某純電動車CO2 熱泵空調系統噪聲與振動分析及優化

范英杰

（重慶工商職業學院，重慶 401520）

0 引言

研究表明，在冬季，當空調滿負荷運行時，純電動汽車的續航最高能降低50%[1]，原因在于目前市場上絕大多數純電動汽車其空調制熱都采用PTC 加熱方式，對電池電量損耗較大。在解決該問題過程的方案中，采用熱泵空調系統是目前最為有效的方式之一。

當前可作為熱泵空調系統冷媒的主要有R134a、R1234yf 與CO2。與R134a 與R1234yf 相比，CO2熱泵空調系統制熱時的能源利用率較高，COP 能達到3.5左右[2]，可有效延長續航里程30%以上，遠高于采用其他冷媒的熱泵，因此CO2熱泵空調系統是目前純電動汽車較為理想的空調系統。

汽車中高速行駛時噪聲及振動來源主要為輪胎滾動與風阻，而低速行駛時主要以動力系統噪聲與振動為主。因電機與內燃機工作特性的不同[3]，純電動汽車低速時動力系統噪聲與振動極小，且速度越低，該趨勢越明顯。但這導致了其他系統噪聲與振動很容易凸顯，如怠速下空調系統為純電動汽車主要噪聲與振動來源。金明等和趙敏等[4，5]通過優化壓縮機轉速及模態，降低了怠速下純電動汽車空調開啟時車內的異常噪聲與振動；羅穎等[6]通過優化空調系統結構件的模態降低了壓縮機的激勵頻率。目前對于純電動汽車空調系統NVH 性能的研究，大多數都是基于傳統的PTC 加熱式空調系統進行的，針對熱泵空調系統尤其是CO2熱泵空調系統進行研究的極少。

以裝有CO2熱泵空調系統的某純電動汽車為例，針對其在怠速時車內轟鳴及異常振動問題，通過以“源-路徑-接收者”為標準建立多條振動傳遞路徑，確定了造成該車異常振動的原因，并提出了降低壓縮機制熱轉速、及空調管路增加質量塊等一系列措施，進行了實車驗證。結果表明，以上措施可有效解決乘員艙內噪聲及異常振動問題。

1 問題描述及采集

某搭載CO2熱泵空調系統的純電動車，壓縮機采用渦旋式壓縮機，系統布置情況如圖1 所示。在進行-20 益～ 10 益低溫采暖NVH 試驗時發現，乘員艙內可明顯感知轟鳴聲，方向盤及儀表臺出現異常振動情況。此時車輛工況為原地怠速，鼓風機處于一檔，壓縮機轉速為4000 r/min，空調溫度為HI 擋位。工況為熱管理試驗后確定工況，此工況也為怠速情況下NVH性能最惡劣工況。

圖1 某車型CO2 熱泵空調系統

使用數據采集系統及傳感器對乘員艙內方向盤及駕駛員座椅位置進行振動與噪聲采集，振動采集位置為方向盤9 點鐘與3 點鐘位置，該位置為駕駛時常握位置。噪聲采集位置為駕駛員座椅頭枕右側位置，該位置距人耳較近。數據采集處理后得到如下結果：在該工況下，隨環境溫度的變化，乘員艙內一直有轟鳴聲，頻率為70 Hz，具體情況見圖2～4。

圖2 -20 ℃車內轟鳴聲頻率

圖3 -10 ℃車內轟鳴聲頻率

圖4 0 ℃車內轟鳴聲頻率

方向盤處振動幅值隨空調系統負荷的上升而逐漸增大，在壓縮機轉速達到最高后，方向盤振動幅值達到0.6 m/s2，且無衰減趨勢，如圖5 所示。

圖5 方向盤振幅

2 振動及噪聲傳遞路徑分析

針對以上問題，為鎖定造成問題的原因，根據源-路徑-接收者模型，并結合空調系統實際的安裝與布置情況，建立3 條傳遞路徑。路徑1：壓縮機-支架-車身-方向盤傳遞路徑；路徑2：熱泵閥體-縱梁-車身-方向盤傳遞路徑；路徑3：壓縮機-管路-高壓閥體-熱交換器-空調分配箱體-金屬橫梁-方向盤傳遞路徑。

針對路徑1，按照圖6 將壓縮機支架與車身斷開并增加隔音棉軟墊，來進行路徑解耦。

圖6 壓縮機支架隔振墊

對該措施進行主觀評價顯示，振動與噪聲無明顯變化。實測數據見圖7，從圖7 可知，方向盤振動幅值為0.50 m/s2，僅降低了0.1 m/s2，無明顯變化，因此初步斷定該路徑不是造成問題的主因，壓縮機本體的振動在正常范圍內。

圖7 增加壓縮機支架隔音墊后方向盤振動幅值

針對路徑2，按圖8 所示將將熱泵閥體與縱梁斷開并增加隔音棉軟墊來進行路徑解耦。

圖8 閥體與縱梁解耦

該措施主觀評價顯示車內轟鳴與振動無明顯變化，實測數據顯示方向盤振動幅值為0.48 m/s2，僅降低0.12 m/s2左右，無明顯變化，證明該路徑不是造成問題的主因，熱泵閥體的振動在正常范圍內。如圖9所示。

圖9 閥體與縱梁解耦后方向盤振動幅值

針對路徑3，通過將空調分配箱與金屬橫梁連接處斷開、將橫梁架起來進行路徑解耦，如圖10 所示。

圖10 分配箱與金屬橫梁解耦

該措施主觀評價顯示車內轟鳴聲與異常振動基本消失，實測數據顯示方向盤振動幅值為0.13 m/s2，且在測試途中將橫梁放下后方向盤振動會恢復原狀，如圖11 所示，因此斷定該傳遞路徑為造成問題的主要原因。

圖11 分配箱與金屬橫梁解耦后方向盤振動幅值

3 振動產生原因分析

采用普通空調系統的電動汽車，在相同工況下壓縮機轉速僅為2000 耀3000 r/min。而CO2臨界壓力較高，且CO2熱泵空調系統處于跨臨界循環，因此整個空調系統中的壓力遠高于采用傳統冷媒的熱泵系統，約為這些系統的5耀10 倍以上。本研究的空調系統工作時系統中最高壓力能達到12 MPa 左右，因此壓縮機轉速較高，達到4000 r/min。

根據振動數據采集分析可得，車內轟鳴聲與方向盤異常振動出現的主要工況點為壓縮機轉速4000 r/min 時。本車電動壓縮機為渦旋壓縮機，此時壓縮機的工作頻率f為

車內轟鳴聲頻率為70 Hz，與壓縮機工作頻率接近。對方向盤的模態進行測試，得到方向盤的一階模態為76 Hz，同樣與壓縮機工作頻率相接近。根據以上路徑一的分析，車內轟鳴聲與方向盤的振動并非由壓縮機工作時壓縮機本體振動造成，因此壓縮機并不是實際的振動源。且根據路徑二，也排除了振動源可能為熱泵閥體的情況。結合傳遞路徑三：壓縮機-管路-高壓閥體-熱交換器-空調分配箱體-金屬橫梁-方向盤是造成問題的路徑，應對該路徑進行詳細分析，找出真正的振動源。

制熱工況下，從壓縮機至高壓閥體管路中的CO2為氣態，近似為氣柱，氣柱可視為具有連續質量的彈性振動系統。渦旋式壓縮機工作時進行周期性的吸氣與排氣，會激發CO2冷媒的氣柱響應，使其出現壓力的周期性變化[7]，周期性變化的壓力稱為壓力脈動。

若冷媒平均流速與聲速相比很小，則管內壓力脈動的平面波動方程為：

該式的解為

式中的A*與B*為復數常數。根據聲學基本原理，上式中的第一項為沿x軸正向傳波的行波，第二項為沿x軸負向傳波的反射波，故管路內任一點的壓力波都由兩個方向的壓力波疊加而成。

空調管路可視為機械振動系統受到激發力作用，即可做出機械振動響應。冷媒的壓力脈動在空調管路布置的彎角及截面變化處的受力分析如圖12 所示。

圖12 管路彎角及截面變化處受力分析

在彎管處，由兩個方向的壓力波在此產生的激振力幅值為

在截面變化處，激振力幅值為

式中，啄為壓力脈動幅度，p為平均壓力。

由式（4）與式（5）可得，在夾角為0 及截面無變化處，激振力為0。因此，壓力脈動在空調管路布置的彎角及彎折處會產生激振力，可引起管路的機械振動。因此，本問題考慮為，空調管路中冷媒的壓力脈動頻率與壓縮機工作頻率相同，使得空調管路也以相同頻率進行振動，該頻率與車身與方向盤共振頻率接近。而熱泵空調系統冷媒管路直接進入空調分配箱體中，導致了空調分配箱體以相同頻率振動。乘員艙壁板是由具有一定彈性的薄壁板制作而成，空調分配箱體的振動引起了乘員艙壁板共振，振動引起乘員艙的壓縮變形，造成內部空氣體積變化，此時車內聲腔與壁板振動耦合，進一步引起乘員艙內壓力脈動，產生轟鳴。

4 解決措施及其驗證

根據上文對振動傳遞路徑的詳細分析，可知造成問題的原因為壓縮機周期性排氣吸氣造成管路的壓力脈動，引起管路振動，最終導致了車內轟鳴與方向盤振動。故根據問題的原因制定出如下兩條措施：（1）降低壓縮機轉速。（2）空調管路增加質量塊。

4.1 降低壓縮機轉速

根據振動產生原因分析，管路振動的頻率與壓縮機工作頻率相同，而該頻率與車身及方向盤共振頻率接近。因此降低壓縮機的轉速可降低管路振動頻率，消除問題。將壓縮機的轉速由4000 r/min 降低至3000 r/min 后，此時壓縮機的工作頻率為50 Hz，即壓力脈動頻率及管路振動頻率也為50 Hz，從理論上避開了共振頻率點。此時轟鳴聲與方向盤振動測試結果如圖13 所示。

圖13 降低壓縮機轉速后測試結果

結果顯示此時車內低頻轟鳴聲消失，方向盤振動幅值為0.26 m/s2，證明該措施有效。但將壓縮機轉速降低后，在該工況下車內采暖升溫時間增長，對空調系統采暖效率將造成一定的影響。

4.2 空調管路增加質量塊

對于剛度為k1的彈性元件m1，其在激振力

作用下做受迫振動。若此時在m1上增加一剛度為k2，質量為m2的彈簧質量系統[8]，如圖14 所示，此時整個系統的振動方程可寫為

圖14 m1 與m2 振動系統

通過振動方程求出系統特征方程為

聯立式（9）與式（10），當激勵頻率棕與m2的固有頻率棕2相等時，有x1為0，m1靜止，x2為-F0/k2，m2做與激勵方向相反運動，此即為吸振器原理。因此，在空調管路增加橡膠質量塊，可改變管路在做受迫振動時的振動頻率。根據上文分析可知，管路彎角處為激振力作用部位，故在管路彎道附近增加質量塊，如圖15所示。

圖15 質量塊安裝位置

增加三個質量塊共計820 g，其重量不會對管路造成其他影響。增加質量塊后對轟鳴聲與方向盤振動測試結果如圖16 所示。

結果顯示此時車內低頻轟鳴聲消失，方向盤振動幅值為0.34 m/s2，證明該措施有效。

圖16 安裝質量塊后測試結果

5 結語

通過對CO2熱泵空調系統怠速工況下壓縮機轉速4000 r/min 時車內70 Hz 轟鳴聲與方向盤異常震動問題進行分析，確定了其傳遞路徑，通過對管路內壓力脈動分析及管路彎角與截面變化處受力分析，將問題鎖定在冷媒壓力脈動引起的管路振動上。并由此確定了調整壓縮機轉速、空調管路增加質量塊、空調分配箱體與橫梁解耦三條措施。

試驗驗證措施有效，結果表明：對于CO2熱泵空調系統，因其制熱工況下壓縮機轉速較快，冷媒壓力較高，除要注意傳統的壓縮機振動等問題外，要格外關注冷媒壓力脈動引起的異常噪聲與振動問題。