陳江艷 楊誠 賀巖松

（1.重慶大學(xué)，汽車工程學(xué)院，重慶 400030；2.重慶超力高科技股份有限公司，重慶 401122）

1 前言

汽車空調(diào)系統(tǒng)主要由壓縮機(jī)、膨脹閥、蒸發(fā)器、冷凝器、管路等核心零部件組成，是汽車主要噪聲源之一[1-2]，降低其振動噪聲對提升整車品質(zhì)和駕乘舒適性至關(guān)重要。

壓縮機(jī)、空調(diào)箱、膨脹閥等零部件是汽車空調(diào)系統(tǒng)的主要噪聲源，國內(nèi)外學(xué)者[3-7]運(yùn)用仿真分析、試驗測試等方法研究了其發(fā)聲機(jī)理和控制措施并取得了諸多成果。汽車空調(diào)管路并非運(yùn)轉(zhuǎn)部件，其振動噪聲問題常被忽略。研究表明，管道系統(tǒng)受外界激勵時，極易因流固耦合共振而產(chǎn)生空氣噪聲和結(jié)構(gòu)噪聲[8-11]。汽車空調(diào)管路受發(fā)動機(jī)艙安裝空間及工作環(huán)境限制，具有直徑小、管壁薄、質(zhì)量輕以及支撐簡單等特點(diǎn)，在受到發(fā)動機(jī)、壓縮機(jī)等外界激勵時，必然存在振動噪聲風(fēng)險。相比汽車空調(diào)的工作噪聲，異響常與故障關(guān)聯(lián)，因此對用戶體驗影響更大。楊誠等[12-13]運(yùn)用傳遞路徑法、分別運(yùn)行法、增量分析法、小波分析法等方法對汽車空調(diào)異響進(jìn)行診斷分析，積累了一些成功經(jīng)驗。

本文針對某汽車空調(diào)管路振動異響問題，采用橫向?qū)Ρ取⒅饔^評價、頻譜分析、臺架試驗?zāi)M、CAE 仿真等方法對故障車及實車空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行試驗診斷分析，確認(rèn)該車型空調(diào)管路振動異響的根本原因，逐一分析擬定改進(jìn)措施，并進(jìn)行實車驗證。

2 問題描述與實車調(diào)查

2.1 問題描述

售后市場反饋某暢銷車型（發(fā)動機(jī)排量1.5 L）存在嚴(yán)重異響問題，故障現(xiàn)象為開啟空調(diào)期間駕駛艙內(nèi)出現(xiàn)間歇性“噠噠”異響，噪聲持續(xù)1～2 s。在10分制等級評分法主觀評價中得分為1分，即所有駕乘人員均能識別該異響，且不能忍受。

在問題處置前期共收到與該故障問題相關(guān)的市場反饋20 余例，主要集中于海南、廣州等熱帶區(qū)域，隨著氣溫升高，故障反饋數(shù)量持續(xù)增加，所涉市場區(qū)域不斷擴(kuò)大。更換空調(diào)系統(tǒng)零部件等常規(guī)維修措施無明顯效果。通過市場走訪調(diào)查，得到該異響具有以下特征：

a.異響主要發(fā)生于壓縮機(jī)停機(jī)瞬間，伴隨有空調(diào)高壓液體管路（冷凝器到膨脹閥段）劇烈振動。

b.故障與空調(diào)系統(tǒng)壓力密切相關(guān)，當(dāng)通過遮擋冷凝器進(jìn)風(fēng)口提高系統(tǒng)壓力時，故障現(xiàn)象加劇，當(dāng)通過增加冷凝器進(jìn)風(fēng)量降低系統(tǒng)壓力時，故障現(xiàn)象消失。

橫向?qū)Ρ日{(diào)查結(jié)果表明，相似配置車型未發(fā)生振動異響現(xiàn)象，除管路走向外，其與問題車型的差異主要表現(xiàn)為冷凝器換熱能力更強(qiáng)、發(fā)動機(jī)（1.4T）動力更充沛。

2.2 實車測試分析

為查明故障原因，采用LMS 噪聲振動采集系統(tǒng)對典型故障車輛進(jìn)行測試。在駕駛員右耳處布置麥克風(fēng)，在膨脹閥入口、管路加注閥處布置振動傳感器，如圖1所示。

圖1 實車傳感器布置

車輛靜置于高溫強(qiáng)日照環(huán)境，發(fā)動機(jī)處于怠速狀態(tài)，空調(diào)設(shè)置為全冷內(nèi)循環(huán)吹面模式，風(fēng)量設(shè)置為1擋，采集實車振動異響數(shù)據(jù)并處理分析，獲得振動異響頻譜云圖，如圖2所示。

圖2 實車振動噪聲頻譜云圖

由圖2 可知，振動異響持續(xù)1～2 s，其頻譜呈現(xiàn)為寬頻帶特征，主要分布于500 Hz 以內(nèi)，其中以47 Hz、94 Hz、141 Hz 等頻率最為明顯。通過總值計算，異響發(fā)生時管路振動加速度由0.13g上升到3.69g（g為重力加速度），車內(nèi)噪聲由47.6 dB(A)增加到51.8 dB(A)，管路振動及車內(nèi)噪聲均明顯增加。

嘗試采取松開固定支點(diǎn)、管路增加配重塊、更換壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)形式、改變壓縮機(jī)傳動比等措施進(jìn)行優(yōu)化，振動異響現(xiàn)象依然存在，但聲音頻率及出現(xiàn)頻次略有差異。

2.3 原因分析及探討

根據(jù)部分學(xué)者[14-15]對管道系統(tǒng)振動噪聲及水擊現(xiàn)象的研究，有壓管道中的閥門突然開啟、關(guān)閉或水泵突然停止工作會致使流體流速急劇改變，引發(fā)管內(nèi)壓強(qiáng)大幅度交替升降并以一定的速度在管內(nèi)傳播及反射，其壓強(qiáng)一般可以達(dá)到流體原壓強(qiáng)的數(shù)十倍。水擊產(chǎn)生振動噪聲，甚至可能造成管道破損，釀成重大事故。

由儒可夫斯基公式[16]可計算水擊產(chǎn)生的最大壓強(qiáng)：

式中，ΔH為壓頭變化；Δv為液體流速變化量；a為液體中波速。

水擊發(fā)生時，受到的最大水擊壓強(qiáng)為P=ρgΔH，其中ρ為液體密度。

管道液體流量Q的計算公式為：

式中，A為管道橫截面積；v為液體流速；μ為流量系數(shù)；ΔP為壓力差。

由于儒可夫斯基公式假設(shè)流速變化在極短時間內(nèi)發(fā)生，不考慮反射波共同作用并忽略摩擦阻力影響，因此計算結(jié)果反映的是可能出現(xiàn)的最大壓強(qiáng)，一般用于趨勢判斷和數(shù)量級的估計。由上述公式可知，流體壓差越大，流速越快，在流體瞬間停止時其產(chǎn)生的水擊壓強(qiáng)越大。

該空調(diào)系統(tǒng)振動異響出現(xiàn)于壓縮機(jī)停機(jī)瞬間的高壓液體管路中，并與系統(tǒng)壓力大小息息相關(guān)，根據(jù)故障特征及其他實車排查驗證結(jié)果可推斷該振動異響故障由空調(diào)系統(tǒng)水擊產(chǎn)生。

3 故障再現(xiàn)與診斷確認(rèn)

3.1 系統(tǒng)臺架模擬及試驗研究

為驗證該振動異響由空調(diào)系統(tǒng)水擊產(chǎn)生這一推論，并排除整車其他部件的影響，利用佐竹汽車空調(diào)系統(tǒng)綜合試驗臺架搭建該汽車空調(diào)實車系統(tǒng)進(jìn)行故障工況模擬。

在膨脹閥入口和出口、蒸發(fā)器入口和出口、壓縮機(jī)吸氣口和排氣口分別布置振動加速度傳感器，在管路低壓加注閥和高壓加注閥處分別設(shè)置脈動壓力傳感器。搭建的汽車空調(diào)實車系統(tǒng)如圖3所示。

圖3 實車空調(diào)系統(tǒng)試驗臺架

通過試驗臺架模擬高負(fù)荷頻繁啟停工況，系統(tǒng)出現(xiàn)與故障車相同的振動異響現(xiàn)象。進(jìn)一步采集臺架試驗數(shù)據(jù)進(jìn)行處理分析，異響發(fā)生時各位置振動加速度由大到小依次為高壓加注閥、膨脹閥入口、冷凝器出口、膨脹閥出口、冷凝器入口、壓縮機(jī)排氣口、壓縮機(jī)吸氣口，與實車的主觀感受一致，上述結(jié)果表明，高壓液體管振動最為劇烈。

選取膨脹閥入口與高壓加注閥2 處振動數(shù)據(jù)進(jìn)行頻譜分析，其頻譜云圖如圖4所示。

圖4 系統(tǒng)臺架振動頻譜云圖

由圖4可知，系統(tǒng)臺架振動頻譜特征與實車測試反饋的頻譜特征一致，均為寬頻帶，突顯頻率呈現(xiàn)倍頻特征，均在47 Hz、94 Hz、141 Hz等附近。

以振動最大的高壓加注閥位置為例，對比實車與系統(tǒng)臺架振動加速度總值，如圖5所示。

圖5 實車與系統(tǒng)臺架振動總值對比

由圖5可知，實車與系統(tǒng)臺架在高壓加注閥位置振動量級相當(dāng)，系統(tǒng)臺架的振動加速度在1.84～8.62g范圍內(nèi)，波動較大，人為控制系統(tǒng)臺架頻繁啟停是該加速度值波動變化較大的主要原因。臺架模擬排除了整車其他因素的影響，因此故障再現(xiàn)說明該振動異響問題主要由空調(diào)系統(tǒng)自身產(chǎn)生。

進(jìn)一步采集空調(diào)管路脈動壓力數(shù)據(jù)并處理分析，獲得空調(diào)系統(tǒng)脈動頻譜云圖，如圖6所示。

圖6 實車臺架脈動譜云圖

在振動異響發(fā)生時，高壓液體管內(nèi)存在明顯的液體沖擊，能量主要分布于47 Hz、94 Hz、141 Hz 等頻率附近，與實車及試驗臺架呈現(xiàn)的振動異響頻率一致。經(jīng)過計算，高壓液體管內(nèi)最大壓強(qiáng)總值達(dá)到16.6 MPa。

由臺架脈動及振動頻譜分析結(jié)果可判斷該振動異響由液體沖擊造成，即在壓縮機(jī)停機(jī)瞬間，高壓液體管內(nèi)發(fā)生水擊，巨大的壓強(qiáng)沖擊管壁從而產(chǎn)生振動噪聲。

3.2 關(guān)鍵零部件分析及故障診斷確認(rèn)

陳世超[17]等研究表明，閥門關(guān)閉速度及關(guān)閉方式、管長、液體壓力及流速等因素對水擊強(qiáng)度有顯著影響。閥及管道是產(chǎn)生水擊現(xiàn)象的關(guān)鍵零部件，采用ANSYS軟件分別對膨脹閥、高壓液體管進(jìn)行模態(tài)仿真分析以獲得模態(tài)參數(shù)，得到水擊產(chǎn)生振動異響的機(jī)理。

3.2.1 膨脹閥結(jié)構(gòu)及仿真分析

該汽車空調(diào)所用膨脹閥為H型膨脹閥，其結(jié)構(gòu)及工作原理如圖7所示。

圖7 H型膨脹閥結(jié)構(gòu)及工作原理

動力頭根據(jù)蒸發(fā)器出口的制冷劑溫度改變作用在膜片上的壓力F1，通過膜片推動頂桿，頂桿推動閥芯，從而改變閥門的開度。在穩(wěn)定狀態(tài)，向上的彈簧彈力F3、蒸發(fā)器出口壓力F2與向下的膜片壓力F1處于平衡狀態(tài)。在開、關(guān)機(jī)瞬間，由于F2突然變化，而動力頭感知溫度變化存在延遲，F(xiàn)1不會立即響應(yīng)，力平衡打破而導(dǎo)致閥芯部件突然開啟或關(guān)閉，對空調(diào)系統(tǒng)中的流體造成沖擊，存在水擊風(fēng)險。

根據(jù)膨脹閥內(nèi)部運(yùn)動部件受力及約束，提取仿真分析的邊界條件并通過移除阻尼夾、密封圈等零部件的方式對模型進(jìn)行簡化，其中運(yùn)動部件的邊界條件如下：材料為0Cr18Ni9（SUS304），密度為7 930 kg/m3，彈性模量為193 GPa，泊松比為0.3，劃分網(wǎng)格104 364個。所建立的有限元模型如圖8所示。

圖8 膨脹閥有限元模型

經(jīng)仿真計算，熱力膨脹閥運(yùn)動部件1～6階模態(tài)頻率依次為972 Hz、2 032 Hz、2 259 Hz、2 334 Hz、2 433 Hz、2 994 Hz，其對應(yīng)前6階振型如圖9所示。

圖9 膨脹閥有限元模態(tài)分析結(jié)果

由膨脹閥運(yùn)動部件仿真分析結(jié)果可知，其固有頻率較高，自身被激勵共振而產(chǎn)生異響的風(fēng)險小。

3.2.2 管路結(jié)構(gòu)及仿真分析

管路及固定支架的邊界條件如下：材料為3003 鋁合金，密度為2 700 kg/m3，彈性模量為69 GPa，泊松比為0.33，劃分網(wǎng)格103 354個。

空調(diào)系統(tǒng)冷凍油采用PAG100，密度約為999 kg/m3，制冷劑為R134a，在2 MPa 壓力下飽和液體密度約為1 008.3 kg/m3。隨制冷劑循環(huán)的含油率約為3%～5%，為簡化計算，定義該高壓液體管中液體密度為1 008 kg/m3。該段管路含液體制冷劑體積為50.5 mL，質(zhì)量為50.9 g，將液體質(zhì)量及壓力均布于管路內(nèi)表面。

根據(jù)高壓液體管實際固定情況進(jìn)行約束，其有限元模型如圖10所示。

圖10 管路有限元模型

經(jīng)仿真分析，高壓液體管前6 階固有頻率分別為58 Hz、91 Hz、104 Hz、116 Hz、124 Hz、160 Hz。由仿真結(jié)果可知，管路固有頻率較低，在汽車發(fā)動機(jī)及空調(diào)壓縮機(jī)的工作轉(zhuǎn)動頻率范圍內(nèi)，并對比實車及臺架測試頻譜，脈動激勵頻率94 Hz 與管路2 階固有頻率91 Hz 相近，存在共振風(fēng)險。

基于上述分析，可確定該振動異響形成機(jī)理為：壓縮機(jī)停機(jī)瞬間，膨脹閥閥芯因力平衡打破而快速關(guān)閉，致使高壓液體管中制冷劑流速突變，進(jìn)而形成“水擊”沖擊高壓液體管，激勵頻率與管路模態(tài)頻率吻合進(jìn)一步加劇管路振動，從而激發(fā)產(chǎn)生“噠噠”異響。

4 改進(jìn)措施與效果驗證

4.1 改進(jìn)措施分析

針對該振動異響問題，基于“源-路徑-響應(yīng)”的NVH分析方法逐一分析并進(jìn)行驗證。源頭上可采取增加冷凝器散熱能力（降低系統(tǒng)壓力，減小水擊能量）、延長膨脹閥關(guān)閉時間或縮短管路長度（避免直接水擊）等措施；傳遞路徑上可采取增加容積式消聲器措施降低水擊強(qiáng)度；管路響應(yīng)方面可采取調(diào)整管路結(jié)構(gòu)、增加管路強(qiáng)度及固定約束點(diǎn)等措施防止共振。

因?qū)嵻嚱Y(jié)構(gòu)限制及工程化應(yīng)用需要，加強(qiáng)冷凝器散熱能力、調(diào)整管路長度、優(yōu)化管路結(jié)構(gòu)及增加約束點(diǎn)等措施可實施性差，擬采用為高壓液體管增加容積式消聲器及增大內(nèi)摩力延遲閥芯關(guān)閉時間2 個方案進(jìn)行樣件試制及實車驗證。

4.2 實車驗證

在故障車上分別驗證膨脹閥增大內(nèi)摩力方案和高壓液體管增加消聲器方案（見圖11）并進(jìn)行振動測試分析，運(yùn)行工況及振動傳感器布置與前期測試保持一致。

圖11 帶消聲器的改善樣件

2種改善方案均無異響產(chǎn)生，停機(jī)瞬間高壓液體管振動無明顯增加。10分制主觀評價得分為8分，即專業(yè)人員無法察覺，對聲音評價滿意，故2 種改善方案均能滿足改進(jìn)要求。

采集壓縮機(jī)啟停過程振動加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行對比分析，以高壓加注閥處振動加速度為例，改善方案的頻譜云圖對比如圖12所示，加速度總值對比如圖13所示。

圖12 改進(jìn)樣件頻譜云圖

由圖12、圖13 可知，2 種改進(jìn)方案在停機(jī)瞬間的振動頻譜具有相似特征，沖擊特征依然存在，與原方案相似，只是量級大幅減小。應(yīng)用改進(jìn)方案后，振動加速度峰值均在0.3g以下，壓縮機(jī)開啟和關(guān)閉瞬間，振動加速度增加量小于0.1g，振動量級只有改善前的1/10。

圖13 改進(jìn)樣件振動加速度總值

基于工程化需要，綜合考慮成本、周期因素，該車型批量采用增加膨脹閥內(nèi)摩力措施，解決了振動異響問題。

5 結(jié)束語

本文運(yùn)用主觀評價、橫向?qū)Ρ?、頻譜分析、臺架試驗?zāi)M以及CAE仿真等方法對某汽車空調(diào)振動異響問題進(jìn)行診斷分析，確定了汽車空調(diào)系統(tǒng)“水擊”導(dǎo)致管路振動異響的故障模式，擬定改進(jìn)措施，并在實車上進(jìn)行了有效性驗證。結(jié)果表明，加大膨脹閥內(nèi)摩力和管路增加擴(kuò)張型消聲器措施可有效處置“水擊”導(dǎo)致的空調(diào)管路振動異響問題。