某款壓縮機嘯叫引起車內異響的機理研究

楊誠，李慎言，岳川元，楊朝，石川

某款壓縮機嘯叫引起車內異響的機理研究

楊誠1，李慎言1，岳川元1，楊朝2，石川2

(1. 重慶大學汽車工程學院，重慶 400044；2. 重慶大學汽車協同創新中心，重慶 400044)

針對某款車型在空調開啟時車內產生異響的現象提出了解決和優化措施。通過試驗證明了異響源為壓縮機。通過理論仿真計算，發現該壓縮機的轉子-銜鐵系統具有與異響頻率相近的扭轉模態頻率，并且試驗發現，發電機支架也具有與異響頻率相近的結構自然模態頻率。文章闡述了該車異響原因是由于上述二者模態頻率相近，導致銜鐵受到由皮帶傳來的發電機支架共振激勵而產生扭轉共振，進而引發車內壓縮機排氣噪聲。結果表明，改進發電機支架和壓縮機銜鐵任意一處都能使壓縮機嘯叫和車內異響明顯改善。

壓縮機嘯叫；排氣噪聲；車內異響；扭轉共振

0 引言

隨著近代工業的發展，噪音污染被看成是世界范圍內的三個主要環境問題，國家也有專門的法規約束噪聲問題[1]。針對汽車空調系統，壓縮機是一個重要的振動噪聲源[2-4]，即開空調時，車內異響在一定程度上與車載空調壓縮機的工作嘯叫有關。

根據噪聲發生機理，壓縮機噪聲大致可分為機械噪聲和空氣動力性噪聲兩大類，其中機械噪聲可分為撞擊噪聲、周期作用力噪聲、摩擦噪聲以及結構噪聲等，而空氣動力性噪聲可分為噴注噪聲、進排氣噪聲、渦流噪聲以及旋轉噪聲等[5-7]。一臺四極子壓縮機的噴注噪聲與噴注口速度的8次方呈正相關[8]。當壓縮機銜鐵-轉子系統工作時產生某頻率的扭轉共振，使噴注口的線速度產生變化，則會引發同頻率的壓縮機排氣噪聲。另外，壓縮機銜鐵可能接收到由皮帶傳來的其他發動機前端部件上產生的異常振動，進而激發壓縮機的異常振動。解決噪聲的基本思想則是通過“聲源-傳播途徑-接受者”的模式[9]進行，而噪聲源的檢測與問題的解決往往通過試驗與仿真相結合的方式進行[10]，本文從以上兩個方面著手，查明了該車空調壓縮機的嘯叫機理，并通過改進措施使車內異響得到明顯改善。

1 理論分析

1.1 有限元仿真分析

本文研究的空調壓縮機運轉產生車內異響，壓縮機排氣產生的高壓脈動形成的排氣噪聲，是壓縮機主要噪聲源。旋葉式壓縮機運轉的轉子的振動會對壓縮氣體產生很大影響，對壓縮機轉子及其附屬零部件進行模態分析，基本原理如下。

根據振動理論可知，多自由度自由振動系統的基本方程為

式中：為系統的質量矩陣；為系統的總剛度矩陣；為系統的位移向量。其特征方程為

對于多自由度系統，現在多借助于有限元軟件進行數值求解，對方程(2)求解得到重要的模態參數(模態頻率和模態振型)，可以清楚結構在易受影響頻率范圍內的主要振動特性。當外界激勵頻率等于或接近固頻率時，結構產生共振。本文中旋葉式壓縮機轉子外端連接銜鐵，銜鐵吸合時，將皮帶輪的驅動扭矩傳遞給轉子，驅動轉子運動，這個過程易發生扭轉振動，扭轉振動加劇壓縮機缸內氣體運動。

1.2 壓縮機噴注與排氣噪聲分析

圖1為旋葉式壓縮機工作原理圖。壓縮機由定子(氣缸體)、轉子、滑(葉)片、兩端蓋及進、排氣孔、排氣閥等組成。當發動機帶動轉子轉動時，由于離心力和背壓腔壓力的共同作用，滑片被甩出，緊貼在氣缸工作表面上，把氣缸內腔分為若干個容積隨轉角變化的小空間(基元)，隨著轉子轉動，基元容積發生周期性的變化，從而完成了氣體的吸入、壓縮、排出等過程。

四極子聲源壓縮機的輻射聲功率[6,8]為

由式(3)可見，在噴口直徑和噴注密度一定的情況下(見圖2)，輻射聲功率與噴注速度的8次方呈正相關。針對本文研究的某款旋葉式壓縮機，由于該款壓縮機型號較早，其缸體型線設計導致在氣流壓縮過程中，體積變化非常快，進而產生很高的噴注速度，同時，壓縮機的排氣是十分復雜且不穩定的過程，氣體以脈沖形式從排氣閥片縫隙排出，并迅速從排氣口沖入排氣管，從而形成能量較高、頻譜較復雜的噪聲。在此情況下，工作過程中的排氣噪聲非常大，是該款旋葉式壓縮機的主要噪聲源，前期對該款壓縮機的研究也驗證了此結論[11-12]。

圖1 旋葉式壓縮機工作原理圖

圖2 噴注結構圖

當轉子轉動時出現扭轉共振[13-15]，在該情況下，扭轉共振的激勵導致旋轉角速度在該頻率點有突變，具有了角速度波動，進而導致轉子滑片末端劃過噴注口的線速度產生大幅波動，也即是噴注線速度產生大幅波動，進而輻射出噪聲，產生嘯叫。

2 實驗數據分析

針對某一運動型多用途汽車(Sport Utility Vehicle, SUV)，在空調開啟、發動機轉速為1 800 r·min-1條件下，車內產生異響，并且此異響聲音在發動機艙附近也可以聽到。通過試驗設備測取該條件下車內噪聲以及空調壓縮機附近噪聲的時域信號，并計算噪聲時域信號的功率譜，計算結果如圖3所示。

圖3為定速工況的A計權穩態自功率譜，其中紅色曲線代表車內噪聲，由布置在駕駛員右耳的傳聲器測得；藍色曲線代表壓縮機工作噪聲，由放置在發動機艙內壓縮機近場的傳聲器測得。

從頻譜上看到，在頻率780 Hz左右，兩條曲線都有一個異常峰值，與其附近的譜線形成鮮明的落差，波峰與波谷的差值達到20 dB。將車內噪聲濾除該峰值后進行回放，異響消失，說明該峰值即為聽到的異響頻率成分。

另外，壓縮機工作噪聲頻譜上的這個峰值，與車內噪聲的異響峰值特征非常相似，二者波峰與波谷的差值也相同。這個現象與試驗前的主觀評價結果吻合。對二者作相干性分析，如圖4所示。

根據圖4結果可知，頻率范圍在760～790 Hz內，相干系數平均為0.95左右，相干性接近于1(由于測量時發動機轉速存在不可控的少許波動，該峰值頻率隨之波動形成一個窄帶)。這意味著車內異響很可能是由壓縮機工作時產生的異響引起的。

圖3 空調開啟、發動機轉速為1 800 r·min-1時，車內噪聲與發動機艙噪聲自功率譜

圖4 空調開啟、發動機轉速為1 800 r·min-1時，車內噪聲與發動機艙噪聲相干系數

因此，根據工程經驗以及壓縮機噪聲機理相關理論，針對該車型內壓縮機工作時產生異響的原因進行分析，可以得到兩種可能的影響因素[16-17]：

(1) 壓縮機工作的動力由發動機通過皮帶輪系統提供，而輪系上還連接著若干其它部件，如發電機等，統稱為“發動機前端部件”(Front End Accessory)。因此，其它部件工作時產生的異常振動可能會通過皮帶傳遞至壓縮機，使其產生異響。

(2) 壓縮機本身工作時，由于內部流體周期性的吸入和排出，或者壓縮機上旋轉部件的配合不當引起扭轉共振，進而產生振動、脈動及噴注噪聲。

在問題排查過程中發現發動機前端部件中多個地方(發電機、水泵、壓縮機等)在頻率780 Hz左右都出現共振現象，其中以發電機和壓縮機最為突出。

安裝在發電機支架上的振動加速度計在異響轉速下測到異響頻率出現較大的峰值，因此懷疑此處存在結構共振。為驗證此假設，利用B&K的設備和儀器，對發電機支架進行力錘敲擊試驗，測量發電機支架的結構模態。試驗裝置如圖5所示。

力錘敲擊試驗數據測試分析結果如圖6所示。

由圖6試驗結果可知，發電機支架自身在異響頻率附近(共振帶700～800 Hz，中心頻率780 Hz左右)存在結構固有頻率。因此，當激勵(如發動機、壓縮機等旋轉部件的工作階次)頻率處于該范圍之內時，將會發生共振，振動被放大，進而通過皮帶輪系統傳遞至別處，引發異響。

圖5 發電機支架結構模態試驗裝置

圖6 發電機支架結構模態頻率

另外，在壓縮機上發現的共振現象，發電機共振通過皮帶對壓縮機肯定會產生一部分影響，但不是唯一原因。通過對該壓縮機銜鐵-轉子系統的理論計算，發現原車所用的環形銜鐵存在780 Hz左右的扭轉模態。

利用Workbench進行約束模態計算，約束轉子兩端安裝軸承位置的徑向和軸向位移自由度，釋放轉子與銜鐵周向轉動的自由度，選擇模態計算頻率范圍0～1 100 Hz或計算其前10階約束模態，轉子和轉子-銜鐵系統的模態仿真結果如圖9、10所示，前10階頻率分別見表1、2。

由圖9和表1可知，轉子的模態結果未出現780 Hz左右的異響模態頻率。由圖10和表2可知，將轉子和銜鐵裝配在一起的約束模態結果中存在與異響頻率比較相近的第5階模態頻率782 Hz，振型是沿轉軸扭轉。

圖7 轉子有限元模型

圖8 轉子-銜鐵系統有限元模型

根據表1、2模態分析的結果可知，轉子本身的剛性很強，壓縮機工作頻率不足以激發其共振，但是轉子與環形銜鐵裝配后的第5階模態頻率與壓縮機轉矩異響激勵頻率相吻合，從而產生扭轉共振。

由于銜鐵外圈直接與皮帶輪相配合，因此從皮帶傳來的振動直接由銜鐵接收。此時，發電機支架與壓縮機銜鐵各自的模態頻率相吻合，并且中間由皮帶連接作為傳遞介質，使轉子-銜鐵產生扭轉共振，引起壓縮機噴注速度變化，從而引發壓縮機的高頻排氣噪聲，產生嘯叫，形成車內異響。

但是，為什么將該款壓縮機安裝在其他樣車上則不會產生該問題呢？原因是本文試驗中所用的樣車，其發電機支架模態頻率剛好與壓縮機銜鐵扭轉共振頻率相吻合，二者匹配不當，使壓縮機銜鐵接收到由發電機支架產生并通過皮帶傳遞來的激勵，從而產生扭轉共振，引發壓縮機嘯叫，進而引起車內異響。換車之后，發電機支架模態頻率移開，因此避免了壓縮銜鐵的扭轉共振。

圖9 轉子有限元模型仿真

表1 轉子前10階頻率

圖10 轉子-銜鐵系統有限元模型仿真

表2 轉子-銜鐵系統前10階頻率

綜上所述，本文所研究樣車的車內異響問題，是由于車身部件結構模態、壓縮機零件工作模態匹配不當引起的。

3 改進措施驗證

根據第2節的分析，壓縮機異響的產生機理是由發電機支架共振、銜鐵扭轉共振兩個因素共同作用的結果，因此，改進其中任意一個因素，預期都能取得效果。

針對原車壓縮機所用環形銜鐵存在扭轉模態的問題，更換全周銜鐵后再次進行試驗測試，異響問題得到明顯改善。車內噪聲與壓縮機噪聲頻譜如圖11所示，在原異響頻率780 Hz左右的峰值大幅度削減，且主觀評判結果也表明車內異響基本消除。另外，除了更換全周銜鐵，采用改進發電機支架結構的措施進行驗證，使其結構固有頻率移開，再次進行試驗測試，車內異響和壓縮機工作異響問題也得到明顯改善。車內噪聲與壓縮機噪聲頻譜如圖12所示，在原異響頻率780 Hz左右的峰值基本消除，主觀評判結果也表明車內異響基本消除。

圖11 換銜鐵后車內噪聲與發動機艙噪聲功率譜

圖12 改進發電機支架后車內噪聲與發動機艙噪聲功率譜

4 結論

針對本文所研究樣車的車內780 Hz異響問題，首先確定異響來源為壓縮機工作時的嘯叫音傳入車內。在排查壓縮機嘯叫發生機理的過程中，通過模態試驗找出了發電機支架上具有與嘯叫頻率相同的模態頻率；通過仿真計算得知壓縮機轉子-銜鐵系統在工作時也具有相同的扭轉模態頻率。因此，該樣車的車內異響原因，是由于發電機支架模態頻率剛好與壓縮機銜鐵扭轉共振頻率相吻合，二者匹配不當，使壓縮機銜鐵接收到由發電機支架產生并通過皮帶傳遞來的激勵，從而產生扭轉共振，引發壓縮機的高頻排氣噪聲，進而傳入車內產生異響。對發電機支架和壓縮機銜鐵其中任意一方面的改進，都能使車內異響得到明顯改善。

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Research on the mechanism of vehicle interior abnormal sound caused by a certain compressor roaring

YANG Cheng1, LI Shen-yan1, YUE Chuan-yuan1, YANG Zhao2, SHI Chuan2

(1. School of Automotive Engineering, Chongqing University, Chongqing 400044, China; 2. Automotive Collaborative Innovation Center of Chongqing University, Chongqing 400044, China)

In this paper some solutions and optimization measures are put forward to solve the problem of abnormal sound in a certain type of vehicle when the air conditioner is open. The compressor is proved to be the main source of the interior abnormal sound when the Heating Ventilation and Air Conditioning System (HVACS) is turned on. Through simulated calculation, it is found that the torsional modal frequency of rotor-armature system is close to the frequency of abnormal sound, and the experimental results show that the natural mode frequency of the generator bracket structure is also close to the abnormal sound frequency. The cause of generating interior abnormal sound is explained, this is because the modal frequency of rotor-armature system is so close to that of generator bracket, which leads to the torsional resonance of the rotor-armature system and generating exhaust noise of compressor. Thus, improving the generator bracket or compressor armature can significantly reduce compressor roaring and vehicle interior abnormal sound.

compressor roaring; exhaust noise; interior noise; torsional resonance

TB53

A

1000-3630(2019)-05-0580-05

10.16300/j.cnki.1000-3630.2019.05.016

2019-01-15;

2019-02-21

楊誠(1964－), 男, 重慶人, 副教授, 研究方向為汽車NVH噪聲振動控制。

李慎言, E-mail: 1198983541@qq.com