电动汽车空调系统异响分析与评价
摘要：某电动物流车空调系统存在间歇性轰鸣异响，严重影响驾乘舒适性。文章首先采用分别运行、试错排除等工程方法并结合频谱分析快速定位噪声源(电动压缩机)及主要传递路径(安装支架)；接着运用模态测试、CAE仿真等手段，确认该轰鸣异响源于电动压缩机振动激励经支架总成共振放大并传递至车身致使地板薄壁钣金局部共振产生的结构噪声；然后对源、路径和响应3个方面逐一分析，提出2种改进方案进行单品及实车验证；最后，运用客观参量和烦恼度综合指标对改进前后的车内声品质进行评价分析。结果表明，改进传递路径可快速有效处置该空调系统轰鸣异响问题，噪声峰值降低了19 dB(A)，烦恼度降低72.1%，车内声品质得到显著改善。关键词：电动汽车；空调系统；轰鸣；异响；模态试验；声品质噪声、振动、声振粗糙度(Noise, Vibration,Harshness, NVH)是消费者选购汽车的重要评价指标，其性能好坏直接影响产品的市场竞争力，备受整车及部件厂商重视。在各汽车产品问题排名中，汽车空调系统NVH问题排名一直居高不下，新能源汽车无发动机噪声掩蔽，其空调系统NVH问题更加突出，亟须引起重视[1-2]。汽车空调系统是构建乘员舱良好气候环境、保障驾乘舒适性的重要部件，主要由压缩机、供热通风与空气调节(Heating Ventilation and Air Conditioning,HVAC)总成、冷却模块、管路等核心零部件组成。压缩机、HVAC总成、冷却模块等零部件是汽车空调系统主要噪声源。当前，国内外学者运用仿真、试验等方法研究了其发声机理及控制措施并取得诸多成果[2-11]。文献[2-5]基于声振测试、有限元分析等方法研究了压缩机声品质特征、噪声源识别方法和改善方案。文献[6-8]重点分析了HVAC的噪声机理并探讨了其测试及控制方法；文献[9-11]分别采用传递路径分析法、计算流体力学和计算气动声学分步耦合等方法分析了冷却风扇气动噪声的特征及优化措施。轰鸣异响易引起焦躁不安情绪及恶心头晕等不良反应，危及行车安全，是燃油车常见噪声问题，相关研究表明，传动系统扭振和发动机吸、排气腔体谐振是其主要激励源[12-15]，有关电动汽车空调系统轰鸣异响的案例研究较少。本文针对某电动物流车空调系统轰鸣异响问题，采用分别运行、频谱分析、模态测试及 CAE仿真等方法对整车及零部件进行诊断分析，揭示了该轰鸣异响作用机理，按照“源—路径—响应”模型分析确定优选方案，并通过单品台架、实车验证及声品质评价分析确认了改善方案的有效性。某电动物流车在空调工作期间，驾乘室内间歇性出现轰鸣声，严重影响驾乘舒适性。采用分别运行法对电动压缩机、冷却风扇、鼓风机等空调系统主要运转部件分别进行全工作转速运行排查，初步判定该轰鸣声与压缩机相关。该压缩机为涡旋结构，由控制器、电机、涡旋泵体、壳体等部件组成，其结构如图1所示。电动压缩机的工作原理为控制器根据指令驱动电机旋转，转子通过偏心轴驱动动涡盘绕静涡盘中心平动，实现涡旋泵体月牙腔由外到内、由大到小的周期变化，从而完成制冷剂吸入、压缩及排出。该压缩机每旋转一圈吸、排气一次，其振动噪声主要激励阶次为1阶及其谐频。分别在主驾右耳、压缩机近场布置GRAS 46AE型传声器，地板横梁、压缩机机体布置PCB 356A26型振动加速度传感器。各传感器测点布局如图 2所示。采用全冷内循环吹面1档风模式，采集升速工况振动数据并进行分析。右耳噪声频谱云图如图3所示。由图3中的频谱云图可知其1阶噪声最为突出。对1阶噪声进行滤波回放，分析确认车内轰鸣声与该1阶噪声密切相关，在3 300~3 900 r·min-1转速区间(频率55~65 Hz)尤为显著。为进一步确认车内噪声变化趋势以及与近场噪声、压缩机振动、车架振动关系对各测点数据进行分析。数据对比如图4所示。由车内噪声数据可知，在 2 200~3 900 r·min-1转速区间存在3个轰鸣区，以3 300~3 900 r·min-1轰鸣区最为突出，其声压级峰值达到70.8 dB(A)，增幅超过17 dB(A)。轰鸣区噪声总能量主要由1阶噪声贡献。对比各测点1阶数据，在2 200~3 000 r·min-1转速区间，车架横梁及压缩机的振动峰值与驾乘舱噪声峰值特征一致，分别在转速为2 430 r·min-1和2 980 r·min-1附近，即该转速带车内轰鸣声是压缩机总成共振、车体共振共同产生；在转速 3 300~3 900 r·min-1区间驾乘舱噪声和地板横梁振动峰值转速在3 450 r·min-1附近，但压缩机振动与近场噪声的峰值出现在3 600 r·min-1附近，峰值点转速差异明显。该特征表明该区间车内轰鸣声主要由车体振动直接产生。压缩机主要通过振动、噪声、脉动三种形式影响车内舒适性，传递路径有空气媒介、安装支架、高压管、低压管等 4 条。传递路径模型如图 5所示。采用试错法分别开展吸隔声材料包裹和软绳悬吊压缩机，松高、低压管夹验证。经主观评价，悬吊压缩机时轰鸣异响消失，包裹压缩机及松高、低压管夹时车内噪声没有明显变化，可快速确认压缩机安装支架为该轰鸣异响的主要传递路径。压缩机振动经安装支架路径引起车内轰鸣声，其原因有压缩机支架总成共振，压缩机振动传递到车身引起钣金共振，车身钣金共振与驾乘室空腔模态耦合等多种情况。为确认该轰鸣声形成机理，进一步对关键部件进行试验及仿真分析。台架试验在半消声室进行，背景噪声声压级为20 dB(A)，系统工况按照汽车空调用电动压缩机总成：GB/T22068—2018[16]要求执行。三向振动加速度传感器分别布置在压缩机主、被动侧，传声器设置在左侧几何中心 30 cm 位置。试验台架如图 6所示。采集压缩机声振数据并分析处理，其噪声总值、1阶噪声及支架隔振量如图7所示。在全转速区间，零部件噪声总值及1阶噪声无明显突变增大，主观感受也无轰鸣现象。减振支架x、y、z三方向的隔振量随着工作转速升高而增加，但整体隔振量较低，在5 000 r·min-1以下转速区间隔振量不足20 dB。台架试验表明该支架隔振能力较差，但轰鸣异响并非压缩机及支架总成直接产生。按照实车安装方式将压缩机支架总成固定在台架基座上，采用LMS test.Lab测试系统进行模态测试及分析，力锤从 x、y、z 三方向激励支架总成，分析带宽0~100 Hz，如图8所示。以压缩机三向振动传感器数据为例，其频响曲线如图9所示。由频响曲线可知该压缩机支架总成1~3阶模态频率分别为 19.94、39.94、64.16 Hz。压缩机工作基频计算公式为由1.1节结构分析可知，该压缩机每旋转一圈排气一次，可视为 1 缸，即工作转速范围为 1 000~6 000 r·min-1，则对应基频为16.7~100 Hz。压缩机支架总成1~3阶模态频率低，在工作基频范围内，存在共振风险。其 2 阶和 3 阶模态频率分别与以2 430 r·min-1和3 500 r·min-1转速为中心的两个轰鸣转速区间吻合，结合图4压缩机振动数据可知压缩机支架总成存在共振且对该车轰鸣声的产生有直接贡献。为验证车身钣金振动与驾乘室空腔声学模态是否存在耦合，对驾乘室进行建模分析。按照实车驾乘室空腔尺寸，提取仿真分析的边界数据，网格总数为403 151，如图10所示。经仿真计算，驾乘室1~4阶空腔模态频率依次为99.6、100.9、123.1、135.8 Hz，声学模态频率较高，与压缩机支架总成模态频率以及工作激励转频有较大的频率间隔，空腔耦合共振风险小，其对应振型如图11所示。基于零部件台架试验、模态测试、驾乘室空腔模态仿真等方法可确认该轰鸣异响产生机理为：压缩机1阶振动激励经安装支架共振放大并通过支架减振垫传递至车身，激励车身底部钣金薄壁件共振并向车内辐射低频噪声。按照“源—路径—响应”的NVH分析模型逐一分析并确定控制措施，如表1所示。显著降低压缩机振动激励源及增加车体钣金强度等措施实施难度大，成本高，不能满足工程开发需要。基于优化支架结构避免共振、降低减振垫刚度增加隔振量等方法进行传递路径侧改进是处置该轰鸣异响的最优方向。为了避免支架共振，增加隔振量，设计了两种改进支架方案：方案1为单级减振支架，更改支架结构，采用两层钣金铁支架加减振垫方式；方案2为二级减振支架，在方案1单级减振支架底层钣金上增加了一层减振垫。新方案改进了支架结构形式并降低了刚度，如图12所示。对支架改进方案制样，采用INSTRON材料测试机对减振垫样件进行刚度对比测试，运用力锤法对部件总成进行模态测试。测试场景如图 13所示。安装支架总成改进前、后的减振垫静刚度及部件特征参数对比如表2所示(方案2刚度数据是指第二级减振垫的刚度)。两种改进方案的减振垫刚度和支架总成固有频率均明显降低。对改进方案进行台架隔振量测试，分别在压缩机主动侧和被动侧布置三向振动加速度传感器，试验运行工况与前述单品台架测试工况保持一致，采集支架主、被动侧振动数据并处理分析，获得安装支架随转速变化的隔振量数据，如图14所示。试验数据表明，两种改进支架方案的隔振量较原支架有显著提升，平均增加2~3倍，其隔振量变化趋势与原状态支架相同，均随工作转速提高而增加。整体上，方案2的二级减振支架隔振能力略优于方案1的单级减振支架。将改进方案装车验证，在压缩机机体设置三向振动加速度传感器，驾驶员右耳布置传声器，实车验证如图15所示。采集振动噪声数据对比分析，以驾驶员右耳噪声数据为例，改善前后的噪声对比如图16所示。主观评价两种改进方案，在升速过程均无明显的轰鸣声，线性度好，噪声无显著起伏波动情况。对比测试数据，单级和二级减振支架在 2 200~3 900 r·min-1 转速区间噪声声压级峰值分别为54.9 dB(A)和51.8 dB(A)，较原状态峰值70.8 dB(A)分别降低了15.9 dB(A)和19.0 dB(A)。为准确评价轰鸣异响对驾乘舒适性的影响情况及改进效果，对改进前后车内的响度、尖锐度、粗糙度、波动强度等声品质客观参量进行分析，并引入烦恼度(Psychoacoustic Annoyance, PA)[17]作为综合评价指标，烦恼度值越高表征舒适性越差，其计算公式为式中：N为响度；S为尖锐度；R为粗糙度；F为波动强度；ωs的取值为响度N是描述声音整体响亮程度的心理声学指 标，采用Zwicker方法计算，其公式[4] 为式中：n'(z)为特征响度，z为临界频带，z的取值范围为0~24 Bark，Bark为1个临界频带的宽度。尖锐度 S 表征声音的高频成分，本文采用DIN45692标准[18]，其公式[4]为波动强度F和粗糙度R是描述两个不同频率声音信号叠加后的主观感受的客观参量。其中，波动强度F描述人们对调制频率0.5~20 Hz的声音变化感受，粗糙度R描述人们对调制频率为20~300 Hz声音的听觉感受。计算公式[4]分别为式中：fmod是调制频率；ΔL为掩蔽深度，通过信号的响应谱计算。对比分析改进前、后驾乘室内声品质客观参量数据，如图17所示。对车内轰鸣异响进行主、客观对比分析。客观参量响度、波动强度与轰鸣异响主观感受呈正相关，尖锐度与之呈负相关(尖锐度参数变差是因为低频噪声降低后高频成分占比提高所致)，粗糙度则无明显相关性。整体评价，响度和综合指标烦恼度与主观感受一致性最好，是评价轰鸣异响对驾乘舒适性影响程度的主要参量，而尖锐度、粗糙度、波动强度等客观参量对轰鸣异响敏感度低。以3 500 r·min-1为例，对比改进前后车内声压级、声品质客观参量及烦恼度指标，结果如表3所示。实施改进方案后驾乘室内声品质得到显著改善，其中响度和烦恼度综合评价指标改善明显。对比原状态，方案1和方案2响度分别降低了22.95 sone和25.38 sone，降低约68.9%和76.1%，烦恼度分别降低 28.84 和 32.23，降低约 66.0% 和 72.1%，二级减振支架方案整体上优于单级减振支架方案。本文对电动汽车空调系统的轰鸣异响问题进行 了分析与评价，得到结论如下：(1) 该轰鸣异响是电动压缩机振动激励经支架总成共振放大并传递至车身致使地板薄壁钣金件局部共振而产生的结构噪声，采用传递路径改进是处置该空调系统轰鸣异响问题的最优方向。(2) 基于分别运行法、试错法等分析方法可快速定位导致整车NVH故障的关键零部件和主要传递路径，是NVH故障初期排查的重要手段。(3) 轰鸣异响对驾乘舒适性影响显著，客观参量响度和综合指标烦恼度更适用于轰鸣异响舒适性评价。(4) 在传递路径上采用优化安装支架结构、降低减振垫刚度以及采取二级隔振方案等措施可获得较好的降噪效果，噪声峰值可降低19 dB(A)，声品质响度、烦恼度可分别降低76.1%和72.1%，验证了改善方案的有效性。作者单位：(1. 重庆大学机械与运载工程学院，重庆，400030；2. 重庆超力电器有限责任公司，重庆，401122) 著作权归作者所有，欢迎分享，未经许可，不得转载
首次发布时间：2023-09-11
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