摘要：某純電動車電動壓縮機工作在3000r/min 附近時車內出現(xiàn)明顯轟鳴聲及方向盤共振問題。對壓縮機進行定轉速掃頻測試， 并對傳遞路徑進行模態(tài)分析， 發(fā)現(xiàn)該問題主要原因是壓縮機一階振動與動力總成剛體模態(tài)共振，通過方向盤模態(tài)及整車聲腔模態(tài)進一步耦合放大導致。通過在傳遞路徑壓縮機支架上增加橡膠襯套降低壓縮機一階激勵后， 開空調車內駕駛員右耳噪聲下降8.7dBA， 方向盤振動總值降低3.36m/s2；同步實施壓縮機控制策略優(yōu)化方案后， 主觀評價該問題得到有效控制。

1 問題描述在對某純電動車樣車進行空調系統(tǒng)NVH性能主觀評價時，發(fā)現(xiàn)怠速開空調后，壓縮機轉速在快速上升過程中，車內出現(xiàn)明顯振動噪聲問題。表現(xiàn)為壓縮機首次開啟后方向盤振動極大，車內駕駛員右耳處轟鳴聲明顯。壓縮機工作一段時間后，車內噪聲和振動又會穩(wěn)定維持到較低水平。

1.1 測點布置為調查該問題，參考企業(yè)內部NVH測試標準，整車噪聲測點選定為駕駛員右耳，振動測點選定為方向盤12點位置。為監(jiān)控壓縮機本體振動激勵情況，在壓縮機缸體上也布置振動傳感器。測點布置如圖1～圖3所示。

圖1 方向盤振動測點

圖2 駕駛員右耳噪聲測點

圖3 壓縮機振動測點

1.2 測試結果

原狀態(tài)怠速壓縮機最低工作轉速為1000r/min，最高限速為4000r/min，由于電動壓縮機實時工作轉速取決于多個因素，為準確分析問題，決定對壓縮機采用定轉速掃頻測試，從1000r/min開始，間隔200r/min測試一組，到4000r/min結束。各主要測點測試結果如圖4～圖6所示。

圖4 定轉速掃頻壓縮機本體振動合成總值

圖5 定轉速掃頻方向盤振動合成總值

圖6 定轉速掃頻駕駛員右耳噪聲

2 原因分析

2.1 頻譜分析

通過原狀態(tài)各測點掃頻數(shù)據(jù)可以看出，方向盤振動在壓縮機轉速3000r/min附近出現(xiàn)明顯峰值，振動合成總值達到3.87m/s2，此轉速區(qū)間壓縮機本體振動突變不明顯，且駕駛員右耳在壓縮機轉速3000r/min附近也出現(xiàn)明顯鼓包，噪聲峰值達到49.1dBA。接下來對車內振動噪聲出現(xiàn)峰值的轉速區(qū)間頻譜進行分析，各測點對應頻譜圖如圖7、圖8所示。

圖7 壓縮機定轉速方向盤振動頻譜

圖8 壓縮機定轉速駕駛員右耳噪聲頻譜

從車內測點對應轉速區(qū)間頻譜來看，該樣車壓縮機工作時車內振動噪聲測點能量主要為壓縮機一階貢獻，峰值出現(xiàn)在50Hz附近。2.2 模態(tài)分析由于在掃頻過程中壓縮機一階50Hz對應的3000r/min附近壓縮機本體振動突變不明顯，可以排除是由壓縮機本體共振引起的車內振動噪聲問題。因此將分析重點放在壓縮機到車內振動噪聲的傳遞路徑上。由于壓縮機安裝在驅動電機上，接下來對由驅動電機及差減速器組成的動力總成進行剛體模態(tài)測試，結果顯示該樣車原狀態(tài)動力總成存在約48Hz的Pitch剛體模態(tài)，振形為繞整車Y軸旋轉，如圖9所示。

圖9 整車動力總成剛體模態(tài)測試圖

而經(jīng)過原點頻響測試發(fā)現(xiàn)該樣車方向盤上也分別存在46Hz、50Hz的模態(tài)，如圖10所示。

圖10 方向盤頻響測試圖

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

圖11 整車聲腔模態(tài)圖

綜合以上各子系統(tǒng)的測試結果，可以分析出該樣車開空調車內振動噪聲大原因如下。1） 壓縮機工作在3000r/min附近時，壓縮機一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過車內一階50Hz聲腔模態(tài)耦合放大，導致車內駕駛員右耳噪聲在3000 r/min附近出現(xiàn)明顯轟鳴。2） 壓縮機工作在3000r/min附近，壓縮機一階振動激勵與動力總成48Hz的pitch剛體模態(tài)共振，通過方向盤一階模態(tài)耦合放大，導致方向盤3000r/min附近振動出現(xiàn)峰值。3 優(yōu)化方案提出及效果驗證3.1 優(yōu)化方案分析由于該問題主要原因是壓縮機一階振動激勵與動力總成剛體模態(tài)共振，分別通過方向盤模態(tài)及聲腔模態(tài)耦合放大導致，基于項目實際情況，優(yōu)化方向考慮兩方面，一是在壓縮機振動傳遞路徑上增加隔振降低共振激勵源壓縮機振動，二是將動力總成剛體模態(tài)與方向盤及聲腔模態(tài)解耦。由于動力總成剛體模態(tài)與懸置靜剛度相關性大，且調整靜剛度改動較小，但懸置靜剛度與隔振性能也強相關，所以首先考慮驗證將動力總成剛體模態(tài)與方向盤模態(tài)及聲腔模態(tài)解耦方向進行。該車動力總成懸置采用3點式支撐結構，左右懸置相同，3個懸置設計狀態(tài)靜剛度也相同。為了判斷各懸置靜剛度對pitch剛體模態(tài)影響趨勢，先后更換不同靜剛度的左、右懸置和全套懸置樣件，并進行動力總成剛體模態(tài)測試，其懸置靜剛度參數(shù)及pitch剛體模態(tài)變化見表1所示。

表1 動力總成Ry剛體模態(tài)隨懸置靜剛度變化表

通過對表1進行分析，可以看出方案1僅改變左右懸置靜剛度，此時pitch剛體模態(tài)基本無變化，主觀評價其改善效果也不明顯。方案2在方案1基礎上僅改變后懸置靜剛度，pitch剛體模態(tài)則提高了8Hz，其車內振動噪聲測試結果見圖5、圖6中方案2所示。相比于原狀態(tài)，車內振動噪聲峰值轉速從3000r/min提高到了3400r/min附近，方向盤振動有一定的改善，但駕駛員右耳噪聲變得更差，主觀評價不可接受。故通過提高懸置靜剛度來提高pitch剛體模態(tài)方向不可行，轉而往降低靜剛度方向進行驗證。經(jīng)綜合評估懸置靜剛度對整車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，此方案測試結果見表1方案3所示，其pitch剛體模態(tài)僅降至43Hz，經(jīng)主觀評價該方案改善效果也不明顯，故將下一步優(yōu)化方向放在加強傳遞路徑隔振上。由于原狀態(tài)壓縮機是通過鑄鋁支架與驅動電機進行硬連接，為了降低壓縮機與動力總成剛體模態(tài)共振的振動激勵，決定對壓縮機支架采取增加襯套隔振措施。具體優(yōu)化方案為將壓縮機支架由原狀態(tài)4點剛性連接變更為3點橡膠襯套連接，壓縮機支架優(yōu)化方案如圖12所示。

圖12 壓縮機支架優(yōu)化方案圖

3.2 優(yōu)化方案效果驗證實施壓縮機支架優(yōu)化方案后，最終優(yōu)化狀態(tài)與原狀態(tài)車內振動噪聲對比如圖13、圖14所示。

圖13 方向盤振動合成總值對比圖

圖14 駕駛員右耳噪聲對比圖

通過以上數(shù)據(jù)可以看出，優(yōu)化后狀態(tài)方向盤振動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)化方案通過實施壓縮機支架優(yōu)化方案后，主觀評價啟動過程方向盤振動還存在較輕微沖擊。考慮到電動壓縮機可通過控制器進行壓縮機工作轉速控制，通過進行NVH測試和主觀評價，綜合考慮空調性能，增加壓縮機首次啟動前30s工作轉速限制為2400r/min的要求，這一限制可控制駕駛員右耳噪聲在38dBA以內，方向盤振動在0.1m/s2內；怠速壓縮機最高限速也由4000r/min優(yōu)化調整為3450r/min，優(yōu)化后怠速最高噪聲可控制在約40dBA內，振動可控制在約0.5m/s2內；軟件優(yōu)化后進行多種工況綜合主觀評價，該優(yōu)化方案可很大程度降低怠速工況壓縮機工作在較高轉速概率；且怠速工況壓縮機工作在限速范圍內任意轉速車內振動噪聲均可接受。

4 結語針對某車型開空調由電動壓縮機引起的車內振動噪聲問題，通過NVH試驗方法結合相關仿真分析，確定其原因為壓縮機一階振動激勵與動力總成剛體模態(tài)共振，通過方向盤模態(tài)及聲腔模態(tài)耦合放大導致。通過實施傳遞路徑隔振，并結合壓縮機軟件控制策略優(yōu)化，主觀評價該問題得到有效改善，客觀數(shù)據(jù)顯示開空調車內噪聲最大下降8.7dBA，方向盤振動總值最大降低3.36m/s2。

作者：秦望， 龍書成

廣州汽車集團股份有限公司汽車工程研究院