汽車空調系統(tǒng)制冷劑流動噪聲研究及性能優(yōu)化

張振宇， 王理楠， 陳江平

(上海交通大學 制冷研究所， 上海 200240)

汽車空調制冷系統(tǒng)主要由壓縮機、空調箱、冷凝器、膨脹閥等部件組成.目前，國內(nèi)大多數(shù)汽車廠商為了控制整車成本，壓縮機采用定排量壓縮機.制冷工況下，壓縮機需要不斷地啟停，在啟動后的一段時間內(nèi)會產(chǎn)生高頻異響，停止之后也存在異響，但是和啟動前相比，異響較小，這里不作研究.這一過程涉及到制冷劑的兩相流動、噪聲的傳遞、激勵等，是一個多專業(yè)交叉的問題.

張立軍等[1]在臺架上研究了斜盤式壓縮機在怠速工況下的噪聲問題.汽車空調制冷噪聲是一個系統(tǒng)的問題，涉及到系統(tǒng)的各個部件.Rodarte等[2]從膨脹閥下游管壁傳遞噪聲的角度研究了熱力膨脹閥的噪聲問題，由膨脹閥產(chǎn)生的噪聲，通過管壁振動，經(jīng)過蒸發(fā)器放大，傳遞至車內(nèi).Ng[3]認為閥內(nèi)噪聲是由閥后漩渦脫離引起的.Koberstein等[4]對熱力膨脹閥制冷系統(tǒng)的噪聲源進行了識別，從進氣管插入深度方面研究6.00 kHz高頻噪聲問題.張坻等[5]對管道中的氣液兩相流進行了模擬，研究發(fā)現(xiàn)氣泡的產(chǎn)生發(fā)展及湍流的壓力脈動是噪聲產(chǎn)生的根本原因.目前大多數(shù)工作主要是從隔音的角度進行研究，本文在隔音減振的基礎上，通過減少兩相流的流動達到提升汽車冷卻系統(tǒng)NVH(Noise、Vibration、Harshness，即噪聲、振動與聲振粗糙度)性能的目的.

減小氣液兩相流動在本實驗中即減小氣態(tài)和液態(tài)制冷劑同時流過膨脹閥.相較于單相流動，兩相流湍流會引起壓力或者速度的脈動導致噪聲的產(chǎn)生.在本實驗過程中，通過對閥球與閥體接觸處開孔使得在系統(tǒng)啟動后，氣態(tài)制冷劑先通過小孔，之后壓力達到一定程度后，液態(tài)制冷劑頂開閥球通過膨脹閥，通過這種方式減少兩相流，盡可能使得單相流體流過膨脹閥.

1 噪聲源識別及產(chǎn)生的機理

1.1 實車噪聲源識別

汽車制冷系統(tǒng)由多個部件組成，產(chǎn)生噪聲的原因是復雜的.系統(tǒng)的每個部件之間關系緊密，不能僅從某一局部進行分析優(yōu)化.在實車開空調的瞬間，壓縮機啟動，制冷系統(tǒng)開始工作，此時會產(chǎn)生高頻異響，影響整車的舒適性.

本文所采用的噪聲識別設備為keyVES-M便攜式聲學相機，其工作原理是基于一系列的傳聲器陣列，利用聲波傳遞到傳聲器的相位差確定聲源的位置，再通過陣列信號處理算法將聲音轉化為可視化的圖，通過照片和視頻的形式幫助使用人員迅速地找到噪聲源.圖1為聲學相機拍攝的噪聲源照片，從照片中可以看出在膨脹閥處出現(xiàn)了彩色的等高線圖，由中心向周圍擴散，噪聲值逐漸降低，由此可以判斷噪聲源為膨脹閥.

圖2 為膨脹閥的剖切圖，原閥采用平行充注的方式，上下頂桿分離、下頂桿偏細.這種分離結構與一體結構相比，容易發(fā)生振動，導致膨脹閥的NVH性能偏低.

圖1 噪聲源定位Fig.1 Noise location

圖2 閥剖切圖Fig.2 Section diagram

1.2 異響產(chǎn)生的機理

高頻異響的頻率在6 kHz以上，一般機械振動噪聲頻率很難達到.在整個制冷系統(tǒng)中，壓縮機作為系統(tǒng)運行的動力，將蒸發(fā)器內(nèi)的氣態(tài)制冷劑壓縮，送到冷凝器.冷凝器內(nèi)的液態(tài)制冷劑通過熱力膨脹閥節(jié)流降壓后進入蒸發(fā)器內(nèi)蒸發(fā)吸熱，帶走車內(nèi)的熱量.在制冷劑通過膨脹閥節(jié)流的過程中，微小氣泡破裂會產(chǎn)生高頻異響.付英杰等[6]在氣泡群振蕩及噪聲仿真中研究了尺度R在146.7 μm左右的氣泡.通過譜分析，該尺寸的氣泡自然振蕩頻率為22 kHz，遠高于高頻異響頻率的6 kHz.當單個氣泡組合形成氣泡群之后，且其半徑與單個氣泡半徑比為120時，產(chǎn)生的噪聲頻率約為6 kHz.實車上的高頻噪聲產(chǎn)生的機理即氣泡群氣泡群振蕩.

2 高頻異響臺架及實驗工況

在整車實驗測試過程中，一個微小的改動往往需要將整個HVAC(Heating, Ventilation and Air Conditioning，即暖通空調)從車內(nèi)拆除下來，更換完之后又裝上去，耗費大量的時間.因此，本實驗在臺架上復現(xiàn)進行，管路均采用實車管路，保證工況和實車工況接近.圖3所示為已經(jīng)安裝完成的實車管路.

圖4所示為隔音措施.實驗過程中，電機高速運轉導致背景噪聲過大，需要采取一定的措施對背景噪聲進行處理.建筑用玻璃棉具有良好的吸音特性，故將電機用玻璃棉阻隔，將外界噪聲影響降到最小，保證背景噪聲對測量結果無影響.同時在HVAC處布置隔音罩，內(nèi)部采用波浪型吸音棉，減少聲波在隔音罩里面的反射，保證實驗測量的準確性.

圖3 高低壓管路Fig.3 High and low pressure pipeline

圖4 隔音措施Fig.4 Sound insulation measures

圖5為實驗系統(tǒng)圖，制冷劑通過壓縮機壓縮，進入到冷凝器，通過冷凝風扇將熱量帶走，之后通過膨脹閥節(jié)流，在蒸發(fā)器中蒸發(fā)吸熱，最后回到壓縮機完成循環(huán).實驗前先將蒸發(fā)器室和冷凝器室的溫度和風量打到設定值，之后打開噪聲數(shù)據(jù)采集器，5 s后啟動系統(tǒng)，記錄15 s后關閉系統(tǒng)，再記錄5 s后停止數(shù)據(jù)采集.之后在相同工況下讓三位實驗員分別進行主管評價，綜合三人評價得出結論.

1—冷凝風扇，2—冷凝器，3—傳聲器，4—壓縮機，5—熱力膨脹閥，6—蒸發(fā)器，7—鼓風機圖5 實驗系統(tǒng)圖Fig.5 Experimental system diagram

高頻異響通過HVAC出風口傳遞至車內(nèi)，實驗用聲級計水平放置，對準出風口，位于出風口0.5 m處.蒸發(fā)器側干球溫度設置在27 ℃，相對濕度40%，風量320 m3/h，冷凝器側干球溫度設置在35 ℃，相對濕度40%，風量 2 700 m3/h.同時，為了還原實車的真實情況，制冷劑的充注量為550 g，與實車管路充注量保持一致.圖6給出了聲級計及出風口溫度布置位置.

圖6 出風溫度及聲級計布置Fig.6 Outflow temperature and sound level meter arrangement

實驗臺臺架中的電動機與實車發(fā)動機不同，需要對壓縮機的轉速重新進行標定以還原實車在不同工況下的高頻異響.轉速標定按照臺架電動機輸出功率與壓縮機轉速一一對應的關系進行.表1為壓縮機轉速標定的結果.

表1 壓縮機轉速標定Tab.1 Calibration of compressor speed

3 高頻異響優(yōu)化

針對上述高頻異響產(chǎn)生的機理，本文主要從以下幾個方面進行考慮，首先是對熱力膨脹閥本身進行改進，原閥的動作值為0.18，平行充注，從閥動作值角度進行優(yōu)化；其次采用小孔消聲器來約束氣泡群的大小，或者通過加裝消音器等進行優(yōu)化.

以原狀態(tài)作為基準進行分析對比，對其聲壓級進行測量.從人員主觀感受及聲壓級瀑布圖這兩方面進行結果評價.在主觀感受方面，實驗分別采用三位不同的實驗人員對噪聲進行主觀評價，綜合三人感受得出結論.原狀態(tài)下，吸離合后立即出現(xiàn)高頻異響，持續(xù)時間約為10 s，聲音明顯.

圖7 原狀態(tài)瀑布圖Fig.7 Original waterfall map

圖7為原狀態(tài)第一次吸離合時的瀑布圖.實驗在5 s時第一次吸離合，隨后經(jīng)過2.5 s，出現(xiàn)高頻異響，在7～8 kHz區(qū)間出現(xiàn)了非常明顯的異響特征，持續(xù)時長約為15 s.在8 kHz以上也存在著異響，但噪聲值較低，約為十幾分貝，對人影響較小.從圖中出現(xiàn)的不同頻率的異響可以判斷在管路中出現(xiàn)了不同尺度的氣泡群.壓縮機啟動瞬間，系統(tǒng)由靜止狀態(tài)轉為運行狀態(tài).從壓縮機到膨脹閥這段管路中存在的氣體與來自壓縮機的液態(tài)制冷劑混合，形成氣液兩相流.當攜帶有氣泡群的液態(tài)制冷劑通過膨脹閥時，就會產(chǎn)生高頻異響.

3.1 小孔消聲器

小孔消聲器的本質是抗性消聲器，它將孔的尺寸和空腔深度進行組合，使得聲波在共振腔中來回的反射、干涉，達到消耗聲能的目的[7].

圖8為小孔消聲器的原理圖.聲音從左邊傳入，到達消聲器之后，聲波進入共振腔，不斷的反射和干涉.設計可以通過改變空腔深度D和小孔的直徑d來達到消除異響的目的.

圖8 小孔消聲器的原理圖Fig.8 Principle diagram of small hole muffler

小孔消聲器消聲的頻率計算公式為

其中：c為聲速，為聲音在R134a制冷劑中的傳播速度，在T=0 ℃、閥后壓力為0.3 MPa的工況下，c=621.71 m/s；p為穿孔率；l為小孔的有效頸長，

其中：t為板厚.

圖9所示為小孔消聲器的數(shù)模及實物.通過在蒸發(fā)器的進出口配管上加裝小孔消聲器以達到消除異響的目的.

對實驗進行主觀評價，在第一次壓縮機吸合時，高頻異響依舊存在，但是第二次及第三次壓縮機吸合時，人耳無法捕捉到高頻異響.

圖10為系統(tǒng)第一次吸離合時候的瀑布圖對比，可以發(fā)現(xiàn)9 kHz以上的聲音有所改善，聲音響度降低，且頻譜上的顏色變淺.9 kHz頻率以下的聲音響度降低的幅度較小.

圖9 小孔消聲器的數(shù)模及實物Fig.9 The mathematical model and reality of small hole muffler

圖10 第一次吸離合狀態(tài)對比Fig.10 Contrast of the first separation and reunion states

圖11為第二次吸離合時的瀑布圖，從圖中可以看出異響的顏色較淺，即小孔消聲器在第二次吸離合時仍存在異響的頻率，但是噪聲值降低，人耳無法捕捉到聲音，和主觀感受一致.

圖11 第二次吸離合狀態(tài)對比Fig.11 Contrast of the second separation and reunion state

3.2 膨脹閥結構優(yōu)化

高頻異響的產(chǎn)生是由于氣泡群振蕩，因此減少管路混合時的含氣率是提升汽車冷卻系統(tǒng)NVH的一種解決途徑.從膨脹閥的角度，如何在壓縮機啟動的前期讓氣態(tài)制冷劑盡可能的通過膨脹閥是解決高頻異響的一種思路.

閥內(nèi)部構造如圖12所示，主要由閥球、蝶形限位裝置、彈簧等零部件構成.為使壓縮機啟動前期氣態(tài)制冷劑流過膨脹閥，在閥體的閥球與閥體接觸處上加開小孔，并且將閥的動作值調高至0.21.在啟動瞬間，冷凝器至閥這段管路中的部分氣體會通過小孔，進入蒸發(fā)器，同時在調高動作值之后，閥的動作變慢，即在閥工作前，更多氣體從小孔處通過.

圖12 閥內(nèi)部構造Fig.12 Internal structure of valve

從實驗的主觀感受來看，壓縮機吸合后的5.5 s左右，即數(shù)據(jù)開始記錄后的10.5 s開始出現(xiàn)高頻異響.前1 s高頻異響較輕微，之后2 s響度稍有增加.整體來說，高頻異響出現(xiàn)往后移的趨勢，響度減小，NVH性能得到提升.

實驗測試結果如圖13所示，從圖中可知，在5 s壓縮機啟動的時候，出現(xiàn)了異響，但是由于噪聲值較低，主觀上無法感受到噪聲的存在.在12 s左右，瀑布圖中6～8 kHz處的顏色加深，可見此時異響增大，一直持續(xù)到了16 s.總體趨勢和主觀感受一致.與此同時，可以發(fā)現(xiàn)9～12 kHz之間頻譜異響消失，分析原因發(fā)現(xiàn)，在閥球與閥體接觸處開了小孔之后，冷凝器至閥之間管路的壓力降低，氣泡群尺度增大，使得高頻噪聲得到改善.

圖13 結構優(yōu)化后的瀑布圖Fig.13 Waterfall map after structural optimization

3.3 擴張式消音器

擴張式消音器[8]的原理是利用管道截面積的突變，使得原先沿著管道方向傳播的聲波往聲源方向反射回去，達到消聲的目的.圖14為蒸發(fā)器配管加裝消音器，通過主觀感受，加了消音器的制冷系統(tǒng)，異響響度有所減小，但卻出現(xiàn)了流水聲和吹氣泡聲，噪聲值較小.

從測試結果圖15看，在5 s的時候壓縮機啟動，7 kHz頻率以上的異響在瀑布圖中顏色已經(jīng)不太明顯，但是在2～3 kHz之間出現(xiàn)了顏色較深的一段，和主觀感受一致，分析原因發(fā)現(xiàn)配管和蒸發(fā)器呈一定的角度，導致液態(tài)制冷劑在消聲器處存在著一定的堆積， 此時制冷劑流過這段時就會出現(xiàn)流水聲和吹氣泡的聲音.在6～7 kHz之間，仍舊出現(xiàn)一段異響頻譜，顏色深度降低，說明高頻異響有所減弱，NVH性能得到提升.

圖14 蒸發(fā)器配管加消聲器Fig.14 Evaporator with silencer

圖15 消音器瀑布圖Fig.15 Waterfall with silencer

4 結論

通過對高頻異響產(chǎn)生的機理進行分析，發(fā)現(xiàn)高頻異響產(chǎn)生的原因是系統(tǒng)的初始運行狀態(tài)不穩(wěn)定，管路中出現(xiàn)氣液兩相流，形成氣泡群.

本文主要從減少氣液兩相流動的含氣率以及噪聲產(chǎn)生后的抗性消聲這兩個方面對高頻異響進行研究分析.減少含氣率相當于將氣液兩相流動轉化為單相流動，增加流動的穩(wěn)定性，減少氣泡群所產(chǎn)生的噪聲.抗性消聲是從傳播途徑的角度考慮，無論是小孔消音器還是擴張式消音器，其機理都是讓聲波在傳播的過程中發(fā)生反射，使聲能被消耗.

實驗結果表明，采用小孔消聲器的方案消除了9 kHz以上的高頻異響，降低了9 kHz以下頻率噪聲值，當壓縮機再次運行的時候，高頻異響消失，相比于不加小孔消聲器的方案，NVH性能得到了改善.通過更改熱力膨脹閥的內(nèi)部結構，消除了8 kHz以上高頻異響，6～8 kHz之間的高頻異響在壓縮機啟動的前半段時間內(nèi)消失了，后半段還存在著微弱的聲響，空調制冷系統(tǒng)噪聲在可接受的范圍之內(nèi).采用擴張式消音器，7 kHz以上的高頻異響基本消除，但是出現(xiàn)了新的流水聲和吹氣泡的聲音，響度較小，在可接受的范圍之內(nèi).