前端轮系振动引起的压缩机啸叫分析与优化
摘 要：振动噪声控制是前端轮系开发中的关键技术，对于轮系附件振动引起的噪声问题，行业内缺乏系统和实践研究。以某BSG（Belt-Driven Starter Generator）混动车型出现的空调压缩机啸叫问题为研究对象，通过压缩机台架试验、冷媒压力脉动分析和整车路径排查，确定噪声主要由压缩机激励皮带和轮系附件模态所致，并通过发动机悬置和车身传递到车内；结合模态测试和仿真手段，提出有效的工程化方案，方案实施后啸叫阶次降低15 dB以上，车内声品质得到明显改善。在解决问题的同时，为前端轮系附件的NVH设计，提供很好的工程实践经验。
BSG（Belt-driven Starter Generator）48 V电机作为新能源汽车的一种核心部件，具有节能和低成本的优点，应用比较广泛。它的主要作用是启动时为发动机提供额外扭矩，使启动更加平稳，上坡时为发动机提供助力，减速时可以回收能量等。BSG一般与压缩机、水泵和曲轴扭转减振器等共同组成发动机前端轮系。与传统燃油车前端轮系相比，由于额外扭矩的介入，皮带的张紧力更高，相比传统的轮系更容易产生振动噪声问题[1-3]。当前国内外对前端轮系引起的 NVH 问题的研究很多，主要集中在带传动领域；ULSOY等的研究表明，轮系张紧力的波动是导致皮带横向振动的重要因素[4]；PARKER分析了多轮带传动系统的带的横向振动以及设计参数对带传动固有频率的影响[5]；上官文斌等通过试验和计算研究了多楔带传动系统中张紧轮两侧皮带的横向振动[6]。而对于压缩机噪声问题的研究主要集中在本体优化方面；杨诚等对某款压缩机啸叫机理进行研究，发现异响由压缩机的衔铁转子系统扭振激发电机模态引起[7]；傅亮等利用SEA（Statistic Energy Analysis）声学仿真分析软件对压缩机噪声性能进行优化[8]；史文库等通过压缩机支架模态优化和流体噪声仿真两种方法优化压缩机噪声性能[9]。但对于发动机前端轮系和压缩机激励耦合引发的噪声问题，很少有文献报道。当前国内外对前端轮系引起的 NVH 问题的研究很多，主要集中在带传动领域；ULSOY等的研究表明，轮系张紧力的波动是导致皮带横向振动的重要因素[4]；PARKER分析了多轮带传动系统的带的横向振动以及设计参数对带传动固有频率的影响[5]；上官文斌等通过试验和计算研究了多楔带传动系统中张紧轮两侧皮带的横向振动[6]。而对于压缩机噪声问题的研究主要集中在本体优化方面；杨诚等对某款压缩机啸叫机理进行研究，发现异响由压缩机的衔铁转子系统扭振激发电机模态引起[7]；傅亮等利用SEA（Statistic Energy Analysis）声学仿真分析软件对压缩机噪声性能进行优化[8]；史文库等通过压缩机支架模态优化和流体噪声仿真两种方法优化压缩机噪声性能[9]。但对于发动机前端轮系和压缩机激励耦合引发的噪声问题，很少有文献报道。本文针对某 BSG 混动车型出现的压缩机啸叫问题，通过台架试验和整车路径排查，发现前端轮系为影响啸叫的主要因素，通过轮系设计试验，分析了多楔带模态对压缩机噪声的影响，通过优化前端各附件模态解决问题。本文的研究为压缩机啸叫问题的解决提供了很好的工程思路，同时为前端轮系NVH设计提供很好的实践经验。在某车型开发过程中，发现空调开启后，小油门加速过程中车内存在明显的啸叫声，环境温度越高，问题越明显，而关掉空调后则问题消除。本车型使用外控变排量机械压缩机，参数见表1。首先对问题车进行测试，分析问题来源，测试中环境温度为35 ℃，外控固定压缩机最大排量，控制风扇转速使空调压力保持基本恒定在 20 bar，来保证测试一致性。通过测试分析发现问题来源于10.2阶左右。如图 1 所示，圈中即为问题阶次。通过压缩机速比和缸数计算可得，压缩机主激励阶次Norder=1.46×7=10.22，与问题阶次对应，试验中改变压缩机排量，发现排量越大啸叫越明显，从而确定啸叫源头为压缩机。图 2 为问题噪声阶次切片，可以看出出现啸叫的转速在1 300 r/min、1 700 r/min、1 900 r/min 和2 100 r/min 左右，对应频率分别为220 Hz、280 Hz、330 Hz 和 360 Hz。经过多台车辆和同台车多组测试，发现第一个峰值频率会略有偏差，但280 Hz、330 Hz和360 Hz的频率基本不变，总的啸叫频率出现在200 Hz～400 Hz之间。NVH问题的排查讲究源-路径-响应，因此对压缩机和路径进行分析，期望找到问题根源。图 3 为压缩机啸叫问题分析的鱼骨图，现将分析过程进行具体描述。首先对压缩机本体进行研究，探究是否由于压缩机自身原因产生啸叫。通过压缩机台架试验进行验证，台架试验中使用整车的空调管路、冷却模块和空调总成，经电机拖动压缩机，如图4所示。经主观评价，没有明显啸叫问题，因此压缩机虽然为激励源，但不是导致啸叫的主要原因。其次在整车状态下分析了冷媒压力和压力脉动对噪声的影响，如图5所示，使用压力脉动传感器监控冷媒脉动大小，并外接压力表监控冷媒压力。环境温度在 35 度左右时，运行过程中冷媒压力在 20bar左右，在正常范围以内；改善冷凝器的散热条件，将冷媒压力降低至15 bar以下，啸叫有改善，但这仅为方向性验证，在环境温度更高的情况下，受到整车格栅面积、风扇和冷凝器性能限制，无法有效降低冷媒压力。测试冷媒压力脉动发现，冷媒压力脉动阶次峰值出现在1 500 r/min和1 800 r/min左右，与车内啸叫出现的转速较为接近，为进一步验证啸叫是否和压力脉动有关，在管路上增加Φ45×50消声器，压力脉动改善效果如图 6 所示，增加消声器后阶次压力脉动由 1 700 Pa 降低至 400 Pa 以下，峰值转速也产生偏移，但主观评价和测试均未发现有明显变化，车内噪声测试结果如图7。由此表明压力脉动不是导致啸叫的主要原因。整车状态下对传递路径进行分析，首先断开空调管与车身之间的连接，将空调箱总成和冷却模块接到车外，车内啸叫改善不明显；断开发动机悬置与车身连接，车内啸叫明显降低，结合以上路径分析，可得出压缩机啸叫主要通过悬置传递至车内，但需要进一步查找共振源。该车型使用的压缩机在台架上并未出现啸叫问题，经过对比，发现不同点在于压缩机的连接方式，压缩机台架中压缩机由电机直接驱动，皮带轮系中只有电机和压缩机，而整车中压缩机与发动机曲轴扭转减振器轮、BSG电机轮和张紧器轮等连接在一起，如图8所示。注：CRK-曲轴带轮；AC-压缩机；MGU-BSG电机；TEN-张紧 器；TP1-张紧器惰轮1；TP2-张紧器惰轮2。模拟压缩机台架安装方式，将实车中皮带轮系改装为曲轴轮和压缩机驱动轮连接，见图 8 中红色虚线部分。测试结果和主观评价结论表明，问题得到很大改善，如图9所示，前3个啸叫峰值基本消除，仅存在2 100 r/min处啸叫。因此可以初步判断，与压缩机连接的皮带和附件系统可能存在振动传递或放大。皮带的横向振动是影响NVH的主要原因，因此首先对其进行固有频率分析。以图8中皮带段1、曲轴和压缩机之间的皮带段为例，皮带的横向振动可以简化为弦振动[10]，考虑皮带的黏弹性特征，不考虑带的弯曲刚度，利用Hamilton法可列出皮带横向振动的动力学方程[11]。考虑皮带的黏弹性，根据Standard本构模型，可列出皮带纵向应力和应变方程[2]。其中：ω为带的横向位移，x为带的纵向位移，t为时间，γ为带的纵向速度，p为张力比，s为带的纵向应力，ω＇为带的动态张力频率，B、ην和E为Standard模型中的黏弹性系数。
为求解方程组(1)和（2），将皮带离散均分为 n段，段长为x1、x2、x3、…、x、…、xn，第i段皮带节点处的横向位移可以以式（3）和式（4）表示。其中：ωi为第i节点处的横向振动位移，s i为第i段的纵向应力[13]。将ωi对t的偏导记为ωt,i，ωi对x的偏导记为ωx,i，s i用向量形式表示，见式(5)。将式（3）和式（4）右边用向量形式 φi 和 fi 表示，考虑 n 个皮带段，可得简化为矩阵形式的表达式（6）。利用 4 阶龙库法，给予初始边界条件可求解出皮带的横向振动位移和固有频率[13]。由以上分析可得，皮带的固有频率和皮带段长、黏弹性系数、张紧力和皮带转速紧密相关。本机型使用 7 PK 阿拉米多楔带，弹性模量为70 000 N/rib，总长度为1 056 mm，宽度为25 mm，厚度为 4.2 mm。首先对每段皮带进行模态测试。皮带模态的测试方法主要有激光测振法和声传函法等[14-16]，本文使用声传函法测试皮带的横向模态，用力锤在皮带的横向敲击，由垂直于皮带表面麦克风采集噪声作为响应，图10为皮带模态频率测试布置图，考虑张紧器动态摆动的两个极限位置，1阶固有频率测试结果如表2所示。对应车内啸叫频率为 200 Hz～400 Hz，第二段皮带 AC-TP1 的模态基本落在问题频段之内，为主要共振源。根据第3.1小节分析可得，皮带段长对其固有频率影响较大，从分析问题的角度出发，将张紧器惰轮TP1去掉，仅使用TP2张紧，调整静态张紧力保持和原状态一致，如图11所示。由于TP1被取消，AC-MGU段增加，皮带1阶模态实测值为180 Hz。实车测试结果如图12所示，第一个噪声峰值即1 300 r/min处峰值被基本消除，且高转速段峰值明显降低，原因是皮带模态降低，由压缩机经皮带传递的振动变小，整体噪声均明显降低。但以上分析仅从研究角度出发，并没有考虑工程实际情况；由于实际车辆使用 BSG 电机，无法将双向张紧器取消。影响皮带横向模态的其他参数主要是张紧力和皮带黏弹性系数，将张紧器弹簧刚度降低30 %以减小张紧力，皮带弹性模量降低50 %，车内啸叫改善明显；但张紧器和皮带的更改会导致张紧力降低到 250 N 以下，远低于 350 N 的目标要求，经评估，为满足工程需求，张紧力和皮带模量无法降低，否则将影响耐久性能，因此需要从其他方面优化啸叫问题。通过皮带短接曲轴带轮和压缩机驱动轮试验的验证，已经初步判断轮系附件结构对噪声有贡献，为了进一步分析问题原因，在 BSG 电机、张紧器和压缩机上布置振动传感器，经过测试发现，张紧器的共振频率为285 Hz，与1 700 r/min处的啸叫峰值基本对应；BSG电机的共振频率在325 Hz左右，与1 900r/min处啸叫峰值对应；而压缩机共振频率在355 Hz左右，基本与2 100 r/min处的啸叫峰值对应。为避免共振，产生模态耦合，放大振动响应，对以上3个附件模态进行优化分析，轮系附件优化前后模态和相关方案如表3所示。仿真分析显示，优化张紧器前的一阶模态为278 Hz，模态振型为侧摆臂的横向摆动，仿真与实测结果基本吻合，由于受张紧器结构限制，提升模态频率有困难，考虑通过降低模态频率对其进行优化，与问题频段错开50 Hz以上。如图13中张紧器结构中的粉色部分所示，加厚侧摆臂内部结构使其增重400 g。降低模态的同时，增加重量可以抑制张紧器的振幅。制作样件后进行实车测试，发现张紧器共振频率降低至195 Hz，本体振动明显降低，抑制车内啸叫效果比较理想。优化前BSG电机支架模态频率为325 Hz，振型为垂直于电机轴线的左右摆动。由于电机安装位置的限制，其重心在支架的4个安装点之外，导致模态频率较低，因此在支架的薄弱处进行加筋处理，如图14中电机支架结构中的粉色部分所示，优化后仿真模态频率为366 Hz。对压缩机支架模态进行优化，经过分析发现压缩机支架系统的 1 阶模态振型为上下摆动，弱点在于压缩机支架上部，因此同样在支架薄弱处进行加筋处理，如图15所示压缩机支架结构中的粉色部分。经过支架优化，仿真和实测模态频率分别为410 Hz和392Hz。通过以上分析，明确了车内啸叫产生为前端轮系附件模态所致。最终实施方案如下：(1) 优化张紧器结构，将侧摆臂上结构增重400g，1阶模态频率由285 Hz降低至195 Hz；(2) 优化BSG电机支架结构，在薄弱处加筋，模态频率由319 Hz提高到357 Hz；(3) 优化压缩机支架结构，在薄弱处加筋，模态频率由355 Hz提高到392 Hz；(4) 皮带模态由于工程原因无法更改，为了优化第一个峰值问题，在不更改皮带参数和张紧力的前提下，兼顾车内制冷效果，将压缩机传动比由1.46降低至1.3。实际效果如图16所示，可以看出，相比原状态，实施组合方案后啸叫幅值明显降低，在发动机转速2 500 r/min以内，阶次噪声降低15 dB以上，主观评价结果表明，在全转速段均感知不到啸叫声。图 16 实施最终方案后车内啸叫阶次通过压缩机台架试验、整车路径和前端轮系分析，得出产生啸叫主要原因压缩机振动通过皮带进行传递，激励发动机前端轮系各附件模态，经发动机悬置和车身传递到车内。设计试验方案改变轮系结构，确定皮带是压缩机传递振动的直接路径，且存在横向振动模态频率共振。由此说明，设计轮系NVH时应关注皮带段长、皮带弹性模量和张紧力等参数；其次，附件的模态频率应避开压缩机的主激励频率。本文中解决压缩机噪声问题的实例为前端轮系NVH 设计和问题排查提供了很好的工程思路和实践经验。作者单位：（吉利汽车研究院（宁波）有限公司，浙江 宁波 315000）免责声明：分享此文仅为传播汽车底盘相关知识，其版权归原作者所有，感谢原作者的辛苦付出；若有侵权异议等请跟我们联系协商或删除，谢谢！
