车内空调压缩机异响的控制实验

常晶晶，丁 康，李永焯

（华南理工大学 机械与汽车工程学院，广州 510641）

车内空调压缩机异响的控制实验

常晶晶，丁 康，李永焯

（华南理工大学 机械与汽车工程学院，广州 510641）

某车型空调开启后，发动机转速升至2 400 r/min附近时车内产生明显的异响声。试验排除了压缩机本体振动过大、压缩机振动经空调管路放大的可能性后，通过传递函数测试及发动机悬置支架模态测试，确定右悬置支架的一阶固有频率与压缩机在该工况下的工作频率耦合产生共振，是导致车内产生异响声的根本原因。通过改进支架结构提高其一阶固有频率，避开了常用转速下压缩机的工作频率范围。将改进后的悬置支架装车验证，结果表明车内异响得以明显改善。这种研究方法对改善同类汽车异响问题具有重要的实际意义。

声学；车内噪声；压缩机；传递函数；耦合共振

随着人们对汽车舒适性要求的不断提高，各大汽车厂商均致力于改善汽车的噪声、振动与声振粗糙度（Noise Vibration And Harshness，简称NVH），并以此作为企业的核心竞争力。空调压缩机直接或通过支架安装在发动机上，其振动直接传递到车内或引起其它附件的共振进而传递到车内，因此压缩机引起的振动噪声问题日益被重视[1-3]。

Naga Suresh等通过改变压缩机与发动机的传动比来改变压缩机的工作频率，从而解决了压缩机的4阶工作频率与车架共振所导致的车内地板振动问题[4]。朱武爱通过重新匹配压缩机与发动机的传动比解决压缩机与发动机的拍频问题[5]。李嘉通等通过填充减重挖孔及改变结构表面的筋条布置有效提高了支架总成的低阶固有频率，避开了发动机工作下的共振频带[6]。李冰通过给空调管路加装消声器解决了一定发动机转速下产生的轰鸣噪声问题[7]。目前对压缩机引起的振动噪声研究主要集中在压缩机支架引起的共振、空调系统管路的减振降噪和发动机与压缩机造成的拍频问题等方面，通过发动机悬置支架的改进来解决压缩机异响的实例较少。

针对某车型在发动机转速2 400 r/min附近时开空调产生的异响噪声问题进行研究。通过定置升速测试和传递函数测试等方法，找到了导致该异响问题的根本原因。在对悬置支架进行改进后，通过频响函数测试和定置升速测试等方法验证了悬置支架的改进对开空调导致的异响问题的改善效果。寻找车内异响源的方法可适用于其他汽车产生的振动噪声问题，同时为汽车工程领域悬置支架导致的空调压缩机NVH问题研究提供了案例支持。

1 异响源的诊断与研究

某车型汽车在开空调加速到2 400 r/min附近时，车内听到明显的异响声，使乘客感觉不适，乘坐舒适性较差。该车型空调系统使用的压缩机为7缸轴向活塞式压缩机，压缩机与发动机缸体之间通过螺栓刚性连接。

1.1 定置升速车内噪声测试结果分析

对样车进行定置升速试验。试验要求整车在开空调工况下发动机转速从1 000 r/min提升到3 200 r/min，整个过程相当于一次激励扫频过程，主要考察发动机激励是否引起车身系统共振以及由哪些阶次的频率引发共振。试验过程中用麦克风测量驾驶员右耳和压缩机近场声压级，用加速度传感器测试压缩机本体振动。

图1为开空调定置升速过程中测试所得驾驶员右耳噪声瀑布图，车内噪声出现以346 Hz为中心的共振频带，当发动机转速在2 400 r/min附近时噪声共振非常明显。该转速下压缩机工作频率为

图1 定置升速驾驶员右耳噪声瀑布图

由于该频率与共振频率非常接近，由此初步估计2 400 r/min时车内出现的异响与压缩机工作有关[8]。

在研究旋转部件时，定义参考轴转频为基频（1阶），其它轴或部件频率为参考轴转频的倍数，称为阶次。将发动机曲轴设为参考轴，压缩机工作相对曲轴的阶次为

压缩机速比（1.22）×缸数（7）=8.54

对瀑布图进行阶次切片，得到车内噪声、压缩机近场噪声以及压缩机本体振动的8.5阶阶次曲线如图2所示。

图2 定置升速车内噪声、压缩机振动及近场噪声8.5阶阶次图

可见，开空调情况下，当发动机转速在2 400 r/min附近时，车内8.5阶噪声曲线出现明显峰值。而压缩机近场噪声及本体振动的8.5阶曲线均未在此出现较大峰值，可以排除压缩机本体振动过大导致该异响的可能性。为了进一步查找该异响产生的原因，对压缩机到车内的传递路径进行分析与研究。

1.2 传递函数测试分析

压缩机向车内传递噪声的路径包括结构传递路径和空气传播路径[9]，在低频范围内通常只考虑结构振动对车内噪声的贡献。

采用力锤激励法测试结构噪声传递函数。激励点为压缩机安装点Y向，响应点为驾驶员右耳。测得压缩机本体Y向到驾驶员右耳的结构噪声传递函数如图3中虚线所示。

图3 压缩机本体Y向到车内的结构噪声传递函数幅频特性

在343 Hz处传递函数出现峰值，该峰值频率与前述定置升速试验中出现的共振带频率（346 Hz）接近，故可断定该车2 400 r/min附近出现的异响问题与压缩机到车内的结构传递路径相关。

压缩机到车内的结构传递路径主要有：

(1)压缩机振动通过空调管路传递到车身。

(2)压缩机振动传递到发动机本体后，通过悬置系统传递到车身。

将压缩机高、低压管断开，测试从压缩机本体Y向到驾驶员右耳旁的结构噪声传递函数，结果如图3中实线所示。可见，断开压缩机高、低压管前后，压缩机本体Y向到驾驶员右耳旁的结构噪声传递函数幅值在340 Hz附近无变化，因此排除了压缩机振动经空调管路放大的可能性。

该车型汽车的动力总成横向布置，由左悬置、右悬置和防扭拉杆支承。为提高试验准确性，排除振动通过空调高低压管传递造成的误差，断开高、低压管后在各个悬置与车身侧连接点Y向施加力激励，测试得到各悬置被动端到车内的结构噪声传递函数，如图4所示，左悬置、右悬置及防扭拉杆的被动端到驾驶员右耳旁的结构噪声传递函数均未在340 Hz附近出现峰值，表明车身结构传递到车内的结构噪声并无异常。

图4 悬置被动端Y向到车内的结构噪声传递函数幅频特性

图5 右悬置Y向到车内的结构噪声传递函数幅频特性

将力激励点改为各个悬置与发动机侧连接点Y向，响应点仍为驾驶员右耳，得到各悬置主动端到车内的结构噪声传递函数。结果显示仅右悬置主动端在340 Hz附近出现明显峰值。图5为右悬置主被动端到驾驶员右耳的结构噪声传递函数，在大部分频段内，右悬置被动端到驾驶员右耳的结构噪声传递函数幅值均比主动端大20 dB～25 dB，表明右悬置总体隔振性能良好。但在340 Hz附近，主动端传递函数幅值异常，甚至超过被动端，表明该频段振动经右悬置传递时被放大，推测压缩机工作频率（342 Hz）与右悬置支架固有频率接近而引起共振。

1.3 右悬置支架的模态测试分析

为验证该猜想，进行右悬置支架模态测试。整车约束状态下[10]，发动机右悬置支架原点频响函数测试曲线如图6中实线所示。

图6 右悬置支架的频响函数曲线

可见，右悬置支架1阶固有频率为338 Hz，与压缩机的工作频率（342 Hz）接近。由此可以断定在发动机转速2 400 r/min附近时，开空调车内产生的异响噪声是压缩机激振频率与发动机右悬置支架模态频率耦合产生共振所致。

2 右悬置支架改进方案的提出与验证

2.1 改进方案的提出

该车右悬置支架包括右悬置托臂和发动机侧支架。

图7 发动机右悬置支架结构

为避免共振现象发生，提高支架的整体刚度，对原右悬置支架提出三点改进方案：将悬置托臂由铸铁改为铸铝，改变悬置托臂与发动机侧支架之间的安装孔位，通过布置加强筋改善发动机侧支架的结构。改进前后支架结构如图7所示。

2.2 改进方案模态试验验证

对改进后的右悬置支架进行整车约束状态下的原点频响测试，结果如图6中虚线所示，支架一阶固有频率从338 Hz提高到480 Hz，右悬置支架的结构动态特性有了明显的改善，整体刚度得以提高。

2.3 改进方案定置升速试验验证

为了进一步验证改进的效果，对整车进行定置升速试验。定置升速试验要求与前述试验相同，试验所得改进后的开空调驾驶员右耳声压级总值曲线与改进前曲线对比如图8所示。

图8 定置升速驾驶员右耳噪声总值曲线

结果显示，改进支架后测得的车内噪声随转速逐渐上升，在2 750 r/min前均明显低于改进前测得结果，声压级于转速2 368 r/min时为56.3 dB(A)，比起原状态下降3个dB(A)，未出现明显峰值。在2 750 r/min后声压级较改进前稍大，但由于整体趋势平缓无明显峰值，车内乘员主观感受不明显，原状态右悬置支架带来的共振问题得以有效解决。

图9为定置升速工况驾驶员右耳噪声瀑布图，在335 Hz附近无明显共振带，但当转速升至3 400 r/min时，480 Hz附近出现了大面积的亮带。改进后右悬置支架1阶固有频率提升至480 Hz，但在发动机加速过程中，压缩机的工作频率经过该频率时仍会激起共振，此为该现象出现的根本原因。这一过程在发动机升速过程中无法避免，因此只能通过提升悬置支架固有频率将该共振转速提高。

图9 改进后定置升速驾驶员右耳噪声瀑布图

对比图1和图9可以看出，改进悬置支架后，发动机2阶噪声明显，成为车内噪声主要贡献因素。共振噪声不再集中在较窄的频率带内，声压值也有所降低，其峰值低于发动机2阶噪声峰值，此时共振噪声被发动机噪声所掩盖，主观感受并不明显。以上验证了改进方案的可行性。

3 结语

(1)压缩机近场噪声及本体振动的8.5阶阶次曲线未在2 400 r/min附近出现峰值，由此排除压缩机本体振动过大导致异响的可能性。断开压缩机高、低压管前后，压缩机本体到驾驶员右耳旁的结构噪声传递函数幅值在340 Hz附近无变化，由此排除了压缩机振动经空调管路放大的可能性。

(2)右悬置主动端到驾驶员右耳的结构噪声传递函数在340 Hz附近出现峰值，右悬置支架模态测试结果显示右悬置支架1阶固有频率为338 Hz，与压缩机的工作频率（342 Hz）接近，由此判断压缩机振动激起右悬置支架系统的1阶模态产生共振是导致轰鸣噪声的根本原因。

(3)通过改变支架材料、安装孔位及加强筋的布置对支架结构进行了改进，有效提高了右悬置支架的1阶固有频率，避开了常用转速下压缩机的工作频率，使该异响问题得以解决。

(4)通过定置升速瀑布图中的共振频带判断与异响产生相关的部件，首先怀疑该部件本体振动过大导致异响并通过验证排除，其次怀疑该部件到车内的结构传递路径上产生共振，并由结构噪声传递函数测试及模态测试结果验证，再通过对结构的改进解决了异响问题。文中采用的异响源查找方法及改进方法可用于同类汽车异响问题的研究。

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Experiments of InteriorAbnormal Noise Control of Cars Caused byAir Conditioning Compressors

CHANG Jing-jing,DING Kang,LI Yong-zhuo
(School of Mechanical andAutomotive Engineering,South China University of Technology, Guangzhou 510641,China)

A vehicle has an abnormal noise problem when the air conditioning is turned on and the engine speed reaches about 2 400 r/min.Through the test,it is confirmed that the vibration of the compressor’s body and the vibration enlargement effect of the air conditioner’s pipeline do not induce the abnormal noise.Then,through the transfer function test and the modal analysis of the engine suspension bracket,it is found that the working frequency of the air compressor is close to the first natural frequency of the engine bracket.Their resonance is the fundamental reason for the abnormal noise inside the vehicle.By improving the structure of the bracket,its first natural frequency is raised and much higher than the working frequency of the compressor.The improved bracket is installed in the vehicle and tested.The result shows that the abnormal noise is reduced obviously.This study method may be significant for reducing the abnormal noise of the same kind vehicles.

acoustics;interior noise;compressor;transfer function;coupling resonance

U467.4+93

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.06.041

1006-1355(2016)06-0206-04

2016-06-30

常晶晶（1992-），女，安徽省淮北市人，硕士生，主要研究方向为机械振动信号处理与故障诊断、车辆NVH测试与分析。E-mail:changjing128@163.com

丁康，男，博士研究生导师。E-mail:kding@scut.edu.cn