秦 望， 龍書成

（廣州汽車集團(tuán)股份有限公司汽車工程研究院， 廣東 廣州 511434）

近年來，隨著《乘用車企業(yè)平均燃料消耗量與新能源汽車積分并行管理辦法》的正式發(fā)布，在國內(nèi)汽車市場，純電動汽車占有率得以快速提升。由于純電動汽車相比于燃油車缺少了發(fā)動機(jī)噪聲的掩蔽，乘員艙的NVH相關(guān)問題變得更加突出，因此也越來越受到重視。在怠速開空調(diào)工況，壓縮機(jī)作為車內(nèi)振動噪聲的主要激勵源之一，該工況下NVH性能的好壞將很大程度決定車輛乘坐的舒適性。關(guān)于傳統(tǒng)的空調(diào)壓縮機(jī)振動噪聲控制方面，行業(yè)內(nèi)已有較多文獻(xiàn)進(jìn)行研究［1-4］。而對于電動壓縮機(jī)引起的車內(nèi)振動噪聲問題［5］，可參考文獻(xiàn)還較少。本文針對某純電動車型開空調(diào)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3000r/min附近車內(nèi)振動噪聲問題進(jìn)行研究，通過對壓縮機(jī)采用定轉(zhuǎn)速掃頻測試和模態(tài)測試等方法，發(fā)現(xiàn)了問題的主要原因。對壓縮機(jī)支架實(shí)施隔振優(yōu)化并結(jié)合壓縮機(jī)控制策略優(yōu)化后，解決了該純電動車開空調(diào)車內(nèi)振動噪聲問題。該問題的解決方案可為電動壓縮機(jī)導(dǎo)致的NVH問題提供參考思路。

1 問題描述

在對某純電動車樣車進(jìn)行空調(diào)系統(tǒng)NVH性能主觀評價時，發(fā)現(xiàn)怠速開空調(diào)后，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速在快速上升過程中，車內(nèi)出現(xiàn)明顯振動噪聲問題。表現(xiàn)為壓縮機(jī)首次開啟后方向盤振動極大，車內(nèi)駕駛員右耳處轟鳴聲明顯。壓縮機(jī)工作一段時間后，車內(nèi)噪聲和振動又會穩(wěn)定維持到較低水平。

1.1 測點(diǎn)布置

為調(diào)查該問題，參考企業(yè)內(nèi)部NVH測試標(biāo)準(zhǔn)，整車噪聲測點(diǎn)選定為駕駛員右耳，振動測點(diǎn)選定為方向盤12點(diǎn)位置［6］。為監(jiān)控壓縮機(jī)本體振動激勵情況，在壓縮機(jī)缸體上也布置振動傳感器。測點(diǎn)布置如圖1～圖3所示。

圖1 方向盤振動測點(diǎn)

圖2 駕駛員右耳噪聲測點(diǎn)

圖3 壓縮機(jī)振動測點(diǎn)

1.2 測試結(jié)果

原狀態(tài)怠速壓縮機(jī)最低工作轉(zhuǎn)速為1000r/min，最高限速為4000r/min，由于電動壓縮機(jī)實(shí)時工作轉(zhuǎn)速取決于多個因素，為準(zhǔn)確分析問題，決定對壓縮機(jī)采用定轉(zhuǎn)速掃頻測試，從1000r/min開始，間隔200r/min測試一組，到4000r/min結(jié)束。各主要測點(diǎn)測試結(jié)果如圖4～圖6所示。

圖4 定轉(zhuǎn)速掃頻壓縮機(jī)本體振動合成總值

圖5 定轉(zhuǎn)速掃頻方向盤振動合成總值

圖6 定轉(zhuǎn)速掃頻駕駛員右耳噪聲

2 原因分析

2.1 頻譜分析

通過原狀態(tài)各測點(diǎn)掃頻數(shù)據(jù)可以看出，方向盤振動在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3000r/min附近出現(xiàn)明顯峰值，振動合成總值達(dá)到3.87m/s2，此轉(zhuǎn)速區(qū)間壓縮機(jī)本體振動突變不明顯，且駕駛員右耳在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3000r/min附近也出現(xiàn)明顯鼓包，噪聲峰值達(dá)到49.1dBA。接下來對車內(nèi)振動噪聲出現(xiàn)峰值的轉(zhuǎn)速區(qū)間頻譜進(jìn)行分析，各測點(diǎn)對應(yīng)頻譜圖如圖7、圖8所示。

圖7 壓縮機(jī)定轉(zhuǎn)速方向盤振動頻譜

圖8 壓縮機(jī)定轉(zhuǎn)速駕駛員右耳噪聲頻譜

從車內(nèi)測點(diǎn)對應(yīng)轉(zhuǎn)速區(qū)間頻譜來看，該樣車壓縮機(jī)工作時車內(nèi)振動噪聲測點(diǎn)能量主要為壓縮機(jī)一階貢獻(xiàn)，峰值出現(xiàn)在50Hz附近。

2.2 模態(tài)分析

由于在掃頻過程中壓縮機(jī)一階50Hz對應(yīng)的3000r/min附近壓縮機(jī)本體振動突變不明顯，可以排除是由壓縮機(jī)本體共振引起的車內(nèi)振動噪聲問題。因此將分析重點(diǎn)放在壓縮機(jī)到車內(nèi)振動噪聲的傳遞路徑上。由于壓縮機(jī)安裝在驅(qū)動電機(jī)上，接下來對由驅(qū)動電機(jī)及差減速器組成的動力總成進(jìn)行剛體模態(tài)測試，結(jié)果顯示該樣車原狀態(tài)動力總成存在約48Hz的Pitch剛體模態(tài)，振形為繞整車Y軸旋轉(zhuǎn)，如圖9所示。

圖9 整車動力總成剛體模態(tài)測試圖

而經(jīng)過原點(diǎn)頻響測試發(fā)現(xiàn)該樣車方向盤上也分別存在46Hz、50Hz的模態(tài)，如圖10所示。

圖10 方向盤頻響測試圖

通過車身仿真分析顯示整車聲腔一階模態(tài)也在50Hz附近，如圖11所示。

圖11 整車聲腔模態(tài)圖

綜合以上各子系統(tǒng)的測試結(jié)果，可以分析出該樣車開空調(diào)車內(nèi)振動噪聲大原因如下。

1） 壓縮機(jī)工作在3000r/min附近時，壓縮機(jī)一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過車內(nèi)一階50Hz聲腔模態(tài)耦合放大，導(dǎo)致車內(nèi)駕駛員右耳噪聲在3000 r/min附近出現(xiàn)明顯轟鳴。

2） 壓縮機(jī)工作在3000r/min附近，壓縮機(jī)一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過方向盤一階模態(tài)耦合放大，導(dǎo)致方向盤3000r/min附近振動出現(xiàn)峰值。

3 優(yōu)化方案提出及效果驗(yàn)證

3.1 優(yōu)化方案分析

由于該問題主要原因是壓縮機(jī)一階振動激勵與動力總成剛體模態(tài)共振，分別通過方向盤模態(tài)及聲腔模態(tài)耦合放大導(dǎo)致，基于項(xiàng)目實(shí)際情況，優(yōu)化方向考慮兩方面，一是在壓縮機(jī)振動傳遞路徑上增加隔振降低共振激勵源壓縮機(jī)振動，二是將動力總成剛體模態(tài)與方向盤及聲腔模態(tài)解耦。

由于動力總成剛體模態(tài)與懸置靜剛度相關(guān)性大，且調(diào)整靜剛度改動較小，但懸置靜剛度與隔振性能也強(qiáng)相關(guān)，所以首先考慮驗(yàn)證將動力總成剛體模態(tài)與方向盤模態(tài)及聲腔模態(tài)解耦方向進(jìn)行。該車動力總成懸置采用3點(diǎn)式支撐結(jié)構(gòu)，左右懸置相同，3個懸置設(shè)計狀態(tài)靜剛度也相同。為了判斷各懸置靜剛度對pitch剛體模態(tài)影響趨勢，先后更換不同靜剛度的左、右懸置和全套懸置樣件，并進(jìn)行動力總成剛體模態(tài)測試，其懸置靜剛度參數(shù)及pitch剛體模態(tài)變化見表1所示。

表1 動力總成Ry剛體模態(tài)隨懸置靜剛度變化表

通過對表1進(jìn)行分析，可以看出方案1僅改變左右懸置靜剛度，此時pitch剛體模態(tài)基本無變化，主觀評價其改善效果也不明顯。方案2在方案1基礎(chǔ)上僅改變后懸置靜剛度，pitch剛體模態(tài)則提高了8Hz，其車內(nèi)振動噪聲測試結(jié)果見圖5、圖6中方案2所示。相比于原狀態(tài)，車內(nèi)振動噪聲峰值轉(zhuǎn)速從3000r/min提高到了3400r/min附近，方向盤振動有一定的改善，但駕駛員右耳噪聲變得更差，主觀評價不可接受。故通過提高懸置靜剛度來提高pitch剛體模態(tài)方向不可行，轉(zhuǎn)而往降低靜剛度方向進(jìn)行驗(yàn)證。經(jīng)綜合評估懸置靜剛度對整車耐久及隔振性能的影響，左右懸置及后懸置靜剛度最低可降至250N/mm和300N/mm，此方案測試結(jié)果見表1方案3所示，其pitch剛體模態(tài)僅降至43Hz，經(jīng)主觀評價該方案改善效果也不明顯，故將下一步優(yōu)化方向放在加強(qiáng)傳遞路徑隔振上。由于原狀態(tài)壓縮機(jī)是通過鑄鋁支架與驅(qū)動電機(jī)進(jìn)行硬連接，為了降低壓縮機(jī)與動力總成剛體模態(tài)共振的振動激勵，決定對壓縮機(jī)支架采取增加襯套隔振措施。具體優(yōu)化方案為將壓縮機(jī)支架由原狀態(tài)4點(diǎn)剛性連接變更為3點(diǎn)橡膠襯套連接，壓縮機(jī)支架優(yōu)化方案如圖12所示。

圖12 壓縮機(jī)支架優(yōu)化方案圖

3.2 優(yōu)化方案效果驗(yàn)證

實(shí)施壓縮機(jī)支架優(yōu)化方案后，最終優(yōu)化狀態(tài)與原狀態(tài)車內(nèi)振動噪聲對比如圖13、圖14所示。

圖13 方向盤振動合成總值對比圖

圖14 駕駛員右耳噪聲對比圖

通過以上數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后狀態(tài)方向盤振動合成總值峰值降低至0.51/s2，相比于原狀態(tài)下降3.36m/s2，駕駛員右耳處噪聲峰值下降至40.4dBA，相比于原狀態(tài)峰值下降了8.7dBA。

3.3 軟件優(yōu)化方案

通過實(shí)施壓縮機(jī)支架優(yōu)化方案后，主觀評價啟動過程方向盤振動還存在較輕微沖擊。考慮到電動壓縮機(jī)可通過控制器進(jìn)行壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)速控制，通過進(jìn)行NVH測試和主觀評價，綜合考慮空調(diào)性能，增加壓縮機(jī)首次啟動前30s工作轉(zhuǎn)速限制為2400r/min的要求，這一限制可控制駕駛員右耳噪聲在38dBA以內(nèi)，方向盤振動在0.1m/s2內(nèi)；怠速壓縮機(jī)最高限速也由4000r/min優(yōu)化調(diào)整為3450r/min，優(yōu)化后怠速最高噪聲可控制在約40dBA內(nèi)，振動可控制在約0.5m/s2內(nèi)；軟件優(yōu)化后進(jìn)行多種工況綜合主觀評價，該優(yōu)化方案可很大程度降低怠速工況壓縮機(jī)工作在較高轉(zhuǎn)速概率；且怠速工況壓縮機(jī)工作在限速范圍內(nèi)任意轉(zhuǎn)速車內(nèi)振動噪聲均可接受。

4 結(jié)語

針對某車型開空調(diào)由電動壓縮機(jī)引起的車內(nèi)振動噪聲問題，通過NVH試驗(yàn)方法結(jié)合相關(guān)仿真分析，確定其原因?yàn)閴嚎s機(jī)一階振動激勵與動力總成剛體模態(tài)共振，通過方向盤模態(tài)及聲腔模態(tài)耦合放大導(dǎo)致。通過實(shí)施傳遞路徑隔振，并結(jié)合壓縮機(jī)軟件控制策略優(yōu)化，主觀評價該問題得到有效改善，客觀數(shù)據(jù)顯示開空調(diào)車內(nèi)噪聲最大下降8.7dBA，方向盤振動總值最大降低3.36m/s2。