金 明，劉偉宏，曹兢哲，王亞琦

（大運汽車股份有限公司，山西 運城044000）

隨著我國汽車行業(yè)的不斷發(fā)展，人們對汽車NVH 性能的要求也越來越高[1]。近幾年來，傳統(tǒng)燃油車NVH性能的研究已經(jīng)取得了重大突破，但對于目前處于快速發(fā)展中的純電動汽車而言，由于沒有了傳統(tǒng)內(nèi)燃機本底噪聲振動的掩蓋效應，各系統(tǒng)的噪聲與振動會更為突出[2]?？照{(diào)作為汽車中重要的舒適調(diào)節(jié)系統(tǒng)，不僅要滿足基本的制冷性能，還需要有對其本身產(chǎn)生的噪聲和振動加以控制的功能，避免對駕乘舒適性產(chǎn)生重大的影響。

近些年，國內(nèi)對空調(diào)系統(tǒng)的振動和噪聲問題研究比較多。譚雨點等和何呂昌等[3-4]對純電動汽車空調(diào)壓縮機運行時的振動特性進行研究，通過優(yōu)化空調(diào)壓縮機支架改變其模態(tài)頻率，從避免產(chǎn)生共振角度提高了車內(nèi)舒適性。邱琳[5]通過優(yōu)化空調(diào)壓縮機轉(zhuǎn)速控制策略，從控制振動源角度改善了車內(nèi)乘客的舒適性。孫強等[6]通過優(yōu)化空調(diào)管路隔振性能，使壓縮機到車內(nèi)的振動傳遞得到了一定程度的衰減。

目前對于空調(diào)系統(tǒng)NVH 性能的研究大多是基于傳統(tǒng)燃油車型開展，對于純電動汽車空調(diào)NVH性能的研究較少；同時，純電動汽車空調(diào)壓縮機自身作為激勵源，大多數(shù)模態(tài)和激勵頻率的分布優(yōu)化，主要是為了規(guī)避空調(diào)壓縮機支架以及車內(nèi)關鍵部件的固有頻率，很少考慮去規(guī)避壓縮機自身的安裝模態(tài)，即空調(diào)壓縮機自身的剛體模態(tài)。

本文通過路徑分離對振動傳遞路徑進行識別，并結合模態(tài)分析手段，確定了空調(diào)壓縮機在問題轉(zhuǎn)速下車內(nèi)振動較大的原因，提出了調(diào)整轉(zhuǎn)速策略和同時提高空調(diào)壓縮機自身剛體模態(tài)頻率的優(yōu)化思路，并在此基礎上進行了實車驗證，取得了良好效果。

1 整車振動測試

1.1 試驗工況及測點布置

該純電動汽車在怠速開空調(diào)時，空調(diào)壓縮機的工作轉(zhuǎn)速是由車內(nèi)溫度T車內(nèi)和空調(diào)面板設定溫度T設定的差值T差決定，同時為了使鼓風機噪聲能夠完全掩蓋壓縮機的工作噪聲，控制策略中對鼓風機各檔位下的最高壓縮機轉(zhuǎn)速加以限制，具體控制策略見表1。試驗時，為了便于數(shù)據(jù)能夠被穩(wěn)定采集，通過標定軟件來控制壓縮機的工作轉(zhuǎn)速，依次測試控制策略中的轉(zhuǎn)速工況。測試時，空調(diào)選擇制冷模式，溫度設置為最低，鼓風機檔位置于1 檔且出風口為吹頭模式。

表1 怠速開空調(diào)時空調(diào)壓縮機轉(zhuǎn)速控制策略

試驗時采用LMS數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)，配合兩個三向加速度傳感器，對方向盤12點位置和駕駛員座椅導軌外側(cè)分別進行振動測試，具體測點位置如圖1所示。

1.2 試驗結果

根據(jù)設定工況，測得怠速開空調(diào)時壓縮機各工作轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)振動響應見表2。

圖1 車內(nèi)振動測點示意圖

表2 空調(diào)壓縮機各工作轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)振動幅值

結合主觀評價發(fā)現(xiàn)，當空調(diào)壓縮機轉(zhuǎn)速在2 300 r/min時，方向盤振動明顯，且存在明顯的拍振感；當空調(diào)壓縮機轉(zhuǎn)速在5 000 r/min時，車內(nèi)無論是方向盤還是地板均存在明顯振動，與測試數(shù)據(jù)趨勢表現(xiàn)一致。因此，需要對空調(diào)壓縮機在2 300 r/min 和5 000 r/min 工作時的振動特性分別進行測試與分析。

2 振動特性分析

2.1 拍振機理[7-8]

假設系統(tǒng)中存在兩個頻率接近且做簡諧運動的振動源，每一個振動源單獨作用時的系統(tǒng)響應為

式中：A1、A2分別為兩個簡諧振動的振幅，ω1、ω2分別為兩個簡諧振動的角頻率，且ω1＜ω2；φ1、φ2分別為兩個簡諧振動的初相位。

那么系統(tǒng)的實際振動響應為兩個振動單獨作用響應的疊加，即：

由式（1）和式（2），可得：

式中：

系統(tǒng)經(jīng)x1和x2兩個簡諧運動疊加后的振動波形如圖2所示，可以看出合成后的振動仍為簡諧振動，其振幅隨時間呈周期性緩慢變化，即為“拍振現(xiàn)象”。拍振的幅值和頻率取決于A，由式（4）可以得出，A的變化頻率為ω1-ω2，A的幅值在最大值|A1+A2|和最小值|A1-A2|之間變化。

圖2 拍振信號波形

2.2 拍振測試與分析

從采集到的方向盤振動信號中，提取空調(diào)壓縮機在2 300 r/min工作時的方向盤時域圖譜和頻域線性譜，如圖3所示。

圖3 方向盤振動信號

以上測試數(shù)據(jù)表明，方向盤拍振是由于受38.10 Hz和38.33 Hz兩個頻率的振動激勵所導致，拍振頻率為兩個頻率之差0.23 Hz，與時域的振幅變化周期4.34 s對應。激勵基頻與轉(zhuǎn)速的關系為

式中：n為轉(zhuǎn)速。

當壓縮機在2 300 r/min 工作時的激勵基頻為38.33 Hz，同時測得壓縮機未工作時，冷卻風扇本體振動頻率為38.10 Hz，對應冷卻風扇轉(zhuǎn)速為2 286 r/min，如圖4所示。

圖4 冷卻風扇本體振動頻譜

由此可以確定，空調(diào)壓縮機在2 300 r/min 工作時，與冷卻風扇工作轉(zhuǎn)速2 286 r/min激勵頻率接近，導致方向盤產(chǎn)生明顯的拍頻振動。

2.3 壓縮機振動機理[9]

該純電動汽車空調(diào)系統(tǒng)采用電動渦旋式壓縮機，其主要工作原理是利用動、靜渦旋盤相對轉(zhuǎn)動，引起內(nèi)部密閉腔體的連續(xù)變化，從而實現(xiàn)氣體壓縮，如圖5所示。當壓縮機運轉(zhuǎn)時，動渦旋盤由一個偏心距很小的曲柄軸驅(qū)動，來實現(xiàn)繞靜渦旋盤旋轉(zhuǎn)。

圖5 渦旋壓縮機動、靜渦盤結構

由于這種特殊的結構設計，壓縮機運轉(zhuǎn)時會產(chǎn)生不平衡的旋轉(zhuǎn)慣性力，這種周期性的不平衡力激發(fā)了壓縮機的高頻率振動。而如果其主要零部件的固有頻率恰好等于此周期性不平衡力頻率的整數(shù)倍時，就會使壓縮機本體進一步產(chǎn)生強烈的共振。因此必須通過改善曲軸的動平衡以及改變壓縮機主要零部件的固有頻率，方可達到降低渦旋壓縮機本體振動的目的。

2.4 振動傳遞路徑分析

針對空調(diào)壓縮機在5 000 r/min工作時的車內(nèi)振動問題，根據(jù)“激勵源-傳遞路徑-接受者”模型，建立如圖6所示的空調(diào)壓縮機振動傳遞路徑示意圖，可以看出，空調(diào)壓縮機本體振動主要由兩條路徑傳遞至車身，從而引起車內(nèi)的振動響應。第一條路徑，壓縮機本體產(chǎn)生的振動由空調(diào)管路安裝點傳遞至車身；第二條路徑，壓縮機本體產(chǎn)生的振動由空調(diào)壓縮機支架傳遞至電機，再由電機從動力總成的3個懸置傳遞至車身。

圖6 空調(diào)壓縮機振動傳遞路徑示意圖

針對路徑一，按照圖7中示意的安裝點位置，斷開所有的空調(diào)管路安裝點，同時對比斷開安裝點前后方向盤、座椅導軌以及管路安裝點車身端的振動加速度，以此來判斷路徑一對于車內(nèi)振動的貢獻程度，測試結果見表3。

圖7 空調(diào)壓縮機管路安裝點示意圖

表3 斷開管路安裝點前后振動對比/g

由表3中數(shù)據(jù)分析可得，斷開空調(diào)管路安裝點后，各安裝點車身端振動均明顯減小，但車內(nèi)方向盤和座椅導軌處振動無明顯變化，因此可以判斷，空調(diào)管路不是空調(diào)壓縮機振動傳遞至車內(nèi)的主要路徑。

針對路徑二，在斷開空調(diào)各管路路徑的基礎上，在圖8所示的位置將壓縮機從安裝支架下拆除，使得壓縮機與電機分離，同時對比空調(diào)壓縮機與電機分離前后方向盤、座椅導軌、壓縮機本體以及3個動力總成懸置車身端的振動加速度，以此來判斷路徑二對于車內(nèi)振動的貢獻程度，測試結果見表4。

圖8 空調(diào)壓縮機與電機分離示意圖

表4 空調(diào)壓縮機與電機分離前后振動對比/g

分析表4中數(shù)據(jù)可得，將空調(diào)壓縮機與電機分離后，車內(nèi)方向盤和座椅導軌振動明顯減小，同時監(jiān)測到后懸置車身端振動明顯減小，因此可以判斷，空調(diào)壓縮機本體振動是由空調(diào)壓縮機支架傳遞至電機，然后由動力總成懸置傳遞至車身，從而導致車內(nèi)振動較大。由于壓縮機與電機分離后，壓縮機本體振動明顯減小，因此需要對壓縮機安裝狀態(tài)下的模態(tài)進行測試，以作進一步分析。

2.5 模態(tài)測試與分析

該純電動汽車的空調(diào)壓縮機通過其支架上的4個襯套安裝于電機總成上。進行模態(tài)測試時，布置4個加速度傳感器以反映壓縮機整體輪廓，如圖9所示。經(jīng)過模態(tài)識別與篩選，發(fā)現(xiàn)空調(diào)壓縮機存在82.3 Hz的沿Y軸繞動模態(tài)（剛體模態(tài)），模態(tài)振型如圖10所示，此頻率與壓縮機在5 000 r/min工作時的激勵基頻83.3 Hz接近，兩者耦合導致壓縮機本體振動變大，從而導致傳遞至車內(nèi)的振動較大。

3 優(yōu)化與驗證

3.1 確認優(yōu)化方向

通過以上振動特性的測試與分析，結合“激勵源-傳遞路徑-接受者”模型，可以從削弱激勵源基頻激勵的角度來改善車內(nèi)振動，也可以從傳遞路徑解耦的角度來徹底消除共振。由于優(yōu)化壓縮機本體振動水平需要消耗大量的時間和經(jīng)濟成本，因此，從工程應用角度出發(fā)，同時為了遵循模態(tài)分離的避頻原則，本文從傳遞路徑解耦的角度來解決該共振問題。

圖9 空調(diào)壓縮機安裝模態(tài)測點示意

圖10 壓縮機沿Y軸繞動模態(tài)（82.3 Hz）振型圖

3.2 轉(zhuǎn)速策略優(yōu)化

針對空調(diào)壓縮機在2 300 r/min時的拍振現(xiàn)象，須通過調(diào)整壓縮機轉(zhuǎn)速策略，加大壓縮機與冷卻風扇的轉(zhuǎn)速差來避免拍振的產(chǎn)生。為了使對應鼓風機檔位下（2、3檔）鼓風機噪聲仍然能夠完全掩蓋壓縮機的工作噪聲，選擇將空調(diào)壓縮機的工作轉(zhuǎn)速由2 300 r/min降低至2 000 r/min。

3.3 支架襯套結構優(yōu)化

針對空調(diào)壓縮機在5 000 r/min時的共振耦合，可通過改變空調(diào)壓縮機整體的安裝模態(tài)來解決。單自由度無阻尼自由振動系統(tǒng)的固有頻率計算公式為

式中：ω為系統(tǒng)的固有頻率，k和m分別為系統(tǒng)的剛度和質(zhì)量。

可以看出，為了使壓縮機的安裝模態(tài)頻率提高到常用轉(zhuǎn)速區(qū)間（1 500 r/min～5 000 r/min）以外，須提高空調(diào)壓縮機支架的安裝襯套剛度。為了進一步確定襯套結構的優(yōu)化方向，將該支架使用的圓形襯套模型簡化為兩個不等半徑圓形襯套的串聯(lián)形式，如圖11所示。

圖11 圓形襯套結構簡化模型

彈性元件串聯(lián)時，其總剛度與各串聯(lián)元件剛度的關系為

式中：K1和K2分別為兩個串聯(lián)圓形襯套的剛度，K為其串聯(lián)后的總剛度，因此K小于K1以及K2。

由此可知，可通過減小襯套尺寸來提高其安裝剛度，具體尺寸優(yōu)化見表5，其安裝支架的結構變化如圖12所示。

表5 襯套優(yōu)化前后關鍵尺寸對比/mm

圖12 空調(diào)壓縮機支架優(yōu)化前后結構對比

對優(yōu)化支架襯套后的空調(diào)壓縮機安裝模態(tài)進行測試驗證，發(fā)現(xiàn)沿Y軸繞動的模態(tài)頻率由優(yōu)化前的82.3 Hz提高到125.6 Hz，模態(tài)振型如圖13所示。

3.4 整車綜合優(yōu)化驗證

將轉(zhuǎn)速策略和支架襯套同時優(yōu)化后，對整車開空調(diào)工況進行振動測試，車內(nèi)振動結果見表6。

圖13 壓縮機沿Y軸繞動模態(tài)（125.6 Hz）振型圖

表6 優(yōu)化后空調(diào)壓縮機各轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)振動幅值

由表6可以發(fā)現(xiàn)，壓縮機工作轉(zhuǎn)速由2 300 r/min切換至2 000 r/min 后，對應的方向盤振動幅值由0.049 g 減小至0.015 g；壓縮機剛體模態(tài)提升后，5 000 r/min時的方向盤振動幅值由0.178 g 減小至0.029 g，座椅導軌振動幅值由0.013 g 減小至0.006 g，且其他各轉(zhuǎn)速下的車內(nèi)振動無明顯變化，主觀評價都在可接受范圍內(nèi)。

4 結語

（1）通過對開空調(diào)時激勵源的振動特性和傳遞路徑進行分析，結合拍振機理以及模態(tài)分析手段，確認壓縮機在2 300 r/min工作時車內(nèi)振動較大是由于壓縮機和冷卻風扇拍振引起；5 000 r/min時車內(nèi)振動較大是由于壓縮機安裝狀態(tài)下的剛體模態(tài)與自身激勵頻率耦合所導致。

（2）試驗研究結果表明：對于純電動汽車所使用的電動壓縮機，自身作為激勵源，其激勵頻率不僅要避開其他旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)頻，還需要充分避開自身的各階剛體模態(tài)。文中通過優(yōu)化激勵頻率和相關模態(tài)的分布，有效解決了各轉(zhuǎn)速下的共振耦合問題。