某纯电动轿车空调压缩机振动噪声分析及改进

汽车 2024-11-18 07:00 广西

摘要：纯电动汽车空调压缩机制冷和制热需要不仅包含车内需求，还需冷却或加热电池，压缩机负载增大。汽油车压缩机的转速和发动机有固定速比，常用转速840～3600rpm，电动车压缩机转速由负载决定，通常为800～8000rpm。纯电动车没有发动机屏蔽，怠速压缩机噪声变得特别显著。需优化压缩机支架模态和压缩机刚体模态与车内空腔模态的避频、方向盘模态避频等，来解决车内噪声和振动问题。

1 引言

传统汽油车，压缩机与发动机转速比1～1.2 之间，怠速压缩机转速较低、并且转速范围较窄；发动机常用工作转速700～3000rpm及压缩机转速840～3600rpm；同时还有发动机掩蔽，压缩机噪声问题通常不是很明显抱怨问题。纯电动汽车电动压缩机的转速是根据制冷、制热需求进行转速调整。电动车的制冷、制热需求量比传统汽油车需求更大，不仅包含车内乘客的需求，还包含电池制冷或保温等需求。夏天怠速工况、原地充电工况下，压缩机可以达到4000～8000rpm。另一方面，电动车压缩机噪声没有发动机进行掩蔽，噪声变得更单纯、清晰。电动压缩机常用工作转速及负载都高于传统汽油车压缩机。如果噪声处理不好，非常容易引起客户抱怨。电动压缩机噪声、振动成为电动车NVH 开发中一个关键课题。

2 问题描述

某一电动车在开发阶段，压缩机转速扫频，其中经过2400rpm 产生了明显的轰鸣声和方向盘抖动；经过4800rpm 车内产生轰鸣；经过6000rpm 车内产生轰鸣等问题。以上转速也是常用转速，因此以上问题极易引起客户抱怨，需分析解决。

此论文针对以上问题，从源、路径、响应等环节详细分析、研究，最终得到完美解决。

3 压缩机台架本体振动、噪声

此压缩机在零部件台架上进行零部件本体全转速段800～8000rpm 升速扫描测试时，支架主动端振动线性增加，近场噪声也是随转速升高线性增加。初步判断该问题不是压缩机本体振动、噪声导致车内噪声的不线性变化。车内压缩机扫频引起的多个转速段轰鸣问题，可能是压缩机系统和整车集成不匹配引起。

图1 压缩机支架模态优化

于是针对该问题从压缩机安装结构、压缩机安装点传函以及车内声腔模态耦合等进行了相关性分析研究。

4 压缩机支架弹性体模态的研究

压缩机常用转速800～8000rpm，为避免压缩机本体振动引起与支架共振问题，压缩机安装支架弹性体模态设定目标为380Hz。目标值高于8000rpm 下1 阶&2 阶共振频率值倍以上。

最初压缩机安装支架设计成钣金焊接支架。仿真弹性体模态225Hz，不能满足设定目标。鉴于提升支架模态和轻量化设计，压缩机支架由焊接钣金件改成铸铝件；经过多轮拓扑仿真结构优化，最终总重量减少1Kg，模态提升到385Hz，满足目标要求。

5 压缩机隔振：一级、二级隔振系统分析

根据单自由度质量、弹簧系统和双自由度质量、弹簧系统传递率分析，二级隔振方案有利于减少高频振动传递率。本压缩机隔振系统采纳二级隔振方案。

压缩机和衬套可简化成质量、弹簧、阻尼系统；本压缩机采用上、下各3 个衬套组成的二级隔振方案。上面三个衬套与压缩机相连，下面三个衬套安装在副车架上。

具体隔振简化分析模型及公式如下：（图2）

图2 单自由度系统双自由度系统

式（1）单自由度系统振动方程，隔振率如式（2）

双自由度系统振动方程：

隔振率公式4

根据上式2 和式4 得传递率（隔振率导数）曲线如下：(图3)

图3 压缩机系统传递率

①在同一方向，二级隔振有两个共振峰，一级隔振一个共振峰。

②单级隔振在倍激励与共振频率比以后起隔振作用；二级隔振在二次共振峰后大于倍频率比起隔振作用。

③二级隔振高频隔振效果显然好于一级隔振；但低频区间差于一级隔振。

④不论一级隔振、二级隔振，橡胶刚度的降低有利于将共振峰频率降低和减小幅值。上图可见，45N/mm 刚度衬套传递率差于15N/mm 刚度衬套。

为更好提升二级隔振得性能，第一个共振峰频率越低越好。最好控制在压缩机不常用转速范围内。

6 不同衬套刚度下车内刚体模态的研究

压缩机系统类似动力总成悬置系统，一级隔振存在6 自由度刚体模态，双级隔振存在12 个自由度刚体模态。

压缩机在扫频时，扫频基频频率遇到刚体模态频率总是会共振。通常通过减小传递率可减小被动端共振峰峰值。这些被动端振动通过车身传递到车内，当这些刚体模态的共振峰频率与子系统模态或声腔模态频率接近、耦合时，易引起子系统共振或声腔共鸣产生轰鸣噪声。

因此，需要把刚体模态频率避开常用转速范围内的激励频率、子系统模态和声腔模态，避免压缩机激励导致的整车系统共振。

该车辆最初在2400rpm 产生轰鸣声和方向盘抖动，4800rpm 车内轰鸣声，6000rpm 车内轰鸣声等问题，是系统内存在40Hz，80Hz和100Hz 声腔模态和压缩机系统的刚体模态耦合。见图4。

图4 压缩机系统刚体模态

最终通过改变橡胶衬套的材料、结构等方式调整橡胶衬套的刚度。这些衬套刚度会产生不同的刚体模态，不同衬套刚度的压缩机系统刚体见以下模态规划分布表。

进行了15N/mm、18N/mm、25N/mm、45N/mm 以及55N/mm 刚度的衬套进行了刚体模态分析。结果在以下的刚体模态规划表1；

表1 压缩机系统刚体模态规划表

通过实车压缩机综合频响曲线（见图5）及车内噪声验证（见图6），在18N/mm 及25N/mm 刚度下，整个转速段，升速扫描，车内噪声线性上升，没有轰鸣发生。最终NVH建议橡胶衬套锁定在公差18～25N/mm 之间。耐久团队也同步评估该刚度衬套的耐久性能。

图5 压缩机综合频响曲线

图6 不同衬套刚度下车内噪声

7 标定策略优化

燃油车压缩机通过附件皮带与发动机连接，传统压缩机转速由发动机转速* 速比进行控制。当发动机升速时，压缩机以固定速比倍数同步升速，会经过转速范围内任何转速。

电动压缩机通常采用PWM 控制，根据热管理需求进行实时调整。为提升NVH 性能，可以根据标定策略，通过软件方式控制压缩机不长时间停留在某些转速，从而避开共振频率，让压缩机避开某些特定声腔模态、子系统模态频率，避开了共振的风险转速。但最高转速直接影响最大制热和制冷能力，此转速较难规避。

8 结论

本文通过对某型纯电动汽车压缩机振动噪声研究，影响系统的关键因素结论如下：

①压缩机的刚体模态需与压缩机常用转速段的激励进行避频。

②压缩机刚体模态需与方向盘、仪表台、整车等子系统模态进行避频。避免方向盘共振，仪表台共振，整车模态共振等。

③压缩机刚体模态需与整车声腔模态避频，避免产生整车轰鸣声。

④二级隔振有利于高频隔振，但需关注低频晃动。

⑤低刚度衬套有利于提升隔振率，但需考虑耐久问题。

作者：朱志文

恒大恒驰新能源汽车研究院

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