李永越、楊樹崗、劉巧紅、張曉坤

（滄州交通學(xué)院，滄州 061100）

0 引言

近年來，隨著環(huán)保意識(shí)的不斷提高和能源危機(jī)的日益嚴(yán)峻，新能源汽車作為未來出行的重要選擇，受到全球汽車行業(yè)和消費(fèi)者的廣泛關(guān)注。新能源汽車的電動(dòng)化特性帶來了零排放和靜音駕駛的優(yōu)勢(shì)，然而，隨之而來的是對(duì)車輛NVH性能更高的要求。

在汽車的NVH問題中，空調(diào)壓縮機(jī)作為主要的激勵(lì)源之一，其振動(dòng)與噪聲問題越發(fā)顯著。傳統(tǒng)燃油車由于內(nèi)燃機(jī)本身的噪聲掩蓋效應(yīng)，使得空調(diào)系統(tǒng)的噪聲問題相對(duì)較輕。然而，在新能源汽車中，由于電動(dòng)驅(qū)動(dòng)的靜音特性，空調(diào)壓縮機(jī)引發(fā)的噪聲和振動(dòng)問題變得更加突出，嚴(yán)重影響了乘坐舒適性和駕駛體驗(yàn)。

當(dāng)前，雖然對(duì)于傳統(tǒng)燃油車空調(diào)系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲問題已經(jīng)有了較多的研究和解決方案，但針對(duì)新能源汽車空調(diào)壓縮機(jī)的NVH性能分析研究還相對(duì)較少。因此，深入探討新能源汽車空調(diào)壓縮機(jī)支架的NVH性能，對(duì)于提高車輛乘坐舒適性，增強(qiáng)新能源汽車市場競爭力具有重要意義。

本文以某純電動(dòng)汽車空調(diào)壓縮機(jī)支架系統(tǒng)為研究對(duì)象，通過頻譜分析及模態(tài)測(cè)試等相關(guān)手段確定問題頻率，并利用有限元分析手段進(jìn)行驗(yàn)證。最終確定，振動(dòng)噪聲問題為壓縮機(jī)支架固有頻率過低導(dǎo)致共振。通過對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，有效提升了整車NVH水平。

1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是對(duì)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的解析分析和試驗(yàn)分析，通過用模態(tài)參數(shù)來表征。因此模態(tài)分析的最終目標(biāo)是識(shí)別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動(dòng)特性、振動(dòng)故障診斷和預(yù)報(bào)以及結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)[1]。

因?yàn)槿魏芜B續(xù)結(jié)構(gòu)都可以認(rèn)為是無限多個(gè)微元?jiǎng)傮w質(zhì)量的組合，所以這樣的結(jié)構(gòu)都有無窮多個(gè)自由度。但是，所有這些結(jié)構(gòu)又可以近似看做是有限個(gè)小剛體質(zhì)量的組合，因此它們又可以認(rèn)為具有有限個(gè)自由度數(shù)n。該自由度數(shù)決定了解析質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣的維數(shù)，也決定了理論上存在的固有頻率數(shù)和模態(tài)振型階數(shù)[2]。對(duì)于有n個(gè)多自由度的振動(dòng)系統(tǒng)，可用對(duì)應(yīng)的n階向量描述相對(duì)應(yīng)的物理參數(shù)模型。在線性范圍內(nèi)，可將其看做n個(gè)主振動(dòng)的線性疊加。每一個(gè)主振動(dòng)都有其特定的自由振動(dòng)形態(tài)，其振動(dòng)頻率即系統(tǒng)的固有頻率，振動(dòng)形態(tài)即為系統(tǒng)的固有振型（模態(tài)）[3]。

壓縮機(jī)支架及其相連接的零部件可以看做一個(gè)連續(xù)體，是一個(gè)復(fù)雜且有無限個(gè)自由度的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。應(yīng)用以上方法，可將其離散為有限個(gè)自由度的多自由度振動(dòng)系統(tǒng)。根據(jù)牛頓第二定律，可以得到結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的微分方程組。

式中：M為系統(tǒng)的總質(zhì)量矩陣，C為系統(tǒng)的阻尼矩陣，K為系統(tǒng)的總剛度矩陣，u(t)為位移向量，f(t)為激勵(lì)向量，和為系統(tǒng)的加速度向量和速度向量，t為時(shí)間變量[4]。

壓縮機(jī)支架固有頻率的分析計(jì)算只與自身的材料、質(zhì)量和外形結(jié)構(gòu)有關(guān)，所以f(t)=0。同時(shí)，根據(jù)壓縮機(jī)支架外形結(jié)構(gòu)可將其看做無阻尼自由振動(dòng)，可將公式（1）表示為：

系統(tǒng)自由振動(dòng)時(shí)，結(jié)構(gòu)上各點(diǎn)做簡諧振動(dòng)。壓縮機(jī)支架可以看成是由一系列的簡諧運(yùn)動(dòng)疊加而成，各節(jié)點(diǎn)位移可表示為：

式中：Q為節(jié)點(diǎn)振幅，ωn為固有頻率，為初始相位角。

聯(lián)立公式（2）和公式（3）可得：

當(dāng)支架產(chǎn)生振動(dòng)時(shí)Q不為0，則公式（4）可寫為：

2 噪聲及模態(tài)測(cè)試分析

LMS Test.Lab在噪聲數(shù)據(jù)采集和模態(tài)試驗(yàn)中的應(yīng)用是一項(xiàng)重要的工程實(shí)踐，旨在分析機(jī)械系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲特性。該過程包括傳感器安裝、數(shù)據(jù)采集、模態(tài)試驗(yàn)、噪聲數(shù)據(jù)分析、模態(tài)分析和數(shù)據(jù)可視化等關(guān)鍵步驟。通過配置傳感器并使用LMS Test.Lab軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)采集，可以實(shí)時(shí)記錄和監(jiān)測(cè)振動(dòng)和噪聲數(shù)據(jù)。模態(tài)試驗(yàn)通過激勵(lì)信號(hào)的施加和系統(tǒng)響應(yīng)的測(cè)量來確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)模態(tài)參數(shù)。噪聲數(shù)據(jù)可以在軟件中處理和分析，以識(shí)別噪聲源和頻譜特性。同時(shí)，模態(tài)分析有助于確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和阻尼比。模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的一種近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動(dòng)領(lǐng)域中的應(yīng)用，它同時(shí)也是結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及設(shè)備故障診斷的重要方法[5]。

該純電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)使用的是渦旋式壓縮機(jī)，空調(diào)壓縮機(jī)的安裝支架與車身前橫梁與縱梁采用螺栓剛性連接的方式（圖1）。因此壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中可能會(huì)與支架系統(tǒng)的低階模態(tài)重合，引起支架系統(tǒng)共振，從而通過車身前橫梁與縱梁向車內(nèi)輻射噪聲。

圖1 空調(diào)壓縮機(jī)支架

2.1 怠速開空調(diào)工況噪聲測(cè)試

本測(cè)試應(yīng)用LMS Test.Lab測(cè)試系統(tǒng)中的Signature Testing - Advanced模塊進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試采集。分別在車內(nèi)駕駛員和中排右側(cè)乘客內(nèi)耳布置傳聲器，在方向盤12點(diǎn)、壓縮機(jī)本體、冷卻風(fēng)扇本體、壓縮機(jī)支架及其安裝梁位置布置加速度傳感器。然后在空調(diào)吹面全冷內(nèi)循環(huán)模式工況下對(duì)整車的振動(dòng)噪聲水平進(jìn)行測(cè)試，共采集3組數(shù)據(jù)。駕駛員及中排右側(cè)乘客內(nèi)耳噪聲頻譜圖如圖2所示，可以看出主要以低頻結(jié)構(gòu)噪聲為主，尤其在72 Hz左右較為明顯，且與壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)頻吻合。為根據(jù)壓縮機(jī)本體的振動(dòng)頻譜圖（圖3），初步判斷問題來源主要是因?yàn)閴嚎s機(jī)與支架共振導(dǎo)致噪聲過大。

圖3 壓縮機(jī)本體振動(dòng)頻譜圖

2.2 壓縮機(jī)支架模態(tài)測(cè)試

本測(cè)試應(yīng)用LMS Test.Lab測(cè)試系統(tǒng)中的Impact Testing模塊進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試采集。使用力錘敲擊空氣壓縮機(jī)支架+X、+Y和+Z三個(gè)方向。本測(cè)試在整車狀態(tài)下完成，在壓縮機(jī)本體、壓縮機(jī)支架、橫梁、縱梁和水泵布置6只加速度傳感器，對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。前文分析可知，振動(dòng)能量主要集中在低頻，并且支架的結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性主要取決于其低階模態(tài)。即外界由于壓縮機(jī)產(chǎn)生的激振頻率會(huì)與支架低階模態(tài)頻率相近，因此主要對(duì)100 Hz以內(nèi)的頻率和振型進(jìn)行分析和計(jì)算。

模態(tài)測(cè)試得到支架頻響函數(shù)（圖4）。由頻響函數(shù)圖可以看出，壓縮機(jī)支架系統(tǒng)固有頻率較低，前3階分別為26.80 Hz、63.49 Hz和72.33 Hz，不符合要求，十分容易引起共振。其中第3階固有頻率在72.33 Hz左右，與問題頻率十分接近。為進(jìn)一步驗(yàn)證其問題原因，下一步將對(duì)支架進(jìn)行有限元模態(tài)分析。

圖4 壓縮機(jī)支架模態(tài)測(cè)試

3 有限元模態(tài)分析

本文采用HyperWorks軟件對(duì)壓縮機(jī)支架系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行求解。首先，使用HyperMesh工具建立了支架系統(tǒng)的有限元模型，包括幾何建模、網(wǎng)格劃分、材料屬性和加載條件的定義。隨后，通過OptiStruct求解器執(zhí)行了模態(tài)分析，確定了結(jié)構(gòu)的固有頻率和振動(dòng)模態(tài)。最后，使用HyperView進(jìn)行結(jié)果后處理，得到模態(tài)頻率、振型等信息。

3.1 模型的建立

為了體現(xiàn)壓縮機(jī)支架的實(shí)際工作特性，本文對(duì)壓縮機(jī)的約束模態(tài)進(jìn)行分析。建立了壓縮機(jī)支架的三維模型，將三維模型導(dǎo)入仿真軟件HyperMesh中，采用四面體單元進(jìn)行劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為2 mm，單元總數(shù)為314 002，節(jié)點(diǎn)總數(shù)為73 394。定義材料屬性，其中彈性模量為7.1×104MPa，泊松比為0.33，密度為2 700 kg/mm3。確定了各單元連接方式，為充分體現(xiàn)整車狀態(tài)，創(chuàng)建壓縮機(jī)和水泵的質(zhì)量點(diǎn)，分別賦予其質(zhì)量，通過rbe3單元連接質(zhì)心及安裝點(diǎn)，安裝點(diǎn)及支架螺栓孔均采用完全約束的rbe2剛性單元代替（圖5）。

圖5有限元模型

3.2 壓縮機(jī)支架仿真結(jié)果

利用HyperWorks軟件計(jì)算得到支架系統(tǒng)100 Hz內(nèi)存在3階模態(tài)，頻率分別為24.36 Hz、58.74 Hz和71.80 Hz，與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果十分接近（圖6）。

圖6 優(yōu)化前支架的仿真分析

通過有限元模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比分析可知（表1），試驗(yàn)和仿真結(jié)果的頻率相差均在3%以下，驗(yàn)證了支架系統(tǒng)有限元模型的準(zhǔn)確性。

表1 有限元模態(tài)與試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比

4 優(yōu)化方案及驗(yàn)證

4.1 優(yōu)化方案確定

基于以上分析結(jié)果，可以確定壓縮機(jī)在工作中的某個(gè)特定轉(zhuǎn)速下與壓縮機(jī)支架產(chǎn)生共振，導(dǎo)致整車在怠速開空調(diào)工況下振動(dòng)噪聲明顯。考慮到以上試驗(yàn)及仿真結(jié)果可知，產(chǎn)生共振的原因主要是壓縮機(jī)支架為鈑金件，且剛度過小，導(dǎo)致固有頻率太低。為了避免壓縮機(jī)與支架產(chǎn)生共振，考慮到在盡量不更換其他零件的情況下，對(duì)壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，以提高其模態(tài)頻率。

通過以上分析，共提出2種解決方案：方案一為更改壓縮機(jī)支架安裝位置，將壓縮機(jī)支架與動(dòng)力總成進(jìn)行剛性連接，利用動(dòng)力總成懸置減小振動(dòng)沖擊；方案二為對(duì)現(xiàn)有壓縮機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高剛度，提升模態(tài)頻率?？紤]到方案一需要更換壓縮機(jī)支架安裝位置，優(yōu)化過程復(fù)雜，周期較長，并有可能對(duì)動(dòng)力總成產(chǎn)生不可預(yù)知影響，因此本研究采取方案二對(duì)支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化。

結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要在相對(duì)薄弱的位置增加三角筋板，以對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)加強(qiáng)。另外，分別在兩側(cè)板之間增加拉板，以提高其整體剛度，再對(duì)底板兩側(cè)進(jìn)行壓邊處理。優(yōu)化后壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)如圖7所示。

圖7 優(yōu)化后支架結(jié)構(gòu)

4.2 驗(yàn)證分析

采取以上改進(jìn)措施后，再次對(duì)壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)在HyperWorks軟件中進(jìn)行模態(tài)仿真計(jì)算，得到改進(jìn)后的壓縮機(jī)支架系統(tǒng)的固有頻率和振型。其中，一階模態(tài)提升至為173.30 Hz，遠(yuǎn)大于原狀態(tài)壓縮機(jī)支架仿真計(jì)算得到的一階固有頻率24.36 Hz；二階模態(tài)為202.87 Hz，三階模態(tài)為307.68 Hz，均有較大的提升，符合預(yù)期要求（圖8）。

圖8 優(yōu)化后的支架仿真分析

基于以上分析與改進(jìn)，再次進(jìn)行了整車狀態(tài)下怠速開空調(diào)工況噪聲測(cè)試，各測(cè)點(diǎn)均與之前相同。測(cè)試完成后，分析得到的噪聲頻譜圖發(fā)現(xiàn)，在問題頻率72.00 Hz處，噪聲值下降顯著，總體噪聲值分別由44.15 dB和42.46 dB下降至40.42 dB和39.77 dB，效果改善明顯（圖9）。

5 結(jié)束語

本文針對(duì)某純電動(dòng)汽車怠速開空調(diào)工況下整車噪聲振動(dòng)過大的問題，通過頻譜分析及模態(tài)試驗(yàn)等手段，確定了問題為壓縮機(jī)支架與壓縮機(jī)本體共振所致?；谝陨戏治?，對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，通過增加三角筋板、拉板及壓邊等方式提升了壓縮機(jī)支架剛度，并再次對(duì)其進(jìn)行了仿真與測(cè)試，結(jié)果發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)支架模態(tài)頻率提升顯著，而且整車在怠速開空調(diào)工況下噪聲改善明顯，為純電動(dòng)汽車領(lǐng)域空調(diào)壓縮機(jī)支架的NVH性能研究提供了案例支持。