汽車空調NVH 性能改進方案研究

王博，江祖毅，夏登輝，許晶，王路

（1.430081 湖北省 武漢市 武漢科技大學；2.430056 湖北省 武漢市 東風馬勒熱系統有限公司）

0 引言

汽車空調作為駕駛艙的環境控制系統，其NVH 性能表現影響著乘客的駕駛和乘坐體驗。汽車空調噪聲主要分為機械噪聲、氣動噪聲、制冷劑流動噪聲、電磁噪聲等[1]。在空調箱體結構噪聲優化方面，宋魯濤[2]等提出了一種有效的用于吹腳風道內的氣流場分析和控制方法，解決了吹腳模式下地板振動問題。本文通過調整固有頻率和動剛度優化箱體的結構強度，解決箱體的結構噪聲。在空調管路輻射噪聲優化方面，張敬東[3]等增加約束條件優化空調管路的設計，從而實現對其固有振動特性的改善。本文通過對管路安裝點與支撐點進行處理，使管路與箱體硬接觸變成軟接觸，并且在傳播路徑上通過施加吸音棉進行阻隔等手段，有效解決了管路輻射噪聲問題。在冷媒噪聲優化方面，李偉[4]等通過縮小管路安裝間隙的方法解決了流激噪聲。本文通過在消音室內對目標噪聲進行復現與采集，定位噪聲源，設計了適用于高壓管路的管路消聲器，穩定可靠地解決了此類噪聲問題。

本文以空調的結構強度、輻射噪聲、冷媒流動噪聲等典型噪聲作為研究對象，通過試驗與仿真相結合的手段，制定噪聲優化方法，對各類噪聲進行改善優化。

1 箱體結構噪聲優化

汽車空調箱體受到的激勵主要分為2 部分：一是外部激勵傳遞到整個空調箱體上；二是內部高速氣流引起的箱體振動。改善箱體動剛度可有效地減緩箱體表面在內部氣流脈動沖擊下的振動強度，從而改善箱體表面輻射噪聲。

一般來說，外部各激勵源均在40 Hz 以下，因此調整箱體的第1 階模態頻率，使其遠高于激勵頻率即可避免共振風險；而對于箱體內部的激勵，通過改變固有頻率解決的難度較大。本文通過改善結構件的剛度，很好地控制了箱體受到激勵后的振動幅度，進而改善箱體振動問題，因此需要獲取結構的固有頻率和動剛度這兩個參數。結構振動的功率譜曲線無法保證功率密度曲線的峰值處頻率是固有頻率還是受迫振動頻率，而頻響函數的峰值必定為結構的固有頻率，所以固有頻率需要通過頻率響應函數（FRF）的力振傳遞函數（VTF）獲得。動剛度可直接通過錘擊法測得，然后源點動剛度可以通過換算得到。本文使用的2 種頻率響應函數的形式是以力為輸入、振動加速度信號為輸出的力振傳函（VTF），和以力為輸入、聲信號為輸出力聲傳函（NTF）。

1.1 汽車空調箱體固有頻率和動剛度試驗

綜合分析箱體表面結構強度較弱和易承受力沖擊的位置，本文布置了13 個加速度傳感器。通過用力錘激勵箱體，得到箱體的頻率響應函數（FRF），根據其共振頻率得到箱體的各階模態頻率。原始箱體部分測點（以1 號測點為例）的局部FRF 曲線如圖1 所示，其中曲線1 表示FRF 曲線，曲線2 表示相干曲線。

圖1 原始狀態部分測點的FRF 曲線（1 號測點）Fig.1 FRF curve of some measuring points in original state (No.1 measuring point)

通過分析各個FRF 曲線圖可知，該空調箱體結構的固有頻率較為達標，只需稍加優化即可。部分測點（12、13 號測點）的動剛度曲線如圖2 所示，其中曲線表示動剛度，直線表示標準線98 N，動剛度曲線在標準曲線以上滿足要求。

圖2 原始狀態部分測點的動剛度曲線Fig.2 Dynamic stiffness curve of some measuring points in original state

根據動剛度曲線分析，在目標頻段（20～200 Hz）內動剛度完全達標的只有2 個點，而完全不達標的點有4 個，如測點12 和13，因此該空調箱體動剛度水平嚴重不合格。

綜上分析，針對箱體結構的固有頻率和動剛度問題，動剛度存在的問題嚴重得多，而結構的固有頻率隨著剛度的增大而增加，因此本文從提升動剛度角度對箱體結構強度進行優化。

1.2 箱體結構參數優化

根據動剛度實驗結果，基本達標和勉強達標點在目標頻段內，不達標的頻段幾乎均為低頻段。而在低頻段，如果靜剛度值越大，則動剛度也就越大。本文將從箱體的材料屬性、表面加筋、自由邊界約束3 個方面增大結構的靜剛度，從而對箱體的動剛度進行優化。

1.2.1 材料屬性優化

用強度更大的材料對結構的靜剛度提升最大，原始箱體所用材料為PP 型塑料，改為ABS 型塑料。PP 型和ABS 型塑料對比如表1 所示。

表1 PP 型塑料與ABS 型塑料屬性對比Tab.1 Comparison of properties between PP plastics and ABS plastics

塑料產品對結構強度提升始終是有限的，而此空調箱體動剛度不足的問題較為嚴重，單純更換成ABS 型塑料并不能完全解決，需要施加輔助手段進一步增強結構的強度。

1.2.2 表面加筋優化

在結構件材料既定的情況下，表面加筋處理是很好的架構強度改進方式[5]。直接表面加筋可在板的垂直方向增強結構強度，但在結構水平面上的振動傳遞需要考慮筋的表面分布方式，經過綜合考慮，加交叉筋是比較合適的方式，可以在原有矩形筋的基礎上直接設計交叉筋。

1.2.3 自由邊界約束

原始箱體設計僅靠金屬卡扣結合板塊（圖3 圓圈所示），使得板塊接合處在垂直于面板的方向仍存在可移動的空間。本文將卡扣設計成相互咬合的形式（如圖4 所示），同時在結合槽內施加閉孔海綿，保證其有一定壓縮量的同時仍有一定硬度反饋，使得板塊結合更加緊密，還避免了箱體內氣流從板塊間竄出，產生縫隙噪聲[6]。

圖3 板塊結合方式Fig.3 Plate combination mode

圖4 相互咬合式卡扣Fig.4 Mutual occlusion buckle

綜上，本文從箱體的材料屬性、表面加筋、約束自由邊界3 個方面嘗試增大結構的靜剛度，從而對箱體的動剛度進行了優化。

1.3 箱體結構優化結果驗證與分析

在保證樣機安裝、測點布置、軟件設置以及測試方式不變的前提下，實施1.2 節所述3 種優化方案，仍使用錘擊法以源點動剛度（IPI）對13 個測點進行優化評價。為直觀看出整體優化結構以及各測點前后動剛度值變化，計算優化前后13 個測點在目標頻段（20-200 Hz）的動剛度均值，如表2 所示。

表2 優化前后目標頻段動剛度均值Tab.2 Average dynamic stiffness of target frequency band before and after optimization

由表2 可以直觀看出，優化方案實施后，各測點的動剛度均有了大幅度提升，而且均滿足了標準，均在10 (kg·f)/mm 以上。

2 管路輻射噪聲優化

對于汽車空調制冷管路系統，其激勵不僅受到與之相連的箱體振動影響，還受到發動機艙、壓縮機以及膨脹閥的影響，故其輻射噪聲較難處理，本文從以下幾方面處理：在膨脹閥處施加減振手段和吸音棉；以膨脹閥為界限，通過隔振處理減少發動機艙內的振動和噪聲傳遞到箱體內；在管路與箱體的硬性結合處，施加阻尼材料，衰減箱體傳遞給管路的振動。暖風水管管路系統實際只是發動機冷卻液循環管路系統的一部分，核心部件為暖風芯子和熱水閥，其降噪只需考慮暖風芯子的隔振與抑制管路振動。

本文利用力錘法做NTF 測試，以主機廠內部項目標準判定輻射噪聲是否達標。以車輛坐標系為標準坐標系，分X、Y、Z 三個方向敲擊，敲擊位置為膨脹閥處制冷劑管路與空調箱體側暖風水管，并在敲擊位置布置一個加速度傳感器，用于測量輸入與響應的相干系數，根據試驗人員通用測量標準，本次測量要求相干系數＞0.8。

2.1 制冷劑系統管路輻射噪聲測試

原始狀態制冷劑管路輻射噪聲測試結果如圖5所示，其中曲線1 為6 個聲級計所測得的VTF 的均方根值，直線為標準判定線73 dB，曲線2 為相干系數，根據公司項目標準分析頻帶為100～500 Hz，評價標準：制冷劑管路輻射噪聲需小于73 dB，暖風水管輻射噪聲需小于75 dB。

圖5 原始狀態制冷劑管路輻射噪聲測試結果Fig.5 Radiated noise test results of refrigerant pipeline in original state

由測試結果可知，所有測試結果的相干系數均在0.94 以上，表明測試結果可靠性很高，且敲擊X 方向所得結果滿足要求，Y 方向在160～340 Hz頻段輻射噪聲超標，Z 方向在140～200 Hz 頻段輻射噪聲超標。

2.2 暖風水管輻射噪聲測試結果

原始狀態暖風水管輻射噪聲測試結果如圖6 所示，其中曲線1 為6 個聲級計所測得的VTF 的均方根值，直線為標準判定線75 dB，曲線2 為相干系數，根據公司項目標準分析頻帶為400～1 000 Hz。

圖6 原始狀態暖風水管輻射噪聲測試結果Fig.6 Radiated noise test results of heating water pipe in original state

由測試結果可知，暖風水管測量的相干系數不如制冷劑測量時好，考慮到是由于制冷劑管路由膨脹閥處的法蘭固定，而且法蘭上還有海綿壓縮固定，因此受激勵后自振衰減快，導致其測試的相關性較高，因此暖風水管的相干性稍低可以理解。且由測試結果表明，在X、Y、Z 三個方向激勵過程中，暖水水管的輻射噪聲均符合標準。

由以上測試可得，暖風水管輻射噪聲達標，制冷劑管路輻射噪聲不達標，且不達標頻段較低，與結構關系較大，因此本文針對該空調制冷劑管路引起的輻射噪聲進行優化。

2.3 管路輻射噪聲改進

本文制冷劑系統管路的輻射噪聲優化分為2 個方面：一是箱體內部管路，特別是蒸發器及其與膨脹閥之間管路振動噪聲；二是發動機艙部分傳來的振動噪聲[7]。

考慮到蒸發器在空調箱內安裝類問題，在芯體和箱體上的各限位安裝點使用減振橡膠避免芯體與箱體的硬性接觸。對于芯體上沿及周圍的振動衰減，則可以用海綿包裹保證更好的吸聲性能。同樣，由于仍要考慮一定的限位作用，因此外側直接接觸處用硬度較大的海綿，而中部非直接接觸位置則可用壓縮量較大的海綿，保證更強的隔振吸聲能力。

制冷劑在經過膨脹閥后，必然引起制冷劑管路的振動。針對膨脹閥至蒸發器這段管路的振動問題，黑膠泥作為一種強阻尼材料，能使管路振動快速衰減，同時其類似瀝青具有強附著性，可直接附著在管路上，因此本文使用黑膠泥施加在管路上，解決此段管路振動問題。

2.4 箱體外管路優化

箱體外管路優化主要是膨脹閥位置的優化，關鍵是抑制管路中制冷劑對膨脹閥的壓力脈動傳遞給箱體所引起的箱體振動這種輻射噪聲，同時膨脹閥是駕駛艙與發動機艙之間防火墻上的開孔，對從發動機艙傳來的噪聲的隔聲處理[8]。

鑒于上述2 種情況，選擇海綿，包裹著法蘭，以50%的壓縮量安裝在膨脹閥與箱體之間，選用的海綿種類如表3 所示。

表3 各類型海綿屬性對比表Tab.3 Comparison of properties of various types of sponges

2.5 管路輻射噪聲改進方案驗證

空箱內部管路優化方案為單個方案，而膨脹閥海綿有4 種方案，因此更換膨脹閥海綿進行逐一驗證。由測試結果可知，所有測試結果的相干系數均在0.94 以上，表明測試結果可靠性很高，且敲擊X方向所得結果滿足要求，而Y 方向在160～340 Hz 頻段輻射噪聲超標，Z 方向在140～200 Hz 頻段輻射噪聲超標。圖7 是以超標的Y 方向為例，采用不同海綿進行驗證的結果，其中曲線為6 個聲級計所測得的VTF 的均方根值，直線為標準判定線73 dB，分析頻帶為100～500 Hz。

圖7 4 種方案在Y 方向的測試結果圖Fig.7 Test results of four schemes in Y direction

由上各方案測試結果可知，各方面實施后，制冷劑管路引發的輻射噪聲均已達到項目標準，其中XPE+PUR 復合海綿與EPDM 復合方案結果最好。但就具體對比而言，XPE+PUR 復合海綿較EPDM海綿有著更強的強度以及高頻吸聲性能，因此綜合考慮，選用XPE+PUR 復合海綿作為最終方案。

3 汽車空調系統制冷劑流動噪聲改善

針對汽車怠速熄火時汽車空調系統產生的中低頻冷媒流動噪聲的問題，王博等[9]設計了適用于高壓管路的管路消聲器，結合已有經驗方案，穩定可靠地解決了此類噪聲問題。主要措施如下：（1）通過調整膨脹閥的開度，控制其動作值；（2）改進管路形狀、走向，優化管路變徑處的變徑程度，減少管路的彎曲程度以及將垂直流向的管路更改成水平流向或減緩其角度；（3）設計簡易可靠的管路消聲裝置，降低傳遞的的聲能量以及約束兩相流中的氣泡尺寸等。參見圖8、圖9。

圖8 部分管路優化位置Fig.8 Optimized location of some pipelines

圖9 改進后管路全景Fig.9 Panoramic view of improved pipeline

表4 為3 種管路消音器設計，管路消音器實物及安裝位置如圖10 所示。圖11 和圖12 分別是更改前膨脹閥處時頻圖測試結果和實施綜合方案后時頻圖測試結果。

圖10 綜合改進后的系統全景Fig.10 Panorama of integrated improved system

圖11 更改前膨脹閥處測試結果Fig.11 Test results at expansion valve before change

圖12 綜合方案測試結果Fig.12 Test results of the comprehensive scheme

表4 3 種管路消音器Tab.4 Three pipeline silencers

由圖11 可以看出，膨脹閥處聲級計采集的噪聲信號中，特征尤其明顯。由圖12 的頻譜分析可得，經過綜合方案的實施后，該型聲音在頻譜上的表現特征幾乎完全消失。

4 結語

本文針對汽車空調箱體結構噪聲、管路輻射噪聲、冷媒噪聲進行了分析與優化，針對各個問題，分別提出了相對應的優化方案，從而改善了汽車空調的NVH 性能。