某EV車電動空調(diào)壓縮機開啟過程中噪聲優(yōu)化改善研究

邱 琳

（廣汽豐田汽車有限公司，廣東 廣州 511455）

某EV車電動空調(diào)壓縮機開啟過程中噪聲優(yōu)化改善研究

邱 琳

（廣汽豐田汽車有限公司，廣東 廣州 511455）

純電動汽車因結(jié)構(gòu)與傳統(tǒng)汽油車有差異，所以有著獨特的噪聲特點。針對某純電動車在開啟空調(diào)壓縮機后，駕駛艙內(nèi)存在較為明顯的振動噪聲這一問題，詳細解析車輛行駛在怠速、高速、減速不同工況下，通過優(yōu)化空調(diào)壓縮機轉(zhuǎn)速策略，降低壓縮機運轉(zhuǎn)功率，避開與壓縮機支架模態(tài)1階頻率共振；提高壓縮機轉(zhuǎn)速下降速度，使壓縮機振動噪聲與環(huán)境噪聲同比下降；消減壓縮機內(nèi)部動靜盤運行不良摩擦，降低了壓縮機作為源頭的噪聲大小等一系列改善措施。實車確認(rèn)改善后的壓縮機運轉(zhuǎn)噪聲得到很大的降低，從而使乘客艙內(nèi)人體感受到的壓縮機振動噪聲都在可以接受的范圍之內(nèi)。

純電動汽車；電動壓縮機；車內(nèi)噪聲；壓縮機控制方式；1階頻率；制冷性

近年，在國家政策和市場刺激的雙重影響下，國內(nèi)新能源汽車市場銷量呈現(xiàn)快速增長的態(tài)勢，中國也成為全球新能源汽車的消費大國。其中純電動汽車（EV）技術(shù)是新能源汽車發(fā)展的一個重要方向。EV車結(jié)構(gòu)相對于傳統(tǒng)汽油車，雖然沒有發(fā)動機運轉(zhuǎn)帶來的噪聲，車輛行駛給駕駛員較高的靜謐性，不過也產(chǎn)生了針對性的噪聲。比如在車輛怠速或者低速行駛時，由制動真空泵、電動水泵、電動空調(diào)壓縮機等工作所產(chǎn)生的噪聲就頗為明顯［1］。在車輛設(shè)計研發(fā)階段，如果發(fā)生上述問題，需要妥善解決，避免車輛將來使用后可能引發(fā)的顧客投訴問題。

目前，針對空調(diào)壓縮機噪聲大問題的改善，多數(shù)研究集中在相對簡單的怠速工況，缺少對車輛在不同工況行駛下壓縮機噪聲改善的研究，也缺少針對EV車壓縮機產(chǎn)生噪聲特點的研究。針對這些情況，本文闡述了解決某EV車壓縮機噪聲大的思路和方法：在車輛行駛工況下建立模型，找出模型下每個工況對應(yīng)噪聲大的真因，逐一進行改善并進行實車效果確認(rèn)，最后達到成功降低壓縮機在多個行駛工況下噪聲大的目的。為今后類似課題的解決，提供一些可行的參考方法。

1 EV車空調(diào)系統(tǒng)主要變化點

相比傳統(tǒng)汽油車，EV車動力來源由發(fā)動機燃燒汽油變?yōu)楦邏弘婋姵仳?qū)動［2］，見圖1。

從圖1可以看出，空調(diào)制冷系統(tǒng)的主要變化點是：發(fā)動機動力消失，靠機械皮帶輪傳動的機械壓縮機不能滿足車輛EV化的設(shè)計要求，需要使用電驅(qū)動的壓縮機實現(xiàn)制冷；空調(diào)制熱系統(tǒng)的主要變化點是：發(fā)動機熱源消失，需要尋找代替熱源。綜合考慮高壓安全性和低溫下（-10 ℃下）制熱能力，本項目空調(diào)系統(tǒng)開發(fā)方案選擇采用“電動壓縮機+水加熱PTC”的形式。空調(diào)系統(tǒng)EV化前后簡圖如圖2所示。電動壓縮機選取規(guī)格為：排量27 cc/rev；一體式逆變器；最大轉(zhuǎn)速5 000 r/min；制冷劑R134a；直流工作電壓范圍200～400 V；工作電流12 A。

圖1 汽油車空調(diào)系統(tǒng)EV化變化點

空調(diào)開啟制冷或者加熱功能，會縮短EV車行駛里程［3］。 為 了 提 升行駛里程，本項目空調(diào)系統(tǒng)的開發(fā)優(yōu)化空調(diào)輸出功率。基本邏輯是通過空調(diào)ECU與EV系統(tǒng) VCU的實時CAN通信， VCU根據(jù)采集環(huán)境溫度、電池包SOC值、車速等做出判斷，限制空調(diào)輸出的最大功率，同時也要保證空調(diào)舒適性，滿足國家法規(guī)要求。假定除車速外，以上信號都不滿足限功率的條件，只分析車速與空調(diào)壓縮機功率輸出的關(guān)系。查表1可得：車輛在0 km/h、20 km/h、40 km/h標(biāo)準(zhǔn)車速點對應(yīng)的輸出功率上限值，其它車速點輸出功率取差值按線性分布狀態(tài)。比如當(dāng)車速為30 km/h時，壓縮機輸出功率限制值為1500 W。

圖2 空調(diào)系統(tǒng)EV化前后簡圖

表1 車速與壓縮機功率輸出限制關(guān)系

2 課題描述

在完成某EV車第1次試制裝車后，對車輛進行試乘試駕主觀評價。評價中，發(fā)現(xiàn)車輛起動后，在怠速、高速、減速幾個工況下，電動空調(diào)壓縮機振動噪聲偏大，影響乘客艙人員主觀舒適度。判斷為不合格。

3 問題分解

通過繪制車輛行駛工況圖，結(jié)合駕駛員主觀評價結(jié)果，對整體工況下噪聲偏大區(qū)域進行分解。如圖3所示， A為怠速起始點，B為開始加速點，C為加速到100 km/h 點，D為開始減速點，E為壓縮機功率到最大點，F(xiàn)為車速減速到40 km/h點，G為車速減速到0 km/h點。橫坐標(biāo)為時間軸，左縱坐標(biāo)為壓縮機轉(zhuǎn)速軸，右縱坐標(biāo)為車速軸。

結(jié)合工況圖可以得出：①車速在20 km/h，壓縮機輸出最大功率僅為1 000 W；車速在40 km/h以上，壓縮機輸出功率才能全部開啟，達到2 000 W。壓縮機功率越大，乘客艙駕駛員感受到的主觀噪聲越大。②壓縮機功率和壓縮機轉(zhuǎn)速成正比，與車速也有一定的線性關(guān)系：對于加速階段（B—C），壓縮機轉(zhuǎn)速升高與車速增加的速率基本一致，但對于減速階段（E—F），壓縮機轉(zhuǎn)速降速明顯滯后于車速減慢的速度，圖3右側(cè)紅色虛線框為滯后區(qū)域。③結(jié)合主觀判斷，把壓縮機發(fā)生噪聲大的時刻從整個工況下分解出來，得到表2的結(jié)論。判斷不合格工況為怠速工況、高速工況、減速工況。下一步通過分析不同工況下噪聲產(chǎn)生的不同特點，有針對性的解決噪聲大問題。

圖3 車輛行駛工況解析圖

表2 不同車速工況下壓縮機噪聲主觀評價表

4 真因分析

4.1 振動噪聲傳遞路徑分析

EV車相對比傳統(tǒng)汽油車，總布置方面發(fā)生了變化。雖然可以省去燃油發(fā)動機的空間，但是也要增加相應(yīng)的高壓部件，如電動機、電機控制器、電池包、高壓配電盒、充電機、電動壓縮機等［4］。本車型開發(fā)中，電動壓縮機布置在前艙左縱梁上，通過3個支架裝配，見圖4。根據(jù)“激勵源—傳遞路徑—接受者”分析模型，得到如圖5所示電動空調(diào)壓縮機噪聲傳遞路徑圖。乘客艙內(nèi)噪聲由空調(diào)開啟壓縮機后，轉(zhuǎn)動帶來的振動所產(chǎn)生，并經(jīng)過壓縮機支架和壓縮機管路，傳遞到車身，最終由車身傳遞到乘客艙內(nèi)人耳。

4.2 解決思路

解決車輛N VH（Noise、Vibration、Harshness，表示噪聲、振動與聲振粗糙度）的課題，總的來說有以下幾種方法［5］。

1）控制振動噪聲源。控制噪聲源是提高車輛NVH性能最直接、最根本的方法。對于本課題，可以考慮直接改善壓縮機工作噪聲。從結(jié)構(gòu)尺寸、控制邏輯優(yōu)化等方面作為著眼點，尋找降低噪聲的辦法。

圖4 壓縮機車輛布置位置

圖5 壓縮機噪聲傳遞路徑圖

2）改善振動特性。找出共振點，避免因零件裝配后振動產(chǎn)生共振。對于本課題，可通過對壓縮機支架模態(tài)分析，判斷是否存在共振頻率點，通過改善避開共振。

3）切斷振動噪聲傳遞的路徑。還可以考慮，在噪聲傳播途徑中采取吸聲、隔音、消聲、減弱等措施，達到降低噪聲的目的。

4.3 具體原因分析

4.3.1 怠速工況下壓縮機噪聲大真因分析（圖3中A—B/G—H）

空調(diào)壓縮機的轉(zhuǎn)速快慢是由空調(diào)ECU，通過PWM的方式控制。空調(diào)ECU通過采集相關(guān)傳感器參數(shù)、鼓風(fēng)機吹風(fēng)量大小，判斷目前所需制冷量大小，控制壓縮機轉(zhuǎn)速快慢去實現(xiàn)目標(biāo)溫度的調(diào)整。當(dāng)蒸發(fā)器溫度傳感器值逐漸降低至軟件設(shè)定的最低目標(biāo)值時，壓縮機轉(zhuǎn)速也會逐漸由快變慢，實現(xiàn)自動調(diào)速的功能。

本項目車輛在鑰匙轉(zhuǎn)到ready擋位置，完成高壓上電。接通空調(diào)A/C（制冷）開關(guān)，保持車速在0 km/h的怠速工況。因空調(diào)制冷系統(tǒng)剛開始工作，蒸發(fā)器溫度值較高，空調(diào)ECU按最大的轉(zhuǎn)速控制壓縮機運轉(zhuǎn)，且怠速時高壓驅(qū)動電機不工作，在駕駛艙也無其他背景噪聲，故主觀評價壓縮機振動噪聲明顯偏大。

所以怠速工況下，壓縮機噪聲大的真因是壓縮機按最大轉(zhuǎn)速工作引起的。

4.3.2 高速工況下壓縮機噪聲大真因分析（圖3中C—D）

車輛高速運行，當(dāng)車速超過40 km/h時， VCU不限制空調(diào)功率，壓縮機可以按最大工作轉(zhuǎn)速運轉(zhuǎn)。正常工作轉(zhuǎn)速范圍是1 500～5 000 r/min，經(jīng)過計算，壓縮機運轉(zhuǎn)的工作頻率f =n×η×m/60，故fmin=1 500/60=25 Hz，fmax=5 000/60=83.3 Hz。

通過對壓縮機安裝支架CAE分析，結(jié)果見圖6，仿真計算得出1階頻率為68.5 Hz，2階頻率為210.8 Hz，3階頻率為313.3 Hz。可以看出，支架的1階頻率68.5 Hz在壓縮機工作振動頻率范圍內(nèi)（25～83.3 Hz），所以存在共振頻率點，進而因共振產(chǎn)生較大的噪聲。

圖6 壓縮機支架CAE分析

所以高速工況下，壓縮機噪聲大的真因是壓縮機工作范圍的頻率和支架模態(tài)1階頻率存在共振頻率點［6］。

4.3.3 減速（圖3中E—F）工況下壓縮機噪聲大真因分析

從圖3可以分析：車輛加速時，壓縮機功率上升的曲線斜率，基本同步于車速變快的斜率。同時，驅(qū)動電機加速發(fā)出電流工作的聲音和車輛行駛中產(chǎn)生的風(fēng)噪、輪胎與路面摩擦產(chǎn)生的路噪，呈上升趨勢，基本掩蓋了空調(diào)壓縮機振動噪聲，故主觀評價噪聲合格。

車輛減速時，壓縮機功率下降的曲線斜率，要小于車速變慢的斜率。驅(qū)動電機工作發(fā)出電流的聲音和車輛行駛中風(fēng)噪、輪胎與路面摩擦產(chǎn)生的路噪呈下降趨勢，但明顯快于壓縮機轉(zhuǎn)速下降的速度，所以壓縮機工作噪聲又會凸顯出來，故主觀評價不合格。

對壓縮機轉(zhuǎn)速上升和下降作了測試，轉(zhuǎn)速上升速度每秒提升180 r/min，下降速度每秒減少60 r/min，所以減速工況下，壓縮機噪聲大的真因是壓縮機轉(zhuǎn)速下降速度慢造成。

4.3.4 壓縮機本體噪聲大真因分析

電動壓縮機剖面圖如圖7所示。除了是電驅(qū)動外，工作原理與普通渦旋式壓縮機類似。由動盤、靜盤隔開的空間發(fā)生變化，以執(zhí)行制冷劑氣體的吸入、壓縮和排放，見圖8。

圖7 電動壓縮機剖面圖

圖8 壓縮機工作原理

對使用過的壓縮機單品進行了拆解，發(fā)現(xiàn)動盤與靜盤在圖9所示地方，有摩擦的痕跡。也就是說，動靜盤在旋轉(zhuǎn)作動的時候，發(fā)生了不良摩擦，是造成壓縮機本體工作噪聲大的真因。

圖9 動靜盤摩擦痕跡

5 制定對策

使用 Vector公司設(shè)計的CANoe工具，采集了圖3對應(yīng)不同車速工況下的CAN報文信息，在CANoe軟件中Graphics界面下，生成如圖10所示壓縮機功率與車速關(guān)系圖用于分析。

通過之前對真因的分析，結(jié)合圖10，制定針對真因的對策計劃，見表3。對策計劃主要分為3個部分，如圖10所示的3個虛線框：①5-1對策區(qū)域，降低怠速下壓縮機輸出功率；②5-2對策區(qū)域，降低高車速下壓縮機輸出功率，避開共振頻率點；③5-3對策區(qū)域，提高壓縮機轉(zhuǎn)速下降速度。對策后，壓縮機轉(zhuǎn)速功率曲線構(gòu)想如圖10中綠色曲線所示。另外一個對策是通過改善壓縮機內(nèi)部不良摩擦，降低噪聲源噪聲大小。可以預(yù)判，在主觀判斷壓縮機噪聲大的3個區(qū)域，對策全部有效。

圖10 壓縮機噪聲對策構(gòu)想

5.1 怠速工況下壓縮機噪聲大真因?qū)Σ?/p>

為解決怠速下主觀評價壓縮機噪聲大問題，可以通過下調(diào)怠速下壓縮機轉(zhuǎn)速目標(biāo)值實現(xiàn)。本文4.3.1有說明，目前，壓縮機控制方式在剛開啟時按最大功率運轉(zhuǎn)。但對比汽油車壓縮機工作原理，在怠速時候，由于發(fā)動機轉(zhuǎn)速低，通過皮帶輪傳動的機械壓縮機，也無法達到最高的轉(zhuǎn)速。按照這個方法，可以把壓縮機最大轉(zhuǎn)速在怠速下從5 000 r/min調(diào)整到2 000 r/min。通過實車噪聲確認(rèn)，對策有效。

表3 對策計劃

5.2 高速工況下壓縮機噪聲大真因?qū)Σ?/p>

為解決支架模態(tài)1階頻率與壓縮機運轉(zhuǎn)共振課題，對于壓縮機支架提出一些修改方案，目的是提高1階頻率到90 Hz以上。目前支架的厚度為4 mm，有多個加強筋保證支架強度。但由于布置位置和安裝結(jié)構(gòu)的特殊性，經(jīng)過幾次3D結(jié)構(gòu)改善嘗試，都未能找到很好的提高1階頻率方法。從另一個角度考慮，如果把壓縮機最大轉(zhuǎn)速降低到支架1階頻率以下，也同樣可以避開共振點。但需要驗證降速后，壓縮機制冷能力是否能滿足設(shè)計要求。

由上面公式可以計算出發(fā)生共振時，壓縮機的轉(zhuǎn)速n=60×68=4 080 r/min。

也就是說，把壓縮機最大轉(zhuǎn)速下降到4 080 r/min以下，并考慮保留一定頻率的預(yù)留系數(shù)k，k取0.9，那避開共振頻率點，壓縮機最大轉(zhuǎn)速n=4 080×0.9=3 672 r/min。取整，則n=3 670 r/min。

結(jié)合主觀判斷，找出車速在什么時候，壓縮機運轉(zhuǎn)的噪聲值是可以接受的。主觀評價中車速下降到28 km/h時，噪聲可以評價為接受，也就是車速為D的點，從D點沿著橫向拉一條直線，與車速曲線相交，得到C點，從C點垂直做一條直線，與壓縮機功率曲線相交，得到B點；沿著B點橫向拉一條直線，與功率縱坐標(biāo)軸的交點A，A點就是此時車速下對應(yīng)的壓縮機功率的功率大小，A點功率是1 375 W，換算成對應(yīng)轉(zhuǎn)速為3 667 r/min，見圖11。

也就是說，通過CAE計算，推斷出避開1階頻率的壓縮機最大轉(zhuǎn)速n=3 670 r/min，和實車主觀評價判斷為合格的壓縮機轉(zhuǎn)速大小是相同的。證明對策有效。

5.3 減速工況下壓縮機噪聲大真因?qū)Σ?/p>

降低壓縮機轉(zhuǎn)速下調(diào)速度，保持和上升速度一致（180 r/min）。

圖11 壓縮機功率CAN報文圖像

當(dāng)壓縮機從最大轉(zhuǎn)速下降到怠速對應(yīng)的轉(zhuǎn)速，計算所需要的時間：t壓縮機降速=（3 670-2 000）/180=9.2s。

而對策前轉(zhuǎn)速下降時間：t壓縮機對策前=（5 000-2 000）/60=50s。

一般情況下制動減速度，a=2m/s2，假設(shè)車速從100 km/h開始制動到0 km/h，即：vt=100 km/h，v0=0 km/h。

根據(jù)加速度公式：vt-v0=at， 則t=（vt-v0）/a，可以得出t制動1=（100-0）/（3.6×2）=13.9s。

也就是說，在對策前，車速從100 km/h開始制動到0 km/h，制動減速度a=2m/s2，車輛完全停止需要13.9s，而壓縮機轉(zhuǎn)速從最大的5 000 r/min，下降到怠速2 000 r/min，所需時間是50s。解釋了壓縮機轉(zhuǎn)速下降速度確實遠遠落后于車速降速速度，造成噪聲偏大的原因。而對策后，壓縮機轉(zhuǎn)速從最大的3 670 r/min，到怠速2 000 r/min，僅需要9.2s，快于對策前下降時間的5.4倍，同時也快于車輛制動速度的下降。證明了對策后壓縮機轉(zhuǎn)速下降速度可以與車速下降速度保持一致。

考慮最嚴(yán)酷情況，因為壓縮機限功率車速臨界值是在40 km/h（參考表2），即vt=40 km/h，可以得出t制動2=（40-0）/（3.6×2）=5.6s。

雖然壓縮機對策后轉(zhuǎn)速下降的時間9.2s相比t制動2在主觀上有3s的滯后，但這種工況出現(xiàn)的幾率很低。既使出現(xiàn)，也是可以接受。

綜上所述，可判斷在減速工況下，壓縮機轉(zhuǎn)速下降的速度從60 r/min提高到180 r/min，與車速下降速度趨于一致，也就是說，與驅(qū)動電機工作發(fā)出電流的聲音和車輛行駛中風(fēng)噪、輪胎與路面摩擦產(chǎn)生的路噪等產(chǎn)生的背景噪聲一同下降，不會凸顯出來，對策有效。

5.4 壓縮機單品噪聲大真因?qū)Σ?/p>

選取了10臺壓縮機，在臺架上運行，記錄它的噪聲水平。然后對壓縮機進行拆解，測量動盤、靜盤尺寸，并記錄，以便確認(rèn)不良摩擦是否是尺寸不良造成，見表4。從測量結(jié)果可以得出，動、靜盤型線壁厚差值尺寸相對于圖紙確實存在超0.012 mm左右。

表4 老工藝壓縮機動、靜盤尺寸測量

針對尺寸超差產(chǎn)生的原因調(diào)查，發(fā)現(xiàn)動、靜盤在模具加工時，渦旋線中心部位產(chǎn)生的相對加工速度比外圍加工速度快3～4倍，從而發(fā)生了加工刀具讓刀的現(xiàn)象，如圖12所示。相對讓刀量約為0.012 mm。

為減弱讓刀產(chǎn)生尺寸偏差的影響，把圖12渦旋線中心部位加工速度減至原來的1/4。按改善后工藝重新生產(chǎn)了10臺壓縮動、靜盤型，并測得其型線壁厚差值尺寸。結(jié)果確認(rèn)工藝改善后尺寸符合圖紙，不存在超差現(xiàn)象。進而對這10臺新壓縮機進行噪聲評價，評價全部合格，如表5所示。最后對這10臺壓縮機再次進行拆解，目測未發(fā)現(xiàn)動盤與靜盤有摩擦痕跡。

綜上所述，通過對動、靜盤的生產(chǎn)工藝改善，可以有效減少動、靜盤之間不良的摩擦干涉，降低壓縮機運行產(chǎn)生的不良噪聲。

6 對策效果確認(rèn)

6.1 電動壓縮機噪聲改善驗證

在實施了表3中所有對策后，用新生產(chǎn)出來的產(chǎn)品裝車驗證。通過改善前后主觀對比，分別評價車輛怠速、高速、減速行駛工況下，在乘客艙轉(zhuǎn)向盤、儀表板、換擋桿、前排座椅、地板、后排座椅的振動和噪聲水平，結(jié)果都從不能接受提高到可以接受，具體情況見表6。

使用NVH測試儀，客觀采集壓縮機振動噪聲，測得駕駛員人耳處噪聲數(shù)值［6］，如圖13所示。

圖13 駕駛員人耳處噪聲分貝值

可以看出，在怠速下對策后壓縮機振動噪聲，在壓縮機啟動穩(wěn)定后，駕駛員人耳處噪聲值最高從57 dB（A）降低到了49 dB（A），噪聲效果改善明顯。通過計算機軟件對數(shù)據(jù)進行轉(zhuǎn)換，把圖13按時間分布的聲譜轉(zhuǎn)化為聲音按頻率分布的頻譜，見圖14。經(jīng)分析，對策前，在頻率為63 Hz附近，壓縮機噪聲值出現(xiàn)了第一個峰值，這個頻率和支架1階頻率相近，說明峰值處產(chǎn)生共振，驗證了之前CAE分析數(shù)據(jù)的結(jié)論。對策后，在63 Hz附近的聲壓值為21dB（A），相比之前降低了15 dB（A），很好地避開了共振頻譜點。

表6 壓縮機噪聲效果確認(rèn)記錄表

圖14 改善前后壓縮機聲音的頻譜對比

經(jīng)過以上頻譜數(shù)據(jù)分析，本次壓縮機噪聲品質(zhì)改善得到很大提升。在車輛行駛的怠速、高速、減速工況下，壓縮機開啟運轉(zhuǎn)的振動噪聲都是在可接受范圍內(nèi)，有效地解決了主觀評價乘客艙噪聲大的課題。

6.2 電動壓縮機制冷性能驗證

改善對策中有實施降低壓縮機工作轉(zhuǎn)速，這樣需要重新驗證空調(diào)降溫性能是否滿足設(shè)計標(biāo)準(zhǔn)。按QCT 685—2009完成汽車空調(diào)制冷系統(tǒng)性能道路測試，對駕駛員耳朵位置溫度進行記錄［7］，得到圖15的降溫曲線。

可以看出，降溫實驗進行在10min的時候，駕駛員耳朵位置溫度從40 ℃降低到了23 ℃；在進行了30min時，駕駛員耳朵位置溫度繼續(xù)降低到了19 ℃，符合最初的設(shè)計目標(biāo)，并且隨著時間的延遲，降低的溫度基本和對策前保持一致。

圖15 空調(diào)降溫曲線

綜上所述，壓縮機轉(zhuǎn)速從5 000 r/min下降到3 670 r/min后，空調(diào)制冷性能符合最初的設(shè)計目標(biāo)，不會引起新的問題。

7 結(jié)論

傳統(tǒng)汽油車EV化，帶來了空調(diào)系統(tǒng)的變化，也帶來了EV車特有的噪聲特點。某EV車開發(fā)評價中，發(fā)現(xiàn)空調(diào)開啟壓縮機產(chǎn)生的振動噪聲，在乘客艙中可以明顯感覺。通過對車輛行駛怠速、加速、高速、減速工況下噪聲產(chǎn)生的機理進行分析，采取了降低怠速和高速在壓縮機輸出功率、避開壓縮機安裝支架模態(tài)1階頻率共振頻率點、提高壓縮機轉(zhuǎn)速下降速度、改善壓縮機內(nèi)部動、靜盤不良摩擦的對策。最后通過實車效果確認(rèn)，采集NVH數(shù)據(jù)，確認(rèn)了空調(diào)開啟產(chǎn)生的振動噪聲在怠速下，在駕駛員人耳處噪聲值降低了6 dB（A）；高速和減速工況下，乘客艙內(nèi)振動噪聲主觀感受也得到了很好的改善。

壓縮機的搭載安裝、減震橡膠形式對振動噪聲的傳遞也是非常重要的影響因素。從車輛最初的總布置、支架結(jié)構(gòu)形式檢討，就要充分考慮壓縮機振動噪聲的傳遞：降低壓縮機安裝支架的1階頻率，避開壓縮機正常工作范圍內(nèi)的頻率；設(shè)計有良好減震效果的減震橡膠，阻隔振動的放大傳遞；壓縮機管路良好的固定，減少管路中氣體和液體振動沖擊。對這些措施的研究探討，本文沒有詳細闡述，但是遇到這些方面設(shè)計不足時，也需要根據(jù)具體問題產(chǎn)生機理的不同做出相應(yīng)的對策。

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（編輯凌 波）

Study on Working Noise Optimization of an Electric Vehicle Air Conditioning Compressor

QIU Lin
（GAC TOYOTA Motor Co.， Ltd.， Guangzhou 511455， China）

Due to the structure difference between traditional gasoline vehicle and pure electric vehicle， pure electric vehicles have unique noise characteristics. It was found that after opening air conditioning （A/C） compressor， person in the cabin could feel obvious vibration noise. For this issue， analysis has been conducted based on different working conditions such as idling，high-speed and slowing down. We optimize the A/C compressor speed strategy， reduce the compressor work power and the 1st-order frequency resonance with the compressor bracket; increase the speed of compressor descending rotate，to balance the compressor vibration noise with environmental noise; reduce the negative friction of static and dynamic plate in the compressor， to reduce the compressor noise from the root cause. After countermeasures， we confirm the compressor running noise has been greatly reduced， which falls in an acceptable level for passengers.

pure electric vehicles; electric compressors; in-car noise; compressor control mode; 1st-order frequency；cooling capacity

U469.72

A

1003-8639（2017）08-0001-08

2016-11-15；

2107-07-06

邱琳（1984-），男，遼寧丹東人，主要從事汽車電子電器設(shè)計開發(fā)工作。