李永越、楊樹崗、劉巧紅、張曉坤

（滄州交通學院，滄州 061100）

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)燃油車由于內燃機本身的噪聲掩蓋效應，使得空調系統(tǒng)的噪聲問題相對較輕。然而，在新能源汽車中，由于電動驅動的靜音特性，空調壓縮機引發(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構優(yōu)化，有效提升了整車NVH水平。

1 模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是對結構動態(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)，為結構系統(tǒng)的振動特性、振動故障診斷和預報以及結構動力特性的優(yōu)化設計提供依據(jù)[1]。

因為任何連續(xù)結構都可以認為是無限多個微元剛體質量的組合，所以這樣的結構都有無窮多個自由度。但是，所有這些結構又可以近似看做是有限個小剛體質量的組合，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，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)結構。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，可以得到結構系統(tǒng)的微分方程組。

式中：M為系統(tǒng)的總質量矩陣，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、質量和外形結構有關，所以f(t)=0。同時，根據(jù)壓縮機支架外形結構可將其看做無阻尼自由振動，可將公式（1）表示為：

系統(tǒng)自由振動時，結構上各點做簡諧振動。壓縮機支架可以看成是由一系列的簡諧運動疊加而成，各節(jié)點位移可表示為：

式中：Q為節(jié)點振幅，ωn為固有頻率，為初始相位角。

聯(lián)立公式（2）和公式（3）可得：

當支架產(chǎn)生振動時Q不為0，則公式（4）可寫為：

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構的振動模態(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)分析有助于確定結構的固有頻率和阻尼比。模態(tài)分析是研究結構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域中的應用，它同時也是結構動態(tài)設計及設備故障診斷的重要方法[5]。

該純電動汽車空調系統(tǒng)使用的是渦旋式壓縮機，空調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輻射噪聲。

圖1 空調壓縮機支架

2.1 怠速開空調工況噪聲測試

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。分別在車內駕駛員和中排右側乘客內耳布置傳聲器，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。然后在空調吹面全冷內循環(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)。駕駛員及中排右側乘客內耳噪聲頻譜圖如圖2所示，可以看出主要以低頻結構噪聲為主，尤其在72 Hz左右較為明顯，且與壓縮機工作轉頻吻合。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。

圖3 壓縮機本體振動頻譜圖

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，并且支架的結構動態(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。

圖4 壓縮機支架模態(tài)測試

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，確定了結構的固有頻率和振動模態(tài)。最后，使用HyperView進行結果后處理，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7.1×104MPa，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)建壓縮機和水泵的質量點，分別賦予其質量，通過rbe3單元連接質心及安裝點，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）。

圖5有限元模型

3.2 壓縮機支架仿真結果

利用HyperWorks軟件計算得到支架系統(tǒng)100 Hz內存在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)和試驗模態(tài)對比分析可知（表1），試驗和仿真結果的頻率相差均在3%以下，驗證了支架系統(tǒng)有限元模型的準確性。

表1 有限元模態(tài)與試驗模態(tài)對比

4 優(yōu)化方案及驗證

4.1 優(yōu)化方案確定

基于以上分析結果，可以確定壓縮機在工作中的某個特定轉速下與壓縮機支架產(chǎn)生共振，導致整車在怠速開空調工況下振動噪聲明顯。考慮到以上試驗及仿真結果可知，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，對壓縮機支架結構進行優(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構優(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構進行優(yōu)化。

結構優(yōu)化主要在相對薄弱的位置增加三角筋板，以對其進行結構加強。另外，分別在兩側板之間增加拉板，以提高其整體剛度，再對底板兩側進行壓邊處理。優(yōu)化后壓縮機支架結構如圖7所示。

圖7 優(yōu)化后支架結構

4.2 驗證分析

采取以上改進措施后，再次對壓縮機支架結構在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）。

圖8 優(yōu)化后的支架仿真分析

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 結束語

本文針對某純電動汽車怠速開空調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?；谝陨戏治?，對壓縮機支架進行了結構優(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工況下噪聲改善明顯，為純電動汽車領域空調壓縮機支架的NVH性能研究提供了案例支持。