǒng)在688 Hz處存在共振頻帶。

圖7 開AC車內噪聲與壓縮機振動階次追蹤Fig.7 Order tracking of internal noise and compressor vibration in AC on

2.3 壓縮機-支架模態(tài)仿真分析

為驗證試驗分析結果的正確性，對壓縮機-支架系統(tǒng)進行模態(tài)仿真分析。在Hypermesh中建立壓縮機與支架的有限元模型，忽略墊片等微小結構，將活塞等內部結構與壓縮機殼體剛性連接。為反映出壓縮機的實車安裝情況，在Abaqus中用綁定約束描述發(fā)動機與壓縮機支架的連接狀態(tài)。選擇Lanczos求解器對模型作頻率提取，壓縮機-支架系統(tǒng)3階模態(tài)振型如圖8所示，仿真得到模態(tài)頻率為678.47 Hz，與試驗分析所述688 Hz的相對誤差為1.35%，在可接受范圍內，驗證試驗分析結果的準確性。

圖8 模態(tài)分析結果Fig.8 Result of modal simulation

2.4 噪聲異常問題診斷結果

綜合試驗與仿真結果，可以得出：688 Hz為壓縮機-支架系統(tǒng)3階模態(tài)頻率，發(fā)動機轉速1 573 r/min時，壓縮機軸頻21階激勵與此模態(tài)頻率相近，發(fā)生共振，產生過大的振動與噪聲，并通過壓縮機制冷管路與膨脹閥傳遞到車內，導致車內異常噪聲。

3 改進措施及效果驗證

3.1 改進措施

根據問題診斷結果，將壓縮機與支架連接處的支架凸臺厚度削減5 mm，使壓縮機與支架緊密結合，達到增加系統(tǒng)剛度、提高模態(tài)頻率的目的。驅動盤為壓縮機皮帶輪與主軸之間的傳動件，為緩和壓縮機輸入扭矩波動，將原有簧片驅動盤換裝為橡膠驅動盤，簧片驅動盤和橡膠驅動盤分別如圖9(a，b)所示?；善寗颖P僅能夠傳遞力矩，橡膠驅動盤不僅能緩沖吸振，而且傳動噪聲小，它不需要潤滑，在滿足壓縮機轉動扭矩的前提下，還可以滿足壓縮機主軸高轉速的要求。

圖9 空調壓縮機驅動盤Fig.9 Driving plate of air conditioning compressor

對改進結構進行模態(tài)仿真分析，改進后壓縮機-支架系統(tǒng)3階模態(tài)頻率為697.94 Hz，相比于改進前結構，模態(tài)頻率提升了19.47 Hz，在問題描述工作狀態(tài)下不會激起共振。

3.2 改進效果驗證

3.2.1 勻速工況效果驗證

問題轉速下改進前/后空調開啟時車內噪聲降低2.5 dB(A)。根據主觀評價，車內噪聲異常問題得到明顯的改善，為客觀驗證，對比分析改進前/后空調開啟時車內噪聲頻譜，如圖10所示。改進后車內噪聲在688 Hz處無峰值。

圖10 改進前/后車內噪聲頻譜Fig.10 Frequency spectrum of internal noise before/after improvement

改進前/后空調開啟時壓縮機振動頻譜與膨脹閥振動頻譜如圖11，12所示。改進后結構在688 Hz處振動信號無峰值，壓縮機、膨脹閥振動水平有較大程度的改進。

圖11 改進前/后壓縮機振動頻譜Fig.11 Frequency spectrum of compressor vibration before/after improvement

圖12 改進前/后膨脹閥振動頻譜Fig.12 Frequency spectrum of expansion valve vibration before/after improvement

3.2.2 勻加速工況效果驗證

對比改進前/后空調開啟時車內噪聲時域信號，如圖13所示。發(fā)動機轉速1 500～1 650 r/min區(qū)間，改進后峰值消失，車內異常噪聲得到明顯改善；發(fā)動機其余轉速下，改進前/后無明顯差別，車內噪聲波動趨勢平緩。

圖13 改進前/后勻升發(fā)動機轉速車內噪聲值Fig.13 Internal noise in run-up before/after improvement

空調開啟改進后車內噪聲階次追蹤圖、壓縮機振動階次追蹤圖如圖14所示。與改進前整車試驗結果對比，688 Hz處改進后車內噪聲信號、壓縮機振動信號在其軸頻15階、21階、25階與30階峰值降低，此頻率不同轉速下的車內噪聲與壓縮機振動均有較大程度改進。

圖14 改進后階次追蹤圖Fig.14 Order tracking after improvement

4 結 論

1) 車內噪聲異常問題的激勵源為汽車空調壓縮機，壓縮機產生的振動噪聲通過壓縮機管路與膨脹閥向車內傳遞。

2) 壓縮機-支架系統(tǒng)在688 Hz附近存在共振頻帶，發(fā)動機轉速1 573 r/min，壓縮機軸頻21階與壓縮機-支架系統(tǒng)3階模態(tài)頻率接近，發(fā)生共振，產生過大的振動與噪聲，導致車內異常噪聲。

3) 優(yōu)化支架結構并換裝橡膠驅動盤，試驗驗證改進結構：勻速工況，發(fā)動機轉速1 573 r/min，改進前/后空調開啟時車內噪聲降低2.5 dB(A)；勻加速工況，發(fā)動機轉速1 500～1 650 r/min區(qū)間，車內噪聲峰值消失，其余轉速下改進前/后基本無差別，駕駛室噪聲波動趨勢平緩。