王 軍，劉曉明，劉躍鵬

(江蘇聯(lián)合職業(yè)技術學院 無錫機電分院，江蘇 無錫 214028)

0 引言

近年來隨著汽車工業(yè)的蓬勃發(fā)展，我國汽車的保有量呈現(xiàn)逐年上升的趨勢，家用汽車已成為很多人出行必不可少的代步工具，人們除了對汽車的安全性注重以外，還對駕乘人員的舒適性有了更高的要求。而汽車空調作為汽車內(nèi)部結構的一部分是汽車舒適性和安全性評估的重要系統(tǒng)，是汽車采暖、制冷、除霜、除霧、空氣過濾、溫濕度自動控制的核心系統(tǒng)［1-3］。但是，汽車空調在使用過程中會產(chǎn)生一定的振動和噪聲，會對駕乘人員的舒適感產(chǎn)生較大的影響。

因此，本研究通過對現(xiàn)有車型汽車空調的振動與噪聲進行測試分析并提出優(yōu)化方案，以達到減小振動降低噪聲的效果，并應用到新車型開發(fā)中，對提高汽車生產(chǎn)廠家的綜合競爭力具有很大的現(xiàn)實意義。

1 汽車空調噪聲與振動整車測試分析

1.1 汽車空調噪聲級測試

該測試采用的儀器為:HEAD BEQ II 聲品質測試儀，測試標準為空調系統(tǒng)風扇在整車上的噪聲與振動測量標準。本研究選用全冷內(nèi)循環(huán)吹面、全冷外循環(huán)吹面、全熱內(nèi)循環(huán)除霜、全熱外循環(huán)除霜、全熱外循環(huán)吹腳5 種工況，對該車一至五檔位進行測試，傳感器布置圖如圖1 所示。

圖1 傳感器布置圖

測試結果為:①各測試工況在五檔位時，主、副駕駛員耳旁噪聲A 計權聲壓級均超過行業(yè)標準62 dB(A)，全冷內(nèi)吹面模式四檔位噪聲亦超標;②同一模式檔位下，內(nèi)循環(huán)噪聲高于外循環(huán)噪聲，特別是全冷內(nèi)循環(huán)吹面模式的噪聲高于全冷外循環(huán)吹面模式2 dB～5 dB(A)左右;③各測試工況在五檔位時，車內(nèi)噪聲主要為空調的氣動寬頻噪聲，集中在中心頻率315 Hz～4 000 Hz范圍內(nèi)，發(fā)動機的噪聲被空調的氣動噪聲掩蓋;④相比HVAC 測試數(shù)據(jù)，在低檔位，HVAC 測試數(shù)據(jù)高于整車測試，主要是儀表板等隔聲作用，且空調紊流噪聲占非主導作用。在高檔位，HVAC 測試數(shù)據(jù)低于整車測試，主要是空調管道紊流噪聲占據(jù)主導作用。

1.2 汽車空調噪聲與振動信號測試分析

該測試的目的是對空調振動與噪聲間的關系進行分析，以及對空調電機、風扇、管道振動特性分析。測試汽車空調安裝在汽車上的各檔位噪聲與振動信號，分析噪聲的來源。測試方法為用聲學傳感器和單向加速度傳感器分別測試吹面出風口、除霜出風口附近的噪聲，以及儀表盤的振動信號，通過M+P 測試系統(tǒng)進行頻譜分析和相干性分析。測試儀器主要包括M +P頻譜分析儀、Head 人工頭、單向加速度傳感器、聲傳感器等。以全冷內(nèi)循環(huán)吹面模式工況為例，在一檔位和五檔位下的主駕全冷吹面內(nèi)循環(huán)人工頭左耳噪聲自功率譜和人工頭置于主駕時全冷吹面內(nèi)循環(huán)儀表盤垂直方向振動頻譜如圖2 所示。

圖2 噪聲自功率譜和儀表盤垂直方向振動頻譜

測試結論:在一檔位時，車內(nèi)噪聲主要仍為發(fā)動機噪聲，空調噪聲已有體現(xiàn)，中頻噪聲相對突出，空調產(chǎn)生噪聲未掩蓋發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲。該模式下儀表盤振動主要還是由發(fā)動機引起，空調對其影響很小。在五檔位時，車內(nèi)噪聲主要為空調氣動寬頻噪聲，高頻噪聲突出?？照{產(chǎn)生噪聲完全掩蓋發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲。儀表盤振動加劇主要是由電機或風扇不平衡產(chǎn)生的結構振動引起的。

2 汽車空調噪聲與振動改善的優(yōu)化方向

本研究通過對該型號汽車空調噪聲與振動的測試分析，得出以下優(yōu)化方向:

(1)針對汽車空調在噪聲級測試時出現(xiàn)空調殼體振動劇烈，并因此引起的聲腔耦合噪聲突出的現(xiàn)象，建立空調殼體的數(shù)值模型，對空調殼體進行結構優(yōu)化設計，提高其剛度、抗振性能;

(2)針對整車測試時高檔位出現(xiàn)的振動加劇并引起儀表盤振動加劇的這一現(xiàn)象，需要對電機與空調殼體進行隔振處理，同時對空調與車體的安裝位置處進行隔振處理，降低因電機振動引起的空調殼體的振動及空調殼體對儀表盤振動的影響。

(3)針對內(nèi)循環(huán)模式下噪聲突出這一現(xiàn)象，需要對進風口與出風口進行CFD 建模與分析，對進風口與出風口優(yōu)化設計，提高進氣口氣流平順性，降低進氣口處的紊流噪聲。

3 汽車空調有限元分析及優(yōu)化設計

3.1 汽車空調整機模態(tài)分析及優(yōu)化

本研究應用ANSYS 軟件對汽車空調整機進行模態(tài)分析，可得到空調箱固有頻率和對應振型。通過固有頻率可以判斷結構的剛度大小以及是否會發(fā)生共振［4-5］。通過振型可以判斷結構薄弱環(huán)節(jié)，同時模態(tài)分析也是進行振動響應分析的基礎。振動響應分析，可得到各工況下的應力分布。

筆者建立汽車空調的CAE 模型、單元類型C3D4、單元數(shù)量354 W、節(jié)點數(shù)量111 W 如圖3 所示。通過模態(tài)分析及振動響應分析發(fā)現(xiàn):

(1)前六階約束模態(tài)中有五階是關于冷交換器的，冷交換器約束需改進;

(2)第三階約束模態(tài)為進風口，進風口與殼體之間約束需改進;

(3)模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)存在64.6 Hz 固有頻率，實驗測試發(fā)現(xiàn)第五檔(62 Hz～68 Hz)時振動較大，可能發(fā)生共振;

(4)振動激勵響應分析，發(fā)現(xiàn)約束點處應力較大，且在X 方向激勵情況下，前4 種工況最大應力大于材料強度極限。

圖3 汽車空調的CAE 模型

修改方案一:根據(jù)前面進行的模態(tài)分析及振動響應分析，發(fā)現(xiàn)冷交換器和進風口剛度不夠，需改進約束。現(xiàn)將冷交換器與殼體之間進行Z 方向約束，進風口與殼體之間增加一個全約束如圖4 所示。汽車空調殼體最大應力值如表1 所示。通過表1 中27.4 Hz、33.3 Hz、47.3 Hz 3 種頻率下殼體部位最大應力大小的變化可知，增加冷交換器與殼體之間以及進風口與殼體之間的約束，可減少產(chǎn)生大應力的工況。

圖4 修改方案一

表1 汽車空調殼體最大應力值

修改方案二:振動響應分析發(fā)現(xiàn)，螺栓連接處易產(chǎn)生較大應力情況，故增加螺栓連接處板厚可減小相應位置應力。例如板厚增加1 mm，27.4 Hz 下，X 方向激勵，最大應力為47.2 MPa，未改動時最大應力為52.1 MPa，X 方向激勵應力分析如圖5 所示。

圖5 X 方向激勵應力分析

3.2 汽車空調整機隔振系統(tǒng)校核分析

汽車空調系統(tǒng)作為汽車的重要組成部分，其振動特性是影響汽車安全性和舒適性的關鍵因素?？照{系統(tǒng)受到的振動激勵有系統(tǒng)本身的激勵以及外界激勵。為了提升駕駛體驗的舒適感，減少空調的振動傳遞給車身，要對汽車空調系統(tǒng)采取隔振的措施。同時，空調系統(tǒng)的隔振也會降低路面激勵以及整車的振動傳遞給空調系統(tǒng)，從而增加空調系統(tǒng)的使用壽命。下面以前隔振器為例，利用ANSYS 軟件對其強度進行校核。在3 倍重力條件下，橡膠材料和金屬硫化表面的最大應力出現(xiàn)在橡膠與鋼板接觸處，大小為0.62 MPa;在4.5 倍重力條件下，橡膠材料和金屬硫化表面的最大應力出現(xiàn)在橡膠與鋼板接觸處，大小為0.93 MPa。根據(jù)硫化工藝，橡膠與金屬表面的硫化強度小于15 kg/cm(即1.5 MPa)，所以能夠滿足硫化強度要求如圖6 所示。

圖6 前隔振器強度校核

3.3 汽車空調流場CFD 分析及優(yōu)化設計

計算流體力學(CFD)在汽車工程中的應用，使得研究者可以利用計算機仿真技術，結合數(shù)字模型，代替真實系統(tǒng)進行研究，明確研究方向，縮短研制周期，減少反復試驗造成的成本和資源浪費［6-9］。

CFD 方法運用體積元的思路可以很方便地獲取流體運動狀態(tài)［10］，并能預測產(chǎn)品產(chǎn)生的噪聲位置，減少優(yōu)化風機、流道的開發(fā)修改成本。本研究經(jīng)過第一階段的噪聲測試，發(fā)現(xiàn)吹面全冷模式的噪聲聲功率最大，也就是說吹面全冷模式是空調工作噪聲最惡劣的模式。所以這里選擇對該型汽車空調在吹面全冷模式下進行CFD 方法分析，對空調進行流場的模擬，分析其噪聲分布，提出改進方案，并與原模型進行對比，最后對改進后的整機再次進行校驗。筆者以內(nèi)循環(huán)模式為例，對內(nèi)部流場進行分析，按照聲功率大小上色，可以看出湍流噪聲較大的區(qū)域主要分布在扇葉及蝸舌區(qū)域如圖7 所示。

圖7 內(nèi)部流場跡線圖

風扇及蝸殼優(yōu)化:現(xiàn)有風扇采用原始風扇，蝸殼采用阿基米德螺線。改進方案為縮短蝸舌并增大蝸舌曲率，改變?nèi)~片數(shù)目，使用ANSYS FLUENT［11］進行分析。在風扇轉速(3 900 r/min)和葉片數(shù)目(41 片)相同的情況下，原始模型風扇表面最大聲功率級為110 dB，聲功率分布如圖8 所示?？s短蝸舌并增大蝸舌曲率后風扇表面最大聲功率級變?yōu)?04 dB，聲功率分布如圖9所示。改進結構后的噪聲會明顯降低。

圖8 風扇表面聲功率分布圖(原始模型)

圖9 風扇表面聲功率分布圖(縮短蝸舌并增大蝸舌曲率)

同時，在其他條件不變的情況下，根據(jù)流體動力學和風扇葉片數(shù)量的要求，通過改變風扇葉片數(shù)目進行實驗分析的結果如表2 所示。從表2 中可以看出，葉片數(shù)目取37 片對增加流量和降低噪聲效果最好。

表2 風扇表面聲功率參數(shù)表

4 結束語

本研究通過對某型號汽車空調噪聲與振動信號的測試和分析，找出空調殼體振動劇烈、內(nèi)循環(huán)模式下噪聲突出等問題，提出具體的優(yōu)化改進建議，同時利用ANSYS 分析軟件對優(yōu)化設計過程具體實施。通過對汽車空調整機模態(tài)分析及優(yōu)化、整機隔振系統(tǒng)校核分析、流場CFD 分析及優(yōu)化設計，能夠有效地降低關鍵部件的應力集中，減少空調的振動傳遞給車身，降低進氣口處的紊流噪聲。

相關汽車空調生產(chǎn)企業(yè)依據(jù)分析優(yōu)化結果對該型號汽車空調產(chǎn)品進行了技術改造，使產(chǎn)品品質得到了顯著改善。進而證明了該優(yōu)化設計方法對有效提高汽車空調性能的可行性，同時對類似汽車空調產(chǎn)品的改進研制具有很好的借鑒意義。

［1］康家勇.汽車空調HVAC 總成噪聲測試方法及異音分析［J］.汽車電器，2013(6):62-64.

［2］莫 濤.淺談汽車空調系統(tǒng)研究現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢［J］.科技資訊，2013(10):113-114.

［3］唐任仲，唐文東，金 伶.面向生產(chǎn)過程質量控制的汽車空調熱交換器散熱性能檢測裝置研究及應用［J］.機電工程，2012，29(7):745-749.

［4］黃鎖成，靳曉雄，張立軍.汽車空調用壓縮機的振動和噪聲分析［J］.汽車技術，2003(5):20-22.

［5］宣海軍，蘇 榮，江騰飛.汽車儀表板橫梁系統(tǒng)固有振動性研究［J］.機械，2014(4):43-47，55.

［6］肖 鑫，王天英，潘樂燕.除霜風道內(nèi)部流場的CFD 模擬分析及優(yōu)化改進［J］.制冷與空調，2010(3):14-15.

［7］王小純，占細峰.基于CFD 的攪拌反應罐內(nèi)部流場的數(shù)值模擬［J］.輕工機械，2013，31(1):9-14.

［8］張 宏，鄭 彪，張 楠，等.基于CFD 技術的新型液氣緩沖器流場計算分析與試驗研究［J］.液壓氣動與密封，2014(12):32-38.

［9］陶其銘，許志寶，夏廣飛.汽車空調除霜風道分析及結構優(yōu)化［J］.合肥工業(yè)大學學報:自然科學版，2010，33(4):498-500.

［10］MOUREH J，LETANG G，PALVADEAU B，et al.Numerical and experimental investigations on the use of mistflow process in refrigerated display cabinets［J］.International Journal of Refrigeration，2009，32(2):203-219.

［11］商紅云，章承林，裴 泱.有限元基礎理論與ANSYS14.0應用［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2014.