李永越 楊樹崗 劉巧紅 張曉坤

摘要：某純電動汽車在怠速工況下打開空調(diào)開關(guān)，車內(nèi)出現(xiàn)振動、噪聲過大的問題，導致車內(nèi)乘坐舒適性較差。采用LMS 數(shù)據(jù)采集前端SCADAS Mobile對整車在怠速開空調(diào)工況下的振動和噪聲進行測試，經(jīng)過頻譜分析發(fā)現(xiàn)，問題頻率主要集中在72.00 Hz 左右，與壓縮機工作轉(zhuǎn)頻吻合。對支架進行模態(tài)測試及仿真分析，確定問題原因為壓縮機在某特定轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)頻與支架固有頻率過于接近，產(chǎn)生了共振，導致車內(nèi)振動、噪聲異常?；谝陨戏治?，對壓縮機支架結(jié)構(gòu)進行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化后有效控制了壓縮機支架共振的問題，改善了車內(nèi)振動、噪聲水平，提高了乘坐舒適性。

關(guān)鍵詞：純電動汽車；NVH ；壓縮機支架；傳遞路徑；模態(tài)分析

中圖分類號：U463.63+1 文獻標識碼：A

0 引言

近年來，隨著環(huán)保意識的不斷提高和能源危機的日益嚴峻，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)和消費者的廣泛關(guān)注。新能源汽車的電動化特性帶來了零排放和靜音駕駛的優(yōu)勢，然而，隨之而來的是對車輛NVH 性能更高的要求。

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

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

本文以某純電動汽車空調(diào)壓縮機支架系統(tǒng)為研究對象，通過頻譜分析及模態(tài)測試等相關(guān)手段確定問題頻率，并利用有限元分析手段進行驗證。最終確定，振動噪聲問題為壓縮機支架固有頻率過低導致共振。通過對壓縮機支架進行結(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)分析是對結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的解析分析和試驗分析，通過用模態(tài)參數(shù)來表征。因此模態(tài)分析的最終目標是識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動特性、振動故障診斷和預報以及結(jié)構(gòu)動力特性的優(yōu)化設計提供依據(jù)[1]。

因為任何連續(xù)結(jié)構(gòu)都可以認為是無限多個微元剛體質(zhì)量的組合，所以這樣的結(jié)構(gòu)都有無窮多個自由度。但是，所有這些結(jié)構(gòu)又可以近似看做是有限個小剛體質(zhì)量的組合，因此它們又可以認為具有有限個自由度數(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]。對于有n 個多自由度的振動系統(tǒng)，可用對應的n 階向量描述相對應的物理參數(shù)模型。在線性范圍內(nèi)，可將其看做n 個主振動的線性疊加。每一個主振動都有其特定的自由振動形態(tài)，其振動頻率即系統(tǒng)的固有頻率，振動形態(tài)即為系統(tǒng)的固有振型（模態(tài)）[3]。

壓縮機支架及其相連接的零部件可以看做一個連續(xù)體，是一個復雜且有無限個自由度的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)。應用以上方法，可將其離散為有限個自由度的多自由度振動系統(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 ） 為激勵向量， 和為系統(tǒng)的加速度向量和速度向量，t 為時間變量[4]。

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

2 噪聲及模態(tài)測試分析

LMS Test. Lab 在噪聲數(shù)據(jù)采集和模態(tài)試驗中的應用是一項重要的工程實踐，旨在分析機械系統(tǒng)的振動和噪聲特性。該過程包括傳感器安裝、數(shù)據(jù)采集、模態(tài)試驗、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軟件進行數(shù)據(jù)采集，可以實時記錄和監(jiān)測振動和噪聲數(shù)據(jù)。模態(tài)試驗通過激勵信號的施加和系統(tǒng)響應的測量來確定結(jié)構(gòu)的振動模態(tài)參數(shù)。噪聲數(shù)據(jù)可以在軟件中處理和分析，以識別噪聲源和頻譜特性。同時，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)動力特性的一種近代方法，是系統(tǒng)辨別方法在工程振動領(lǐng)域中的應用，它同時也是結(jié)構(gòu)動態(tài)設計及設備故障診斷的重要方法[5]。

該純電動汽車空調(diào)系統(tǒng)使用的是渦旋式壓縮機，空調(diào)壓縮機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）。因此壓縮機在運轉(zhuǎn)過程中可能會與支架系統(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。

2.1 怠速開空調(diào)工況噪聲測試

本測試應用LMS Test. Lab 測試系統(tǒng)中的Signature Testing - Advanced模塊進行數(shù)據(jù)測試采集。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、壓縮機本體、冷卻風扇本體、壓縮機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)模式工況下對整車的振動噪聲水平進行測試，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，且與壓縮機工作轉(zhuǎn)頻吻合。為根據(jù)壓縮機本體的振動頻譜圖（圖3），初步判斷問題來源主要是因為壓縮機與支架共振導致噪聲過大。

2.2 壓縮機支架模態(tài)測試

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

模態(tài)測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。為進一步驗證其問題原因， 下一步將對支架進行有限元模態(tài)分析。

3 有限元模態(tài)分析

本文采用HyperWorks 軟件對壓縮機支架系統(tǒng)模態(tài)進行求解。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)的固有頻率和振動模態(tài)。最后，使用HyperView 進行結(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)壓縮機支架的實際工作特性，本文對壓縮機的約束模態(tài)進行分析。建立了壓縮機支架的三維模型，將三維模型導入仿真軟件HyperMesh 中，采用四面體單元進行劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格尺寸為2 mm，單元總數(shù)為314 002，節(jié)點總數(shù)為73 394。定義材料屬性，其中彈性模量為7.1×104 MPa，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)建壓縮機和水泵的質(zhì)量點，分別賦予其質(zhì)量，通過rbe3 單元連接質(zhì)心及安裝點，安裝點及支架螺栓孔均采用完全約束的rbe2剛性單元代替（圖5）。

3.2 壓縮機支架仿真結(jié)果

利用HyperWorks 軟件計算得到支架系統(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，與試驗測試結(jié)果十分接近（圖6）。通過有限元模態(tài)和試驗模態(tài)對比分析可知（表1），試驗和仿真結(jié)果的頻率相差均在3% 以下，驗證了支架系統(tǒng)有限元模型的準確性。

4 優(yōu)化方案及驗證

4.1 優(yōu)化方案確定

基于以上分析結(jié)果，可以確定壓縮機在工作中的某個特定轉(zhuǎn)速下與壓縮機支架產(chǎn)生共振，導致整車在怠速開空調(diào)工況下振動噪聲明顯。考慮到以上試驗及仿真結(jié)果可知，產(chǎn)生共振的原因主要是壓縮機支架為鈑金件，且剛度過小，導致固有頻率太低。為了避免壓縮機與支架產(chǎn)生共振，考慮到在盡量不更換其他零件的情況下，對壓縮機支架結(jié)構(gòu)進行優(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支架安裝位置，將壓縮機支架與動力總成進行剛性連接，利用動力總成懸置減小振動沖擊；方案二為對現(xiàn)有壓縮機支架進行結(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支架安裝位置，優(yōu)化過程復雜，周期較長，并有可能對動力總成產(chǎn)生不可預知影響，因此本研究采取方案二對支架結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化。結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要在相對薄弱的位置增加三角筋板，以對其進行結(jié)構(gòu)加強。另外，分別在兩側(cè)板之間增加拉板，以提高其整體剛度，再對底板兩側(cè)進行壓邊處理。優(yōu)化后壓縮機支架結(jié)構(gòu)如圖7 所示。

4.2 驗證分析

采取以上改進措施后， 再次對壓縮機支架結(jié)構(gòu)在HyperWorks 軟件中進行模態(tài)仿真計算，得到改進后的壓縮機支架系統(tǒng)的固有頻率和振型。其中，一階模態(tài)提升至為173.30 Hz，遠大于原狀態(tài)壓縮機支架仿真計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，符合預期要求（圖8）。

基于以上分析與改進，再次進行了整車狀態(tài)下怠速開空調(diào)工況噪聲測試，各測點均與之前相同。測試完成后，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

本文針對某純電動汽車怠速開空調(diào)工況下整車噪聲振動過大的問題，通過頻譜分析及模態(tài)試驗等手段，確定了問題為壓縮機支架與壓縮機本體共振所致。基于以上分析，對壓縮機支架進行了結(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支架剛度，并再次對其進行了仿真與測試，結(jié)果發(fā)現(xiàn)壓縮機支架模態(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，為純電動汽車領(lǐng)域空調(diào)壓縮機支架的NVH 性能研究提供了案例支持。

【參考文獻】

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[4] 沃德· 海倫， 斯蒂芬· 拉門茲， 波爾· 薩斯. 模態(tài)分析理論與試驗[M]. 白化同， 郭繼忠， 譯. 北京： 北京理工大學出版社，2001.

[5] 李嘉通， 向宇， 靳江濤， 等. 某車型空調(diào)壓縮機支架NVH 性能分析與優(yōu)化[J]. 機械設計與制造，2015（03）：58-61+64.

作者簡介：

李永越，碩士，助教，研究方向為汽車NVH 試驗與仿真。