摘要

某純電動(dòng)汽車在怠速工況下打開(kāi)空調(diào)開(kāi)關(guān),車內(nèi)出現(xiàn)振動(dòng)?噪聲過(guò)大的問(wèn)題,導(dǎo)致車內(nèi)乘坐舒適性較差?采用LMS數(shù)據(jù)采集前端SCADASMobile對(duì)整車在怠速開(kāi)空調(diào)工況下的振動(dòng)和噪聲進(jìn)行測(cè)試,經(jīng)過(guò)頻譜分析發(fā)現(xiàn),問(wèn)題頻率主要集中在72.00Hz左右,與壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)頻吻合?對(duì)支架進(jìn)行模態(tài)測(cè)試及仿真分析,確定問(wèn)題原因?yàn)閴嚎s機(jī)在某特定轉(zhuǎn)速下轉(zhuǎn)頻與支架固有頻率過(guò)于接近,產(chǎn)生了共振,導(dǎo)致車內(nèi)振動(dòng)?噪聲異常?基于以上分析,對(duì)壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化,優(yōu)化后有效控制了壓縮機(jī)支架共振的問(wèn)題,改善了車內(nèi)振動(dòng)?噪聲水平,提高了乘坐舒適性?

關(guān)鍵詞：純電動(dòng)汽車;NVH;壓縮機(jī)支架;傳遞路徑;模態(tài)分析中圖分類

近年來(lái),隨著環(huán)保意識(shí)的不斷提高和能源危機(jī)的日益嚴(yán)峻,新能源汽車作為未來(lái)出行的重要選擇,受到全球汽車行業(yè)和消費(fèi)者的廣泛關(guān)注?新能源汽車的電動(dòng)化特性帶來(lái)了零排放和靜音駕駛的優(yōu)勢(shì),然而,隨之而來(lái)的是對(duì)車輛NVH性能更高的要求?

在汽車的NVH問(wèn)題中,空調(diào)壓縮機(jī)作為主要的激勵(lì)源之一,其振動(dòng)與噪聲問(wèn)題越發(fā)顯著?傳統(tǒng)燃油車由于內(nèi)燃機(jī)本身的噪聲掩蓋效應(yīng),使得空調(diào)系統(tǒng)的噪聲問(wèn)題相對(duì)較輕?然而,在新能源汽車中,由于電動(dòng)驅(qū)動(dòng)的靜音特性,空調(diào)壓縮機(jī)引發(fā)的噪聲和振動(dòng)問(wèn)題變得更加突出,嚴(yán)重影響了乘坐舒適性和駕駛體驗(yàn)?

當(dāng)前,雖然對(duì)于傳統(tǒng)燃油車空調(diào)系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲問(wèn)題已經(jīng)有了較多的研究和解決方案,但針對(duì)新能源汽車空調(diào)壓縮機(jī)的NVH性能分析研究還相對(duì)較少?因此,深入探討新能源汽車空調(diào)壓縮機(jī)支架的NVH性能,對(duì)于提高車輛乘坐舒適性,增強(qiáng)新能源汽車市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力具有重要意義?

本文以某純電動(dòng)汽車空調(diào)壓縮機(jī)支架系統(tǒng)為研究對(duì)象,通過(guò)頻譜分析及模態(tài)測(cè)試等相關(guān)手段確定問(wèn)題頻率,并利用有限元分析手段進(jìn)行驗(yàn)證?最終確定,振動(dòng)噪聲問(wèn)題為壓縮機(jī)支架固有頻率過(guò)低導(dǎo)致共振?通過(guò)對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,有效提升了整車NVH水平?

01  模態(tài)分析理論

模態(tài)分析是對(duì)結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性的解析分析和試驗(yàn)分析,通過(guò)用模態(tài)參數(shù)來(lái)表征?因此模態(tài)分析的最終目標(biāo)是識(shí)別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù),為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動(dòng)特性?振動(dòng)故障診斷和預(yù)報(bào)以及結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供依據(jù)[1]?

因?yàn)槿魏芜B續(xù)結(jié)構(gòu)都可以認(rèn)為是無(wú)限多個(gè)微元?jiǎng)傮w質(zhì)量的組合,所以這樣的結(jié)構(gòu)都有無(wú)窮多個(gè)自由度?但是,所有這些結(jié)構(gòu)又可以近似看做是有限個(gè)小剛體質(zhì)量的組合,因此它們又可以認(rèn)為具有有限個(gè)自由度數(shù)n?該自由度數(shù)決定了解析質(zhì)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(duì)于有n個(gè)多自由度的振動(dòng)系統(tǒng),可用對(duì)應(yīng)的n階向量描述相對(duì)應(yīng)的物理參數(shù)模型?在線性范圍內(nèi),可將其看做n個(gè)主振動(dòng)的線性疊加?每一個(gè)主振動(dòng)都有其特定的自由振動(dòng)形態(tài),其振動(dòng)頻率即系統(tǒng)的固有頻率,振動(dòng)形態(tài)即為系統(tǒng)的固有振型(模態(tài))[3]?

壓縮機(jī)支架及其相連接的零部件可以看做一個(gè)連續(xù)體,是一個(gè)復(fù)雜且有無(wú)限個(gè)自由度的系統(tǒng)結(jié)構(gòu)?應(yīng)用以上方法,可將其離散為有限個(gè)自由度的多自由度振動(dòng)系統(tǒng)?根據(jù)牛頓第二定律,可以得到結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的微分方程組?

(1)式中:M為系統(tǒng)的總質(zhì)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(lì)向量,和為系統(tǒng)的加速度向量和速度向量,t為時(shí)間變量[4]?

壓縮機(jī)支架固有頻率的分析計(jì)算只與自身的材料?質(zhì)量和外形結(jié)構(gòu)有關(guān),所以f(t)=0?同時(shí),根據(jù)壓縮機(jī)支架外形結(jié)構(gòu)可將其看做無(wú)阻尼自由振動(dòng),可將公式(1)表示為:

系統(tǒng)自由振動(dòng)時(shí),結(jié)構(gòu)上各點(diǎn)做簡(jiǎn)諧振動(dòng)?壓縮機(jī)支架可以看成是由一系列的簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)疊加而成,各節(jié)點(diǎn)位移可表示為:

(3)式中:Q為節(jié)點(diǎn)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(dāng)支架產(chǎn)生振動(dòng)時(shí)Q不為0,則公式(4)可寫為:

(5)公式(5)為關(guān)于    的n次多項(xiàng)式?支架系統(tǒng)剛度矩陣和支架系統(tǒng)質(zhì)量矩陣為確定值,所以可求得該方程關(guān)于ωn的n個(gè)特征值及特征向量,也就是支架系統(tǒng)的固有頻率和結(jié)構(gòu)振型?

02  噪聲及模態(tài)測(cè)試分析

LMSTest.Lab在噪聲數(shù)據(jù)采集和模態(tài)試驗(yàn)中的應(yīng)用是一項(xiàng)重要的工程實(shí)踐,旨在分析機(jī)械系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲特性?該過(guò)程包括傳感器安裝?數(shù)據(jù)采集?模態(tài)試驗(yàn)?噪聲數(shù)據(jù)分析?模態(tài)分析和數(shù)據(jù)可視化等關(guān)鍵步驟?通過(guò)配置傳感器并使用LMSTest.Lab軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)采集,可以實(shí)時(shí)記錄和監(jiān)測(cè)振動(dòng)和噪聲數(shù)據(jù)?模態(tài)試驗(yàn)通過(guò)激勵(lì)信號(hào)的施加和系統(tǒng)響應(yīng)的測(cè)量來(lái)確定結(jié)構(gòu)的振動(dòng)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(shí)別噪聲源和頻譜特性?同時(shí),模態(tài)分析有助于確定結(jié)構(gòu)的固有頻率和阻尼比?模態(tài)分析是研究結(jié)構(gòu)動(dòng)力特性的一種近代方法,是系統(tǒng)辨別方法在工程振動(dòng)領(lǐng)域中的應(yīng)用,它同時(shí)也是結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及設(shè)備故障診斷的重要方法[5]?

該純電動(dòng)汽車空調(diào)系統(tǒng)使用的是渦旋式壓縮機(jī),空調(diào)壓縮機(jī)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(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中可能會(huì)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(guò)車身前橫梁與縱梁向車內(nèi)輻射噪聲?

怠速開(kāi)空調(diào)工況噪聲測(cè)試

本測(cè)試應(yīng)用LMSTest.Lab測(cè)試系統(tǒng)中的SignatureTesting-Advanced模塊進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試采集?分別在車內(nèi)駕駛員和中排右側(cè)乘客內(nèi)耳布置傳聲器,在方向盤12點(diǎn)?壓縮機(jī)本體?冷卻風(fēng)扇本體?壓縮機(jī)支架及其安裝梁位置布置加速度傳感器?然后在空調(diào)吹面全冷內(nèi)循環(huán)模式工況下對(duì)整車的振動(dòng)噪聲水平進(jìn)行測(cè)試,共采集3組數(shù)據(jù)?駕駛員及中排右側(cè)乘客內(nèi)耳噪聲頻譜圖如圖2所示,可以看出主要以低頻結(jié)構(gòu)噪聲為主,尤其在72Hz左右較為明顯,且與壓縮機(jī)工作轉(zhuǎn)頻吻合?為根據(jù)壓縮機(jī)本體的振動(dòng)頻譜圖(圖3),初步判斷問(wèn)題來(lái)源主要是因?yàn)閴嚎s機(jī)與支架共振導(dǎo)致噪聲過(guò)大?     

壓縮機(jī)支架模態(tài)測(cè)試

本測(cè)試應(yīng)用LMSTest.Lab測(cè)試系統(tǒng)中的ImpactTesting模塊進(jìn)行數(shù)據(jù)測(cè)試采集?使用力錘敲擊空氣壓縮機(jī)支架+X?+Y和+Z三個(gè)方向?本測(cè)試在整車狀態(tài)下完成,在壓縮機(jī)本體?壓縮機(jī)支架?橫梁?縱梁和水泵布置6只加速度傳感器,對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行模態(tài)測(cè)試?前文分析可知,振動(dòng)能量主要集中在低頻,并且支架的結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)特性主要取決于其低階模態(tài)?即外界由于壓縮機(jī)產(chǎn)生的激振頻率會(huì)與支架低階模態(tài)頻率相近,因此主要對(duì)100Hz以內(nèi)的頻率和振型進(jìn)行分析和計(jì)算?

模態(tài)測(cè)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(jī)支架系統(tǒng)固有頻率較低,前3階分別為26.80Hz?63.49Hz和72.33Hz,不符合要求,十分容易引起共振?其中第3階固有頻率在72.33Hz左右,與問(wèn)題頻率十分接近?為進(jìn)一步驗(yàn)證其問(wèn)題原因,下一步將對(duì)支架進(jìn)行有限元模態(tài)分析

03  有限元模態(tài)分析

本文采用HyperWorks軟件對(duì)壓縮機(jī)支架系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)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(guò)OptiStruct求解器執(zhí)行了模態(tài)分析,確定了結(jié)構(gòu)的固有頻率和振動(dòng)模態(tài)?最后,使用HyperView進(jìn)行結(jié)果后處理,得到模態(tài)頻率?振型等信息?

模型的建立

為了體現(xiàn)壓縮機(jī)支架的實(shí)際工作特性,本文對(duì)壓縮機(jī)的約束模態(tài)進(jìn)行分析?建立了壓縮機(jī)支架的三維模型,將三維模型導(dǎo)入仿真軟件HyperMesh中,采用四面體單元進(jìn)行劃分網(wǎng)格,網(wǎng)格尺寸為2mm,單元總數(shù)為314002,節(jié)點(diǎn)總數(shù)為73394?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2700kg/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(jī)和水泵的質(zhì)量點(diǎn),分別賦予其質(zhì)量,通過(guò)rbe3單元連接質(zhì)心及安裝點(diǎn),安裝點(diǎn)及支架螺栓孔均采用完全約束的rbe2剛性單元代替(圖5)?

壓縮機(jī)支架仿真結(jié)果

利用HyperWorks軟件計(jì)算得到支架系統(tǒng)100Hz內(nèi)存在3階模態(tài),頻率分別為24.36Hz?58.74Hz和71.80Hz,與試驗(yàn)測(cè)試結(jié)果十分接近(圖6)?

通過(guò)有限元模態(tài)和試驗(yàn)?zāi)B(tài)對(duì)比分析可知(表1),試驗(yàn)和仿真結(jié)果的頻率相差均在3%以下,驗(yàn)證了支架系統(tǒng)有限元模型的準(zhǔn)確性?

04  優(yōu)化方案及驗(yàn)證

優(yōu)化方案確定

基于以上分析結(jié)果,可以確定壓縮機(jī)在工作中的某個(gè)特定轉(zhuǎn)速下與壓縮機(jī)支架產(chǎn)生共振,導(dǎo)致整車在怠速開(kāi)空調(diào)工況下振動(dòng)噪聲明顯?考慮到以上試驗(yàn)及仿真結(jié)果可知,產(chǎn)生共振的原因主要是壓縮機(jī)支架為鈑金件,且剛度過(guò)小,導(dǎo)致固有頻率太低?為了避免壓縮機(jī)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(duì)壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化,以提高其模態(tài)頻率?

通過(guò)以上分析,共提出2種解決方案:方案一為更改壓縮機(jī)支架安裝位置,將壓縮機(jī)支架與動(dòng)力總成進(jìn)行剛性連接,利用動(dòng)力總成懸置減小振動(dòng)沖擊;方案二為對(duì)現(xiàn)有壓縮機(jī)支架進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化,提高剛度,提升模態(tài)頻率?考慮到方案一需要更換壓縮機(jī)支架安裝位置,優(yōu)化過(guò)程復(fù)雜,周期較長(zhǎng),并有可能對(duì)動(dòng)力總成產(chǎn)生不可預(yù)知影響,因此本研究采取方案二對(duì)支架結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化?

結(jié)構(gòu)優(yōu)化主要在相對(duì)薄弱的位置增加三角筋板,以對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)加強(qiáng)?另外,分別在兩側(cè)板之間增加拉板,以提高其整體剛度,再對(duì)底板兩側(cè)進(jìn)行壓邊處理?優(yōu)化后壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)如圖7所示?

驗(yàn)證分析

采取以上改進(jìn)措施后,再次對(duì)壓縮機(jī)支架結(jié)構(gòu)在HyperWorks軟件中進(jìn)行模態(tài)仿真計(jì)算,得到改進(jìn)后的壓縮機(jī)支架系統(tǒng)的固有頻率和振型?其中,一階模態(tài)提升至為173.30Hz,遠(yuǎn)大于原狀態(tài)壓縮機(jī)支架仿真計(jì)算得到的一階固有頻率24.36Hz;二階模態(tài)為202.87Hz,三階模態(tài)為307.68Hz,均有較大的提升,符合預(yù)期要求(圖8)?

基于以上分析與改進(jìn),再次進(jìn)行了整車狀態(tài)下怠速開(kāi)空調(diào)工況噪聲測(cè)試,各測(cè)點(diǎn)均與之前相同?測(cè)試完成后,分析得到的噪聲頻譜圖發(fā)現(xiàn),在問(wèn)題頻率72.00Hz處,噪聲值下降顯著,總體噪聲值分別由44.15dB和42.46dB下降至40.42dB和39.77dB,效果改善明顯(圖9)?

05  結(jié)束語(yǔ)

本文針對(duì)某純電動(dòng)汽車怠速開(kāi)空調(diào)工況下整車噪聲振動(dòng)過(guò)大的問(wèn)題,通過(guò)頻譜分析及模態(tài)試驗(yàn)等手段,確定了問(wèn)題為壓縮機(jī)支架與壓縮機(jī)本體共振所致?基于以上分析,對(duì)壓縮機(jī)支架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化,通過(guò)增加三角筋板?拉板及壓邊等方式提升了壓縮機(jī)支架剛度,并再次對(duì)其進(jìn)行了仿真與測(cè)試,結(jié)果發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)支架模態(tài)頻率提升顯著,而且整車在怠速開(kāi)空調(diào)工況下噪聲改善明顯,為純電動(dòng)汽車領(lǐng)域空調(diào)壓縮機(jī)支架的NVH性能研究提供了案例支持?

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作者：李永越、楊樹崗、劉巧紅、張曉坤

滄州交通學(xué)院，滄州