某型號汽車空調(diào)的測試分析及優(yōu)化設(shè)計研究*

王 軍，劉曉明，劉躍鵬

(江蘇聯(lián)合職業(yè)技術(shù)學(xué)院 無錫機電分院，江蘇 無錫 214028)

0 引言

近年來隨著汽車工業(yè)的蓬勃發(fā)展，我國汽車的保有量呈現(xiàn)逐年上升的趨勢，家用汽車已成為很多人出行必不可少的代步工具，人們除了對汽車的安全性注重以外，還對駕乘人員的舒適性有了更高的要求。而汽車空調(diào)作為汽車內(nèi)部結(jié)構(gòu)的一部分是汽車舒適性和安全性評估的重要系統(tǒng)，是汽車采暖、制冷、除霜、除霧、空氣過濾、溫濕度自動控制的核心系統(tǒng)［1-3］。但是，汽車空調(diào)在使用過程中會產(chǎn)生一定的振動和噪聲，會對駕乘人員的舒適感產(chǎn)生較大的影響。

因此，本研究通過對現(xiàn)有車型汽車空調(diào)的振動與噪聲進(jìn)行測試分析并提出優(yōu)化方案，以達(dá)到減小振動降低噪聲的效果，并應(yīng)用到新車型開發(fā)中，對提高汽車生產(chǎn)廠家的綜合競爭力具有很大的現(xiàn)實意義。

1 汽車空調(diào)噪聲與振動整車測試分析

1.1 汽車空調(diào)噪聲級測試

該測試采用的儀器為:HEAD BEQ II 聲品質(zhì)測試儀，測試標(biāo)準(zhǔn)為空調(diào)系統(tǒng)風(fēng)扇在整車上的噪聲與振動測量標(biāo)準(zhǔn)。本研究選用全冷內(nèi)循環(huán)吹面、全冷外循環(huán)吹面、全熱內(nèi)循環(huán)除霜、全熱外循環(huán)除霜、全熱外循環(huán)吹腳5 種工況，對該車一至五檔位進(jìn)行測試，傳感器布置圖如圖1 所示。

圖1 傳感器布置圖

測試結(jié)果為:①各測試工況在五檔位時，主、副駕駛員耳旁噪聲A 計權(quán)聲壓級均超過行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)62 dB(A)，全冷內(nèi)吹面模式四檔位噪聲亦超標(biāo);②同一模式檔位下，內(nèi)循環(huán)噪聲高于外循環(huán)噪聲，特別是全冷內(nèi)循環(huán)吹面模式的噪聲高于全冷外循環(huán)吹面模式2 dB～5 dB(A)左右;③各測試工況在五檔位時，車內(nèi)噪聲主要為空調(diào)的氣動寬頻噪聲，集中在中心頻率315 Hz～4 000 Hz范圍內(nèi)，發(fā)動機的噪聲被空調(diào)的氣動噪聲掩蓋;④相比HVAC 測試數(shù)據(jù)，在低檔位，HVAC 測試數(shù)據(jù)高于整車測試，主要是儀表板等隔聲作用，且空調(diào)紊流噪聲占非主導(dǎo)作用。在高檔位，HVAC 測試數(shù)據(jù)低于整車測試，主要是空調(diào)管道紊流噪聲占據(jù)主導(dǎo)作用。

1.2 汽車空調(diào)噪聲與振動信號測試分析

該測試的目的是對空調(diào)振動與噪聲間的關(guān)系進(jìn)行分析，以及對空調(diào)電機、風(fēng)扇、管道振動特性分析。測試汽車空調(diào)安裝在汽車上的各檔位噪聲與振動信號，分析噪聲的來源。測試方法為用聲學(xué)傳感器和單向加速度傳感器分別測試吹面出風(fēng)口、除霜出風(fēng)口附近的噪聲，以及儀表盤的振動信號，通過M+P 測試系統(tǒng)進(jìn)行頻譜分析和相干性分析。測試儀器主要包括M +P頻譜分析儀、Head 人工頭、單向加速度傳感器、聲傳感器等。以全冷內(nèi)循環(huán)吹面模式工況為例，在一檔位和五檔位下的主駕全冷吹面內(nèi)循環(huán)人工頭左耳噪聲自功率譜和人工頭置于主駕時全冷吹面內(nèi)循環(huán)儀表盤垂直方向振動頻譜如圖2 所示。

圖2 噪聲自功率譜和儀表盤垂直方向振動頻譜

測試結(jié)論:在一檔位時，車內(nèi)噪聲主要仍為發(fā)動機噪聲，空調(diào)噪聲已有體現(xiàn)，中頻噪聲相對突出，空調(diào)產(chǎn)生噪聲未掩蓋發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲。該模式下儀表盤振動主要還是由發(fā)動機引起，空調(diào)對其影響很小。在五檔位時，車內(nèi)噪聲主要為空調(diào)氣動寬頻噪聲，高頻噪聲突出?？照{(diào)產(chǎn)生噪聲完全掩蓋發(fā)動機產(chǎn)生的噪聲。儀表盤振動加劇主要是由電機或風(fēng)扇不平衡產(chǎn)生的結(jié)構(gòu)振動引起的。

2 汽車空調(diào)噪聲與振動改善的優(yōu)化方向

本研究通過對該型號汽車空調(diào)噪聲與振動的測試分析，得出以下優(yōu)化方向:

(1)針對汽車空調(diào)在噪聲級測試時出現(xiàn)空調(diào)殼體振動劇烈，并因此引起的聲腔耦合噪聲突出的現(xiàn)象，建立空調(diào)殼體的數(shù)值模型，對空調(diào)殼體進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，提高其剛度、抗振性能;

(2)針對整車測試時高檔位出現(xiàn)的振動加劇并引起儀表盤振動加劇的這一現(xiàn)象，需要對電機與空調(diào)殼體進(jìn)行隔振處理，同時對空調(diào)與車體的安裝位置處進(jìn)行隔振處理，降低因電機振動引起的空調(diào)殼體的振動及空調(diào)殼體對儀表盤振動的影響。

(3)針對內(nèi)循環(huán)模式下噪聲突出這一現(xiàn)象，需要對進(jìn)風(fēng)口與出風(fēng)口進(jìn)行CFD 建模與分析，對進(jìn)風(fēng)口與出風(fēng)口優(yōu)化設(shè)計，提高進(jìn)氣口氣流平順性，降低進(jìn)氣口處的紊流噪聲。

3 汽車空調(diào)有限元分析及優(yōu)化設(shè)計

3.1 汽車空調(diào)整機模態(tài)分析及優(yōu)化

本研究應(yīng)用ANSYS 軟件對汽車空調(diào)整機進(jìn)行模態(tài)分析，可得到空調(diào)箱固有頻率和對應(yīng)振型。通過固有頻率可以判斷結(jié)構(gòu)的剛度大小以及是否會發(fā)生共振［4-5］。通過振型可以判斷結(jié)構(gòu)薄弱環(huán)節(jié)，同時模態(tài)分析也是進(jìn)行振動響應(yīng)分析的基礎(chǔ)。振動響應(yīng)分析，可得到各工況下的應(yīng)力分布。

筆者建立汽車空調(diào)的CAE 模型、單元類型C3D4、單元數(shù)量354 W、節(jié)點數(shù)量111 W 如圖3 所示。通過模態(tài)分析及振動響應(yīng)分析發(fā)現(xiàn):

(1)前六階約束模態(tài)中有五階是關(guān)于冷交換器的，冷交換器約束需改進(jìn);

(2)第三階約束模態(tài)為進(jìn)風(fēng)口，進(jìn)風(fēng)口與殼體之間約束需改進(jìn);

(3)模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)存在64.6 Hz 固有頻率，實驗測試發(fā)現(xiàn)第五檔(62 Hz～68 Hz)時振動較大，可能發(fā)生共振;

(4)振動激勵響應(yīng)分析，發(fā)現(xiàn)約束點處應(yīng)力較大，且在X 方向激勵情況下，前4 種工況最大應(yīng)力大于材料強度極限。

圖3 汽車空調(diào)的CAE 模型

修改方案一:根據(jù)前面進(jìn)行的模態(tài)分析及振動響應(yīng)分析，發(fā)現(xiàn)冷交換器和進(jìn)風(fēng)口剛度不夠，需改進(jìn)約束?，F(xiàn)將冷交換器與殼體之間進(jìn)行Z 方向約束，進(jìn)風(fēng)口與殼體之間增加一個全約束如圖4 所示。汽車空調(diào)殼體最大應(yīng)力值如表1 所示。通過表1 中27.4 Hz、33.3 Hz、47.3 Hz 3 種頻率下殼體部位最大應(yīng)力大小的變化可知，增加冷交換器與殼體之間以及進(jìn)風(fēng)口與殼體之間的約束，可減少產(chǎn)生大應(yīng)力的工況。

圖4 修改方案一

表1 汽車空調(diào)殼體最大應(yīng)力值

修改方案二:振動響應(yīng)分析發(fā)現(xiàn)，螺栓連接處易產(chǎn)生較大應(yīng)力情況，故增加螺栓連接處板厚可減小相應(yīng)位置應(yīng)力。例如板厚增加1 mm，27.4 Hz 下，X 方向激勵，最大應(yīng)力為47.2 MPa，未改動時最大應(yīng)力為52.1 MPa，X 方向激勵應(yīng)力分析如圖5 所示。

圖5 X 方向激勵應(yīng)力分析

3.2 汽車空調(diào)整機隔振系統(tǒng)校核分析

汽車空調(diào)系統(tǒng)作為汽車的重要組成部分，其振動特性是影響汽車安全性和舒適性的關(guān)鍵因素?？照{(diào)系統(tǒng)受到的振動激勵有系統(tǒng)本身的激勵以及外界激勵。為了提升駕駛體驗的舒適感，減少空調(diào)的振動傳遞給車身，要對汽車空調(diào)系統(tǒng)采取隔振的措施。同時，空調(diào)系統(tǒng)的隔振也會降低路面激勵以及整車的振動傳遞給空調(diào)系統(tǒng)，從而增加空調(diào)系統(tǒng)的使用壽命。下面以前隔振器為例，利用ANSYS 軟件對其強度進(jìn)行校核。在3 倍重力條件下，橡膠材料和金屬硫化表面的最大應(yīng)力出現(xiàn)在橡膠與鋼板接觸處，大小為0.62 MPa;在4.5 倍重力條件下，橡膠材料和金屬硫化表面的最大應(yīng)力出現(xiàn)在橡膠與鋼板接觸處，大小為0.93 MPa。根據(jù)硫化工藝，橡膠與金屬表面的硫化強度小于15 kg/cm(即1.5 MPa)，所以能夠滿足硫化強度要求如圖6 所示。

圖6 前隔振器強度校核

3.3 汽車空調(diào)流場CFD 分析及優(yōu)化設(shè)計

計算流體力學(xué)(CFD)在汽車工程中的應(yīng)用，使得研究者可以利用計算機仿真技術(shù)，結(jié)合數(shù)字模型，代替真實系統(tǒng)進(jìn)行研究，明確研究方向，縮短研制周期，減少反復(fù)試驗造成的成本和資源浪費［6-9］。

CFD 方法運用體積元的思路可以很方便地獲取流體運動狀態(tài)［10］，并能預(yù)測產(chǎn)品產(chǎn)生的噪聲位置，減少優(yōu)化風(fēng)機、流道的開發(fā)修改成本。本研究經(jīng)過第一階段的噪聲測試，發(fā)現(xiàn)吹面全冷模式的噪聲聲功率最大，也就是說吹面全冷模式是空調(diào)工作噪聲最惡劣的模式。所以這里選擇對該型汽車空調(diào)在吹面全冷模式下進(jìn)行CFD 方法分析，對空調(diào)進(jìn)行流場的模擬，分析其噪聲分布，提出改進(jìn)方案，并與原模型進(jìn)行對比，最后對改進(jìn)后的整機再次進(jìn)行校驗。筆者以內(nèi)循環(huán)模式為例，對內(nèi)部流場進(jìn)行分析，按照聲功率大小上色，可以看出湍流噪聲較大的區(qū)域主要分布在扇葉及蝸舌區(qū)域如圖7 所示。

圖7 內(nèi)部流場跡線圖

風(fēng)扇及蝸殼優(yōu)化:現(xiàn)有風(fēng)扇采用原始風(fēng)扇，蝸殼采用阿基米德螺線。改進(jìn)方案為縮短蝸舌并增大蝸舌曲率，改變?nèi)~片數(shù)目，使用ANSYS FLUENT［11］進(jìn)行分析。在風(fēng)扇轉(zhuǎn)速(3 900 r/min)和葉片數(shù)目(41 片)相同的情況下，原始模型風(fēng)扇表面最大聲功率級為110 dB，聲功率分布如圖8 所示?？s短蝸舌并增大蝸舌曲率后風(fēng)扇表面最大聲功率級變?yōu)?04 dB，聲功率分布如圖9所示。改進(jìn)結(jié)構(gòu)后的噪聲會明顯降低。

圖8 風(fēng)扇表面聲功率分布圖(原始模型)

圖9 風(fēng)扇表面聲功率分布圖(縮短蝸舌并增大蝸舌曲率)

同時，在其他條件不變的情況下，根據(jù)流體動力學(xué)和風(fēng)扇葉片數(shù)量的要求，通過改變風(fēng)扇葉片數(shù)目進(jìn)行實驗分析的結(jié)果如表2 所示。從表2 中可以看出，葉片數(shù)目取37 片對增加流量和降低噪聲效果最好。

表2 風(fēng)扇表面聲功率參數(shù)表

4 結(jié)束語

本研究通過對某型號汽車空調(diào)噪聲與振動信號的測試和分析，找出空調(diào)殼體振動劇烈、內(nèi)循環(huán)模式下噪聲突出等問題，提出具體的優(yōu)化改進(jìn)建議，同時利用ANSYS 分析軟件對優(yōu)化設(shè)計過程具體實施。通過對汽車空調(diào)整機模態(tài)分析及優(yōu)化、整機隔振系統(tǒng)校核分析、流場CFD 分析及優(yōu)化設(shè)計，能夠有效地降低關(guān)鍵部件的應(yīng)力集中，減少空調(diào)的振動傳遞給車身，降低進(jìn)氣口處的紊流噪聲。

相關(guān)汽車空調(diào)生產(chǎn)企業(yè)依據(jù)分析優(yōu)化結(jié)果對該型號汽車空調(diào)產(chǎn)品進(jìn)行了技術(shù)改造，使產(chǎn)品品質(zhì)得到了顯著改善。進(jìn)而證明了該優(yōu)化設(shè)計方法對有效提高汽車空調(diào)性能的可行性，同時對類似汽車空調(diào)產(chǎn)品的改進(jìn)研制具有很好的借鑒意義。

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