摘要：某純電動(dòng)車(chē)電動(dòng)壓縮機(jī)工作在3000r/min 附近時(shí)車(chē)內(nèi)出現(xiàn)明顯轟鳴聲及方向盤(pán)共振問(wèn)題。對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行定轉(zhuǎn)速掃頻測(cè)試， 并對(duì)傳遞路徑進(jìn)行模態(tài)分析， 發(fā)現(xiàn)該問(wèn)題主要原因是壓縮機(jī)一階振動(dòng)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振，通過(guò)方向盤(pán)模態(tài)及整車(chē)聲腔模態(tài)進(jìn)一步耦合放大導(dǎo)致。通過(guò)在傳遞路徑壓縮機(jī)支架上增加橡膠襯套降低壓縮機(jī)一階激勵(lì)后， 開(kāi)空調(diào)車(chē)內(nèi)駕駛員右耳噪聲下降8.7dBA， 方向盤(pán)振動(dòng)總值降低3.36m/s2；同步實(shí)施壓縮機(jī)控制策略優(yōu)化方案后， 主觀評(píng)價(jià)該問(wèn)題得到有效控制。

1 問(wèn)題描述在對(duì)某純電動(dòng)車(chē)樣車(chē)進(jìn)行空調(diào)系統(tǒng)NVH性能主觀評(píng)價(jià)時(shí)，發(fā)現(xiàn)怠速開(kāi)空調(diào)后，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速在快速上升過(guò)程中，車(chē)內(nèi)出現(xiàn)明顯振動(dòng)噪聲問(wèn)題。表現(xiàn)為壓縮機(jī)首次開(kāi)啟后方向盤(pán)振動(dòng)極大，車(chē)內(nèi)駕駛員右耳處轟鳴聲明顯。壓縮機(jī)工作一段時(shí)間后，車(chē)內(nèi)噪聲和振動(dòng)又會(huì)穩(wěn)定維持到較低水平。

1.1 測(cè)點(diǎn)布置為調(diào)查該問(wèn)題，參考企業(yè)內(nèi)部NVH測(cè)試標(biāo)準(zhǔn)，整車(chē)噪聲測(cè)點(diǎn)選定為駕駛員右耳，振動(dòng)測(cè)點(diǎn)選定為方向盤(pán)12點(diǎn)位置。為監(jiān)控壓縮機(jī)本體振動(dòng)激勵(lì)情況，在壓縮機(jī)缸體上也布置振動(dòng)傳感器。測(cè)點(diǎn)布置如圖1～圖3所示。

圖1 方向盤(pán)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

圖2 駕駛員右耳噪聲測(cè)點(diǎn)

圖3 壓縮機(jī)振動(dòng)測(cè)點(diǎn)

1.2 測(cè)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(dòng)壓縮機(jī)實(shí)時(shí)工作轉(zhuǎn)速取決于多個(gè)因素，為準(zhǔn)確分析問(wèn)題，決定對(duì)壓縮機(jī)采用定轉(zhuǎn)速掃頻測(cè)試，從1000r/min開(kāi)始，間隔200r/min測(cè)試一組，到4000r/min結(jié)束。各主要測(cè)點(diǎn)測(cè)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(dòng)合成總值

圖5 定轉(zhuǎn)速掃頻方向盤(pán)振動(dòng)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(guò)原狀態(tài)各測(cè)點(diǎn)掃頻數(shù)據(jù)可以看出，方向盤(pán)振動(dòng)在壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速3000r/min附近出現(xiàn)明顯峰值，振動(dòng)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(dòng)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(lái)對(duì)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲出現(xiàn)峰值的轉(zhuǎn)速區(qū)間頻譜進(jìn)行分析，各測(cè)點(diǎn)對(duì)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(pán)振動(dòng)頻譜

圖8 壓縮機(jī)定轉(zhuǎn)速駕駛員右耳噪聲頻譜

從車(chē)內(nèi)測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速區(qū)間頻譜來(lái)看，該樣車(chē)壓縮機(jī)工作時(shí)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲測(cè)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(guò)程中壓縮機(jī)一階50Hz對(duì)應(yīng)的3000r/min附近壓縮機(jī)本體振動(dòng)突變不明顯，可以排除是由壓縮機(jī)本體共振引起的車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題。因此將分析重點(diǎn)放在壓縮機(jī)到車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲的傳遞路徑上。由于壓縮機(jī)安裝在驅(qū)動(dòng)電機(jī)上，接下來(lái)對(duì)由驅(qū)動(dòng)電機(jī)及差減速器組成的動(dòng)力總成進(jìn)行剛體模態(tài)測(cè)試，結(jié)果顯示該樣車(chē)原狀態(tài)動(dòng)力總成存在約48Hz的Pitch剛體模態(tài)，振形為繞整車(chē)Y軸旋轉(zhuǎn)，如圖9所示。

圖9 整車(chē)動(dòng)力總成剛體模態(tài)測(cè)試圖

而經(jīng)過(guò)原點(diǎn)頻響測(cè)試發(fā)現(xiàn)該樣車(chē)方向盤(pán)上也分別存在46Hz、50Hz的模態(tài)，如圖10所示。

圖10 方向盤(pán)頻響測(cè)試圖

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

圖11 整車(chē)聲腔模態(tài)圖

綜合以上各子系統(tǒng)的測(cè)試結(jié)果，可以分析出該樣車(chē)開(kāi)空調(diào)車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲大原因如下。1） 壓縮機(jī)工作在3000r/min附近時(shí)，壓縮機(jī)一階振動(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過(guò)車(chē)內(nèi)一階50Hz聲腔模態(tài)耦合放大，導(dǎo)致車(chē)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(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過(guò)方向盤(pán)一階模態(tài)耦合放大，導(dǎo)致方向盤(pán)3000r/min附近振動(dòng)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(wèn)題主要原因是壓縮機(jī)一階振動(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振，分別通過(guò)方向盤(pán)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(dòng)傳遞路徑上增加隔振降低共振激勵(lì)源壓縮機(jī)振動(dòng)，二是將動(dòng)力總成剛體模態(tài)與方向盤(pán)及聲腔模態(tài)解耦。由于動(dòng)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(dòng)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(dòng)力總成剛體模態(tài)與方向盤(pán)模態(tài)及聲腔模態(tài)解耦方向進(jìn)行。該車(chē)動(dòng)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(gè)懸置設(shè)計(jì)狀態(tài)靜剛度也相同。為了判斷各懸置靜剛度對(duì)pitch剛體模態(tài)影響趨勢(shì)，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(dòng)力總成剛體模態(tài)測(cè)試，其懸置靜剛度參數(shù)及pitch剛體模態(tài)變化見(jiàn)表1所示。

表1 動(dòng)力總成Ry剛體模態(tài)隨懸置靜剛度變化表

通過(guò)對(duì)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(shí)pitch剛體模態(tài)基本無(wú)變化，主觀評(píng)價(jià)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(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲測(cè)試結(jié)果見(jiàn)圖5、圖6中方案2所示。相比于原狀態(tài)，車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲峰值轉(zhuǎn)速?gòu)?000r/min提高到了3400r/min附近，方向盤(pán)振動(dòng)有一定的改善，但駕駛員右耳噪聲變得更差，主觀評(píng)價(jià)不可接受。故通過(guò)提高懸置靜剛度來(lái)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(píng)估懸置靜剛度對(duì)整車(chē)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(cè)試結(jié)果見(jiàn)表1方案3所示，其pitch剛體模態(tài)僅降至43Hz，經(jīng)主觀評(píng)價(jià)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(guò)鑄鋁支架與驅(qū)動(dòng)電機(jī)進(jìn)行硬連接，為了降低壓縮機(jī)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振的振動(dòng)激勵(lì)，決定對(duì)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(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲對(duì)比如圖13、圖14所示。

圖13 方向盤(pán)振動(dòng)合成總值對(duì)比圖

圖14 駕駛員右耳噪聲對(duì)比圖

通過(guò)以上數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后狀態(tài)方向盤(pán)振動(dòng)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(guò)實(shí)施壓縮機(jī)支架優(yōu)化方案后，主觀評(píng)價(jià)啟動(dòng)過(guò)程方向盤(pán)振動(dòng)還存在較輕微沖擊?？紤]到電動(dòng)壓縮機(jī)可通過(guò)控制器進(jìn)行壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)速控制，通過(guò)進(jìn)行NVH測(cè)試和主觀評(píng)價(jià)，綜合考慮空調(diào)性能，增加壓縮機(jī)首次啟動(dòng)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(pán)振動(dòng)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(dòng)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(píng)價(jià)，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(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲均可接受。

4 結(jié)語(yǔ)針對(duì)某車(chē)型開(kāi)空調(diào)由電動(dòng)壓縮機(jī)引起的車(chē)內(nèi)振動(dòng)噪聲問(wèn)題，通過(guò)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(dòng)激勵(lì)與動(dòng)力總成剛體模態(tài)共振，通過(guò)方向盤(pán)模態(tài)及聲腔模態(tài)耦合放大導(dǎo)致。通過(guò)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(píng)價(jià)該問(wèn)題得到有效改善，客觀數(shù)據(jù)顯示開(kāi)空調(diào)車(chē)內(nèi)噪聲最大下降8.7dBA，方向盤(pán)振動(dòng)總值最大降低3.36m/s2。

作者：秦望， 龍書(shū)成

廣州汽車(chē)集團(tuán)股份有限公司汽車(chē)工程研究院