汽車空調管路振動異響分析與試驗研究

陳江艷 楊誠 賀巖松

（1.重慶大學，汽車工程學院，重慶 400030；2.重慶超力高科技股份有限公司，重慶 401122）

1 前言

汽車空調系統主要由壓縮機、膨脹閥、蒸發器、冷凝器、管路等核心零部件組成，是汽車主要噪聲源之一[1-2]，降低其振動噪聲對提升整車品質和駕乘舒適性至關重要。

壓縮機、空調箱、膨脹閥等零部件是汽車空調系統的主要噪聲源，國內外學者[3-7]運用仿真分析、試驗測試等方法研究了其發聲機理和控制措施并取得了諸多成果。汽車空調管路并非運轉部件，其振動噪聲問題常被忽略。研究表明，管道系統受外界激勵時，極易因流固耦合共振而產生空氣噪聲和結構噪聲[8-11]。汽車空調管路受發動機艙安裝空間及工作環境限制，具有直徑小、管壁薄、質量輕以及支撐簡單等特點，在受到發動機、壓縮機等外界激勵時，必然存在振動噪聲風險。相比汽車空調的工作噪聲，異響常與故障關聯，因此對用戶體驗影響更大。楊誠等[12-13]運用傳遞路徑法、分別運行法、增量分析法、小波分析法等方法對汽車空調異響進行診斷分析，積累了一些成功經驗。

本文針對某汽車空調管路振動異響問題，采用橫向對比、主觀評價、頻譜分析、臺架試驗模擬、CAE 仿真等方法對故障車及實車空調系統進行試驗診斷分析，確認該車型空調管路振動異響的根本原因，逐一分析擬定改進措施，并進行實車驗證。

2 問題描述與實車調查

2.1 問題描述

售后市場反饋某暢銷車型（發動機排量1.5 L）存在嚴重異響問題，故障現象為開啟空調期間駕駛艙內出現間歇性“噠噠”異響，噪聲持續1～2 s。在10分制等級評分法主觀評價中得分為1分，即所有駕乘人員均能識別該異響，且不能忍受。

在問題處置前期共收到與該故障問題相關的市場反饋20 余例，主要集中于海南、廣州等熱帶區域，隨著氣溫升高，故障反饋數量持續增加，所涉市場區域不斷擴大。更換空調系統零部件等常規維修措施無明顯效果。通過市場走訪調查，得到該異響具有以下特征：

a.異響主要發生于壓縮機停機瞬間，伴隨有空調高壓液體管路（冷凝器到膨脹閥段）劇烈振動。

b.故障與空調系統壓力密切相關，當通過遮擋冷凝器進風口提高系統壓力時，故障現象加劇，當通過增加冷凝器進風量降低系統壓力時，故障現象消失。

橫向對比調查結果表明，相似配置車型未發生振動異響現象，除管路走向外，其與問題車型的差異主要表現為冷凝器換熱能力更強、發動機（1.4T）動力更充沛。

2.2 實車測試分析

為查明故障原因，采用LMS 噪聲振動采集系統對典型故障車輛進行測試。在駕駛員右耳處布置麥克風，在膨脹閥入口、管路加注閥處布置振動傳感器，如圖1所示。

圖1 實車傳感器布置

車輛靜置于高溫強日照環境，發動機處于怠速狀態，空調設置為全冷內循環吹面模式，風量設置為1擋，采集實車振動異響數據并處理分析，獲得振動異響頻譜云圖，如圖2所示。

圖2 實車振動噪聲頻譜云圖

由圖2 可知，振動異響持續1～2 s，其頻譜呈現為寬頻帶特征，主要分布于500 Hz 以內，其中以47 Hz、94 Hz、141 Hz 等頻率最為明顯。通過總值計算，異響發生時管路振動加速度由0.13g上升到3.69g（g為重力加速度），車內噪聲由47.6 dB(A)增加到51.8 dB(A)，管路振動及車內噪聲均明顯增加。

嘗試采取松開固定支點、管路增加配重塊、更換壓縮機結構形式、改變壓縮機傳動比等措施進行優化，振動異響現象依然存在，但聲音頻率及出現頻次略有差異。

2.3 原因分析及探討

根據部分學者[14-15]對管道系統振動噪聲及水擊現象的研究，有壓管道中的閥門突然開啟、關閉或水泵突然停止工作會致使流體流速急劇改變，引發管內壓強大幅度交替升降并以一定的速度在管內傳播及反射，其壓強一般可以達到流體原壓強的數十倍。水擊產生振動噪聲，甚至可能造成管道破損，釀成重大事故。

由儒可夫斯基公式[16]可計算水擊產生的最大壓強：

式中，ΔH為壓頭變化；Δv為液體流速變化量；a為液體中波速。

水擊發生時，受到的最大水擊壓強為P=ρgΔH，其中ρ為液體密度。

管道液體流量Q的計算公式為：

式中，A為管道橫截面積；v為液體流速；μ為流量系數；ΔP為壓力差。

由于儒可夫斯基公式假設流速變化在極短時間內發生，不考慮反射波共同作用并忽略摩擦阻力影響，因此計算結果反映的是可能出現的最大壓強，一般用于趨勢判斷和數量級的估計。由上述公式可知，流體壓差越大，流速越快，在流體瞬間停止時其產生的水擊壓強越大。

該空調系統振動異響出現于壓縮機停機瞬間的高壓液體管路中，并與系統壓力大小息息相關，根據故障特征及其他實車排查驗證結果可推斷該振動異響故障由空調系統水擊產生。

3 故障再現與診斷確認

3.1 系統臺架模擬及試驗研究

為驗證該振動異響由空調系統水擊產生這一推論，并排除整車其他部件的影響，利用佐竹汽車空調系統綜合試驗臺架搭建該汽車空調實車系統進行故障工況模擬。

在膨脹閥入口和出口、蒸發器入口和出口、壓縮機吸氣口和排氣口分別布置振動加速度傳感器，在管路低壓加注閥和高壓加注閥處分別設置脈動壓力傳感器。搭建的汽車空調實車系統如圖3所示。

圖3 實車空調系統試驗臺架

通過試驗臺架模擬高負荷頻繁啟停工況，系統出現與故障車相同的振動異響現象。進一步采集臺架試驗數據進行處理分析，異響發生時各位置振動加速度由大到小依次為高壓加注閥、膨脹閥入口、冷凝器出口、膨脹閥出口、冷凝器入口、壓縮機排氣口、壓縮機吸氣口，與實車的主觀感受一致，上述結果表明，高壓液體管振動最為劇烈。

選取膨脹閥入口與高壓加注閥2 處振動數據進行頻譜分析，其頻譜云圖如圖4所示。

圖4 系統臺架振動頻譜云圖

由圖4可知，系統臺架振動頻譜特征與實車測試反饋的頻譜特征一致，均為寬頻帶，突顯頻率呈現倍頻特征，均在47 Hz、94 Hz、141 Hz等附近。

以振動最大的高壓加注閥位置為例，對比實車與系統臺架振動加速度總值，如圖5所示。

圖5 實車與系統臺架振動總值對比

由圖5可知，實車與系統臺架在高壓加注閥位置振動量級相當，系統臺架的振動加速度在1.84～8.62g范圍內，波動較大，人為控制系統臺架頻繁啟停是該加速度值波動變化較大的主要原因。臺架模擬排除了整車其他因素的影響，因此故障再現說明該振動異響問題主要由空調系統自身產生。

進一步采集空調管路脈動壓力數據并處理分析，獲得空調系統脈動頻譜云圖，如圖6所示。

圖6 實車臺架脈動譜云圖

在振動異響發生時，高壓液體管內存在明顯的液體沖擊，能量主要分布于47 Hz、94 Hz、141 Hz 等頻率附近，與實車及試驗臺架呈現的振動異響頻率一致。經過計算，高壓液體管內最大壓強總值達到16.6 MPa。

由臺架脈動及振動頻譜分析結果可判斷該振動異響由液體沖擊造成，即在壓縮機停機瞬間，高壓液體管內發生水擊，巨大的壓強沖擊管壁從而產生振動噪聲。

3.2 關鍵零部件分析及故障診斷確認

陳世超[17]等研究表明，閥門關閉速度及關閉方式、管長、液體壓力及流速等因素對水擊強度有顯著影響。閥及管道是產生水擊現象的關鍵零部件，采用ANSYS軟件分別對膨脹閥、高壓液體管進行模態仿真分析以獲得模態參數，得到水擊產生振動異響的機理。

3.2.1 膨脹閥結構及仿真分析

該汽車空調所用膨脹閥為H型膨脹閥，其結構及工作原理如圖7所示。

圖7 H型膨脹閥結構及工作原理

動力頭根據蒸發器出口的制冷劑溫度改變作用在膜片上的壓力F1，通過膜片推動頂桿，頂桿推動閥芯，從而改變閥門的開度。在穩定狀態，向上的彈簧彈力F3、蒸發器出口壓力F2與向下的膜片壓力F1處于平衡狀態。在開、關機瞬間，由于F2突然變化，而動力頭感知溫度變化存在延遲，F1不會立即響應，力平衡打破而導致閥芯部件突然開啟或關閉，對空調系統中的流體造成沖擊，存在水擊風險。

根據膨脹閥內部運動部件受力及約束，提取仿真分析的邊界條件并通過移除阻尼夾、密封圈等零部件的方式對模型進行簡化，其中運動部件的邊界條件如下：材料為0Cr18Ni9（SUS304），密度為7 930 kg/m3，彈性模量為193 GPa，泊松比為0.3，劃分網格104 364個。所建立的有限元模型如圖8所示。

圖8 膨脹閥有限元模型

經仿真計算，熱力膨脹閥運動部件1～6階模態頻率依次為972 Hz、2 032 Hz、2 259 Hz、2 334 Hz、2 433 Hz、2 994 Hz，其對應前6階振型如圖9所示。

圖9 膨脹閥有限元模態分析結果

由膨脹閥運動部件仿真分析結果可知，其固有頻率較高，自身被激勵共振而產生異響的風險小。

3.2.2 管路結構及仿真分析

管路及固定支架的邊界條件如下：材料為3003 鋁合金，密度為2 700 kg/m3，彈性模量為69 GPa，泊松比為0.33，劃分網格103 354個。

空調系統冷凍油采用PAG100，密度約為999 kg/m3，制冷劑為R134a，在2 MPa 壓力下飽和液體密度約為1 008.3 kg/m3。隨制冷劑循環的含油率約為3%～5%，為簡化計算，定義該高壓液體管中液體密度為1 008 kg/m3。該段管路含液體制冷劑體積為50.5 mL，質量為50.9 g，將液體質量及壓力均布于管路內表面。

根據高壓液體管實際固定情況進行約束，其有限元模型如圖10所示。

圖10 管路有限元模型

經仿真分析，高壓液體管前6 階固有頻率分別為58 Hz、91 Hz、104 Hz、116 Hz、124 Hz、160 Hz。由仿真結果可知，管路固有頻率較低，在汽車發動機及空調壓縮機的工作轉動頻率范圍內，并對比實車及臺架測試頻譜，脈動激勵頻率94 Hz 與管路2 階固有頻率91 Hz 相近，存在共振風險。

基于上述分析，可確定該振動異響形成機理為：壓縮機停機瞬間，膨脹閥閥芯因力平衡打破而快速關閉，致使高壓液體管中制冷劑流速突變，進而形成“水擊”沖擊高壓液體管，激勵頻率與管路模態頻率吻合進一步加劇管路振動，從而激發產生“噠噠”異響。

4 改進措施與效果驗證

4.1 改進措施分析

針對該振動異響問題，基于“源-路徑-響應”的NVH分析方法逐一分析并進行驗證。源頭上可采取增加冷凝器散熱能力（降低系統壓力，減小水擊能量）、延長膨脹閥關閉時間或縮短管路長度（避免直接水擊）等措施；傳遞路徑上可采取增加容積式消聲器措施降低水擊強度；管路響應方面可采取調整管路結構、增加管路強度及固定約束點等措施防止共振。

因實車結構限制及工程化應用需要，加強冷凝器散熱能力、調整管路長度、優化管路結構及增加約束點等措施可實施性差，擬采用為高壓液體管增加容積式消聲器及增大內摩力延遲閥芯關閉時間2 個方案進行樣件試制及實車驗證。

4.2 實車驗證

在故障車上分別驗證膨脹閥增大內摩力方案和高壓液體管增加消聲器方案（見圖11）并進行振動測試分析，運行工況及振動傳感器布置與前期測試保持一致。

圖11 帶消聲器的改善樣件

2種改善方案均無異響產生，停機瞬間高壓液體管振動無明顯增加。10分制主觀評價得分為8分，即專業人員無法察覺，對聲音評價滿意，故2 種改善方案均能滿足改進要求。

采集壓縮機啟停過程振動加速度數據進行對比分析，以高壓加注閥處振動加速度為例，改善方案的頻譜云圖對比如圖12所示，加速度總值對比如圖13所示。

圖12 改進樣件頻譜云圖

由圖12、圖13 可知，2 種改進方案在停機瞬間的振動頻譜具有相似特征，沖擊特征依然存在，與原方案相似，只是量級大幅減小。應用改進方案后，振動加速度峰值均在0.3g以下，壓縮機開啟和關閉瞬間，振動加速度增加量小于0.1g，振動量級只有改善前的1/10。

圖13 改進樣件振動加速度總值

基于工程化需要，綜合考慮成本、周期因素，該車型批量采用增加膨脹閥內摩力措施，解決了振動異響問題。

5 結束語

本文運用主觀評價、橫向對比、頻譜分析、臺架試驗模擬以及CAE仿真等方法對某汽車空調振動異響問題進行診斷分析，確定了汽車空調系統“水擊”導致管路振動異響的故障模式，擬定改進措施，并在實車上進行了有效性驗證。結果表明，加大膨脹閥內摩力和管路增加擴張型消聲器措施可有效處置“水擊”導致的空調管路振動異響問題。