汽车空调管路振动异响分析与试验研究

陈江艳 杨诚 贺岩松

（1.重庆大学，汽车工程学院，重庆 400030；2.重庆超力高科技股份有限公司，重庆 401122）

1 前言

汽车空调系统主要由压缩机、膨胀阀、蒸发器、冷凝器、管路等核心零部件组成，是汽车主要噪声源之一[1-2]，降低其振动噪声对提升整车品质和驾乘舒适性至关重要。

压缩机、空调箱、膨胀阀等零部件是汽车空调系统的主要噪声源，国内外学者[3-7]运用仿真分析、试验测试等方法研究了其发声机理和控制措施并取得了诸多成果。汽车空调管路并非运转部件，其振动噪声问题常被忽略。研究表明，管道系统受外界激励时，极易因流固耦合共振而产生空气噪声和结构噪声[8-11]。汽车空调管路受发动机舱安装空间及工作环境限制，具有直径小、管壁薄、质量轻以及支撑简单等特点，在受到发动机、压缩机等外界激励时，必然存在振动噪声风险。相比汽车空调的工作噪声，异响常与故障关联，因此对用户体验影响更大。杨诚等[12-13]运用传递路径法、分别运行法、增量分析法、小波分析法等方法对汽车空调异响进行诊断分析，积累了一些成功经验。

本文针对某汽车空调管路振动异响问题，采用横向对比、主观评价、频谱分析、台架试验模拟、CAE 仿真等方法对故障车及实车空调系统进行试验诊断分析，确认该车型空调管路振动异响的根本原因，逐一分析拟定改进措施，并进行实车验证。

2 问题描述与实车调查

2.1 问题描述

售后市场反馈某畅销车型（发动机排量1.5 L）存在严重异响问题，故障现象为开启空调期间驾驶舱内出现间歇性“哒哒”异响，噪声持续1～2 s。在10分制等级评分法主观评价中得分为1分，即所有驾乘人员均能识别该异响，且不能忍受。

在问题处置前期共收到与该故障问题相关的市场反馈20 余例，主要集中于海南、广州等热带区域，随着气温升高，故障反馈数量持续增加，所涉市场区域不断扩大。更换空调系统零部件等常规维修措施无明显效果。通过市场走访调查，得到该异响具有以下特征：

a.异响主要发生于压缩机停机瞬间，伴随有空调高压液体管路（冷凝器到膨胀阀段）剧烈振动。

b.故障与空调系统压力密切相关，当通过遮挡冷凝器进风口提高系统压力时，故障现象加剧，当通过增加冷凝器进风量降低系统压力时，故障现象消失。

横向对比调查结果表明，相似配置车型未发生振动异响现象，除管路走向外，其与问题车型的差异主要表现为冷凝器换热能力更强、发动机（1.4T）动力更充沛。

2.2 实车测试分析

为查明故障原因，采用LMS 噪声振动采集系统对典型故障车辆进行测试。在驾驶员右耳处布置麦克风，在膨胀阀入口、管路加注阀处布置振动传感器，如图1所示。

图1 实车传感器布置

车辆静置于高温强日照环境，发动机处于怠速状态，空调设置为全冷内循环吹面模式，风量设置为1挡，采集实车振动异响数据并处理分析，获得振动异响频谱云图，如图2所示。

图2 实车振动噪声频谱云图

由图2 可知，振动异响持续1～2 s，其频谱呈现为宽频带特征，主要分布于500 Hz 以内，其中以47 Hz、94 Hz、141 Hz 等频率最为明显。通过总值计算，异响发生时管路振动加速度由0.13g上升到3.69g（g为重力加速度），车内噪声由47.6 dB(A)增加到51.8 dB(A)，管路振动及车内噪声均明显增加。

尝试采取松开固定支点、管路增加配重块、更换压缩机结构形式、改变压缩机传动比等措施进行优化，振动异响现象依然存在，但声音频率及出现频次略有差异。

2.3 原因分析及探讨

根据部分学者[14-15]对管道系统振动噪声及水击现象的研究，有压管道中的阀门突然开启、关闭或水泵突然停止工作会致使流体流速急剧改变，引发管内压强大幅度交替升降并以一定的速度在管内传播及反射，其压强一般可以达到流体原压强的数十倍。水击产生振动噪声，甚至可能造成管道破损，酿成重大事故。

由儒可夫斯基公式[16]可计算水击产生的最大压强：

式中，ΔH为压头变化；Δv为液体流速变化量；a为液体中波速。

水击发生时，受到的最大水击压强为P=ρgΔH，其中ρ为液体密度。

管道液体流量Q的计算公式为：

式中，A为管道横截面积；v为液体流速；μ为流量系数；ΔP为压力差。

由于儒可夫斯基公式假设流速变化在极短时间内发生，不考虑反射波共同作用并忽略摩擦阻力影响，因此计算结果反映的是可能出现的最大压强，一般用于趋势判断和数量级的估计。由上述公式可知，流体压差越大，流速越快，在流体瞬间停止时其产生的水击压强越大。

该空调系统振动异响出现于压缩机停机瞬间的高压液体管路中，并与系统压力大小息息相关，根据故障特征及其他实车排查验证结果可推断该振动异响故障由空调系统水击产生。

3 故障再现与诊断确认

3.1 系统台架模拟及试验研究

为验证该振动异响由空调系统水击产生这一推论，并排除整车其他部件的影响，利用佐竹汽车空调系统综合试验台架搭建该汽车空调实车系统进行故障工况模拟。

在膨胀阀入口和出口、蒸发器入口和出口、压缩机吸气口和排气口分别布置振动加速度传感器，在管路低压加注阀和高压加注阀处分别设置脉动压力传感器。搭建的汽车空调实车系统如图3所示。

图3 实车空调系统试验台架

通过试验台架模拟高负荷频繁启停工况，系统出现与故障车相同的振动异响现象。进一步采集台架试验数据进行处理分析，异响发生时各位置振动加速度由大到小依次为高压加注阀、膨胀阀入口、冷凝器出口、膨胀阀出口、冷凝器入口、压缩机排气口、压缩机吸气口，与实车的主观感受一致，上述结果表明，高压液体管振动最为剧烈。

选取膨胀阀入口与高压加注阀2 处振动数据进行频谱分析，其频谱云图如图4所示。

图4 系统台架振动频谱云图

由图4可知，系统台架振动频谱特征与实车测试反馈的频谱特征一致，均为宽频带，突显频率呈现倍频特征，均在47 Hz、94 Hz、141 Hz等附近。

以振动最大的高压加注阀位置为例，对比实车与系统台架振动加速度总值，如图5所示。

图5 实车与系统台架振动总值对比

由图5可知，实车与系统台架在高压加注阀位置振动量级相当，系统台架的振动加速度在1.84～8.62g范围内，波动较大，人为控制系统台架频繁启停是该加速度值波动变化较大的主要原因。台架模拟排除了整车其他因素的影响，因此故障再现说明该振动异响问题主要由空调系统自身产生。

进一步采集空调管路脉动压力数据并处理分析，获得空调系统脉动频谱云图，如图6所示。

图6 实车台架脉动谱云图

在振动异响发生时，高压液体管内存在明显的液体冲击，能量主要分布于47 Hz、94 Hz、141 Hz 等频率附近，与实车及试验台架呈现的振动异响频率一致。经过计算，高压液体管内最大压强总值达到16.6 MPa。

由台架脉动及振动频谱分析结果可判断该振动异响由液体冲击造成，即在压缩机停机瞬间，高压液体管内发生水击，巨大的压强冲击管壁从而产生振动噪声。

3.2 关键零部件分析及故障诊断确认

陈世超[17]等研究表明，阀门关闭速度及关闭方式、管长、液体压力及流速等因素对水击强度有显著影响。阀及管道是产生水击现象的关键零部件，采用ANSYS软件分别对膨胀阀、高压液体管进行模态仿真分析以获得模态参数，得到水击产生振动异响的机理。

3.2.1 膨胀阀结构及仿真分析

该汽车空调所用膨胀阀为H型膨胀阀，其结构及工作原理如图7所示。

图7 H型膨胀阀结构及工作原理

动力头根据蒸发器出口的制冷剂温度改变作用在膜片上的压力F1，通过膜片推动顶杆，顶杆推动阀芯，从而改变阀门的开度。在稳定状态，向上的弹簧弹力F3、蒸发器出口压力F2与向下的膜片压力F1处于平衡状态。在开、关机瞬间，由于F2突然变化，而动力头感知温度变化存在延迟，F1不会立即响应，力平衡打破而导致阀芯部件突然开启或关闭，对空调系统中的流体造成冲击，存在水击风险。

根据膨胀阀内部运动部件受力及约束，提取仿真分析的边界条件并通过移除阻尼夹、密封圈等零部件的方式对模型进行简化，其中运动部件的边界条件如下：材料为0Cr18Ni9（SUS304），密度为7 930 kg/m3，弹性模量为193 GPa，泊松比为0.3，划分网格104 364个。所建立的有限元模型如图8所示。

图8 膨胀阀有限元模型

经仿真计算，热力膨胀阀运动部件1～6阶模态频率依次为972 Hz、2 032 Hz、2 259 Hz、2 334 Hz、2 433 Hz、2 994 Hz，其对应前6阶振型如图9所示。

图9 膨胀阀有限元模态分析结果

由膨胀阀运动部件仿真分析结果可知，其固有频率较高，自身被激励共振而产生异响的风险小。

3.2.2 管路结构及仿真分析

管路及固定支架的边界条件如下：材料为3003 铝合金，密度为2 700 kg/m3，弹性模量为69 GPa，泊松比为0.33，划分网格103 354个。

空调系统冷冻油采用PAG100，密度约为999 kg/m3，制冷剂为R134a，在2 MPa 压力下饱和液体密度约为1 008.3 kg/m3。随制冷剂循环的含油率约为3%～5%，为简化计算，定义该高压液体管中液体密度为1 008 kg/m3。该段管路含液体制冷剂体积为50.5 mL，质量为50.9 g，将液体质量及压力均布于管路内表面。

根据高压液体管实际固定情况进行约束，其有限元模型如图10所示。

图10 管路有限元模型

经仿真分析，高压液体管前6 阶固有频率分别为58 Hz、91 Hz、104 Hz、116 Hz、124 Hz、160 Hz。由仿真结果可知，管路固有频率较低，在汽车发动机及空调压缩机的工作转动频率范围内，并对比实车及台架测试频谱，脉动激励频率94 Hz 与管路2 阶固有频率91 Hz 相近，存在共振风险。

基于上述分析，可确定该振动异响形成机理为：压缩机停机瞬间，膨胀阀阀芯因力平衡打破而快速关闭，致使高压液体管中制冷剂流速突变，进而形成“水击”冲击高压液体管，激励频率与管路模态频率吻合进一步加剧管路振动，从而激发产生“哒哒”异响。

4 改进措施与效果验证

4.1 改进措施分析

针对该振动异响问题，基于“源-路径-响应”的NVH分析方法逐一分析并进行验证。源头上可采取增加冷凝器散热能力（降低系统压力，减小水击能量）、延长膨胀阀关闭时间或缩短管路长度（避免直接水击）等措施；传递路径上可采取增加容积式消声器措施降低水击强度；管路响应方面可采取调整管路结构、增加管路强度及固定约束点等措施防止共振。

因实车结构限制及工程化应用需要，加强冷凝器散热能力、调整管路长度、优化管路结构及增加约束点等措施可实施性差，拟采用为高压液体管增加容积式消声器及增大内摩力延迟阀芯关闭时间2 个方案进行样件试制及实车验证。

4.2 实车验证

在故障车上分别验证膨胀阀增大内摩力方案和高压液体管增加消声器方案（见图11）并进行振动测试分析，运行工况及振动传感器布置与前期测试保持一致。

图11 带消声器的改善样件

2种改善方案均无异响产生，停机瞬间高压液体管振动无明显增加。10分制主观评价得分为8分，即专业人员无法察觉，对声音评价满意，故2 种改善方案均能满足改进要求。

采集压缩机启停过程振动加速度数据进行对比分析，以高压加注阀处振动加速度为例，改善方案的频谱云图对比如图12所示，加速度总值对比如图13所示。

图12 改进样件频谱云图

由图12、图13 可知，2 种改进方案在停机瞬间的振动频谱具有相似特征，冲击特征依然存在，与原方案相似，只是量级大幅减小。应用改进方案后，振动加速度峰值均在0.3g以下，压缩机开启和关闭瞬间，振动加速度增加量小于0.1g，振动量级只有改善前的1/10。

图13 改进样件振动加速度总值

基于工程化需要，综合考虑成本、周期因素，该车型批量采用增加膨胀阀内摩力措施，解决了振动异响问题。

5 结束语

本文运用主观评价、横向对比、频谱分析、台架试验模拟以及CAE仿真等方法对某汽车空调振动异响问题进行诊断分析，确定了汽车空调系统“水击”导致管路振动异响的故障模式，拟定改进措施，并在实车上进行了有效性验证。结果表明，加大膨胀阀内摩力和管路增加扩张型消声器措施可有效处置“水击”导致的空调管路振动异响问题。