劉 濤，楊樹凱

(中國第一汽車集團有限公司，吉林 長春 130000)

隨著汽車行業(yè)的發(fā)展，人們對車輛的安全性和舒適性要求越來越高，目前行業(yè)內(nèi)較先進的車型均配備空氣懸架，在車輛行駛時能夠獲得良好的平順性和道路通過性[1]。但是在空氣懸架工作時，壓縮機會持續(xù)工作給存儲器罐充氣，在此過程中，空氣壓縮機本體產(chǎn)生連續(xù)振動，激起車身振動，產(chǎn)生車內(nèi)噪聲，嚴重時會讓人無法接受，這是空氣懸架的一項重要NVH問題。

1 空氣壓縮機產(chǎn)生噪聲的原理

1.1 空氣壓縮機結(jié)構(gòu)介紹

空氣懸架系統(tǒng)，主要是由空氣彈簧、控制閥門、車高傳感器、壓縮機、ECU 等構(gòu)成的車高調(diào)整系統(tǒng)。根據(jù)ECU提供的控制指令，來控制壓縮機與各個閥門，通過吸入與排出空氣懸架內(nèi)的空氣來調(diào)整車輛的高度[2]。

空氣壓縮機是以總成形式安裝在車身上，如圖1所示，物理模型可簡化為圖2的簡化圖，壓縮機本體用螺栓固定在內(nèi)支架上，內(nèi)支架與外支架通過減振彈簧總成連接，外支架用螺栓或彈性元件固定在車身上。

圖1 空氣壓縮機總成結(jié)構(gòu)

壓縮機的作用為干燥壓縮空氣，吸收經(jīng)過壓縮機的空氣中的水分； 內(nèi)支架的作用為固定壓縮機，連接到外支架上； 減振彈簧總成的作用為連接內(nèi)支架與外支架，緩沖壓縮機啟動工作時的大位移沖擊； 外支架的作用為固定壓縮機總成，將壓縮機總成固定到車身上。

1.2 空壓機噪聲機理分析

空壓機是利用其內(nèi)部的活塞在汽缸中的往復運動來壓縮空氣的，在這個運動的過程中，活塞與空氣摩擦能激發(fā)物體振動并發(fā)聲，此外活塞與一些附屬的機械結(jié)構(gòu)連接，產(chǎn)生機械振動和噪聲，因此，空壓機在工作時，不僅產(chǎn)生振動，還會發(fā)出噪聲。

空壓機產(chǎn)生的噪聲通過空氣傳播，進入車輛內(nèi)部，這部分噪聲稱為空氣噪聲。壓縮機產(chǎn)生的振動，在經(jīng)過壓縮機內(nèi)支架、彈簧總成、外支架后，傳遞到車身，激起車身的振動并產(chǎn)生噪聲，這部分噪聲稱為結(jié)構(gòu)噪聲[3～6]。因此，空壓機引起的車內(nèi)噪聲可表達為公式。

P=Ps+Pa

(1)

Ps=Hs·V

(2)

Pa=Ha·S

(3)

其中，P為空壓機工作時產(chǎn)生的車內(nèi)噪聲，Ps為結(jié)構(gòu)噪聲，Pa為空氣噪聲，Hs為車輛振動傳遞函數(shù)，Ha為車輛空氣傳遞函數(shù)。

因此，改善空壓機工作時產(chǎn)生的噪聲，主要從兩方面考慮，一方面改善壓縮機本體激勵，主要是其自身的噪聲和振動水平；另一方面是優(yōu)化從壓縮機到車內(nèi)的傳遞路徑。

筆者主要研究的是500Hz以內(nèi)的結(jié)構(gòu)噪聲，具有一定的項目背景，空壓機和車身在問題出現(xiàn)時已經(jīng)不能進行設(shè)計變更，因此，車輛的振動傳遞函數(shù)優(yōu)化成為主要措施[7～9]。

圖2 壓縮機總成物理模型

壓縮機總成可簡化成圖2所示的物理模型，從圖中可知，優(yōu)化空壓機振動的傳遞路徑，可從以下幾個方面考慮[10～12]：①相連結(jié)構(gòu)間的連接屬性，即剛度阻尼特性；②關(guān)鍵結(jié)構(gòu)的質(zhì)量。

2 空壓機原始狀態(tài)振動噪聲分析

對文中所研究的SUV進行測試，其500Hz內(nèi)的噪聲進行分析，發(fā)現(xiàn)其車內(nèi)噪聲頻譜呈階次特性，如圖3所示，在117Hz處車內(nèi)產(chǎn)生最大噪聲峰值，20Hz～500Hz噪聲RMS值48.6dB(A)。

圖3 車內(nèi)噪聲頻譜

空壓機端振動信號如圖4所示，由于空壓機電機的振動主要因其內(nèi)部轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)振動引起，所以其頻譜呈階次特性，空壓機主階次各振動與車內(nèi)噪聲頻譜特性對應(yīng)，因此，可以判斷車內(nèi)的噪聲峰值是由空壓機振動傳遞到車身引起的結(jié)構(gòu)噪聲。

圖4 壓縮機振動頻譜

將空壓機本體振動作為主動端振動，車身端振動作為被動端振動，計算主被動端隔振率，有較多的主階次隔振率未達到20dB的參考標準，說明空壓機的本體振動未經(jīng)衰減，就傳遞到了車身響應(yīng)端，是引起車內(nèi)結(jié)構(gòu)聲的主要原因。

3 空壓機振動噪聲優(yōu)化

如前文所述，筆者所研究的內(nèi)容是基于實際產(chǎn)品開發(fā)過程產(chǎn)生的，所以要考慮實際項目中的眾多因素，空壓機的振動噪聲優(yōu)化主要考慮在傳遞路徑的優(yōu)化，制定了針對性的實際措施，并予以實車試驗驗證。

3.1 布置位置優(yōu)化

空壓機總成通過外支架與車身連接，因此，車身端與外支架的連接點處的動剛度會影響振動的傳遞，動剛度越高，振動傳遞越小，通過錘擊試驗對車身各連接點進行動剛度測試。

SUV外支架與車身有3個連接點，各連接點50Hz～500Hz動剛度有效值如表1所列。

表1 車身與支架連接點動剛度有效值(N/mm)

車身與支架前連接點動剛度為834N/mm，遠低于8 000N/mm的參考值，應(yīng)對前連接點動剛度進行優(yōu)化，經(jīng)研究，前連接點離車身一根縱梁較近，此橫梁動剛度經(jīng)測量可達到8 000N/mm，因此考慮將空壓機布置位置進行優(yōu)化，將空壓機外支架形狀重新設(shè)計，前連接點延伸至車身橫梁。

對原空壓機外支架進行模態(tài)分析，其一階模態(tài)為115Hz，與空壓機的第三節(jié)主階次117Hz較接近，因此在空壓機外支架形狀重新設(shè)計時，考慮對其進行加強，并將前連接點變?yōu)閮蓚€，如圖5所示，經(jīng)過CAE分析優(yōu)化，新的空壓機外支架一階模態(tài)達到125Hz。

圖5 外支架優(yōu)化前后對比

外支架優(yōu)化后，其車內(nèi)噪聲頻譜如圖6所示，78Hz及117Hz處噪聲頻率發(fā)生峰值明顯降低，20Hz～500Hz噪聲RMS值由48.6dB(A)降低到47.1dB(A)。

圖6 外支架優(yōu)化后車內(nèi)噪聲頻譜對比

3.2 隔振特性優(yōu)化

此SUV的空壓機外支架與車身通過螺栓連接，空壓機總成的振動會直接傳遞到車身上，采取增加橡膠元件的措施，可衰減壓縮機總成傳遞到車身的振動，在已優(yōu)化的4點連接支架基礎(chǔ)上，增加橡膠襯套，如圖7所示。

圖7 橡膠襯套

將空壓機總成視為一個質(zhì)量總成，其外支架與車身連接點的振動作為對車輛的激勵輸入，車身端的振動作為相應(yīng)，要求其主、被動端隔振率達到25dB，建立優(yōu)化模型，經(jīng)多體優(yōu)化分析，確定橡膠襯套的剛度，試制的橡膠襯套樣件經(jīng)臺架試驗測量，其剛度結(jié)果，如表2所示。

表2 橡膠襯套測試結(jié)果(N/mm)

安裝橡膠襯套后，對車輛進行測試，車內(nèi)噪聲頻譜與安裝橡膠襯套前對比如圖8所示，100Hz內(nèi)低頻噪聲峰值降低，150Hz以上各噪聲峰值均明顯降低，20Hz～500Hz噪聲RMS值由47.1dB(A)降低到41.4dB(A)。

圖8 增加橡膠襯套后車內(nèi)噪聲頻譜對比

3.3 關(guān)鍵質(zhì)量布置優(yōu)化

根據(jù)工程實際經(jīng)驗，增加質(zhì)量會產(chǎn)生抑制振動的效果，經(jīng)過實車研究，發(fā)現(xiàn)車輛的電瓶位置可移動至空壓機與車身的后連接點，并不會產(chǎn)生較大的設(shè)計變更。對變更后的車輛進行噪聲測試，其車內(nèi)噪聲頻譜與變更前又發(fā)生了較大變化，如圖9所示，350Hz以內(nèi)的各噪聲峰值均降低，350Hz以上噪聲的噪聲曲線有略微升高，20Hz～500Hz噪聲RMS值由41.4dB(A)降低到39.2dB(A)。

圖9 關(guān)鍵質(zhì)量布置優(yōu)化后車內(nèi)噪聲頻譜對比

3.4 優(yōu)化結(jié)果總結(jié)

通過3.1～3.3的各方案的優(yōu)化，空壓機引起的車內(nèi)噪聲由48.6dB(A)降低到39.2dB(A)，車內(nèi)測點優(yōu)化前后的1/3倍頻程對比，如圖10所示，經(jīng)過優(yōu)化后低頻段的車內(nèi)噪聲明顯降低。

圖10 車內(nèi)噪聲優(yōu)化前后對比

經(jīng)過優(yōu)化后，空壓機主動端與車身被動端的主階次隔振率達到25dB。

4 總結(jié)

通過對空壓機的結(jié)構(gòu)及工作原理的研究，分析了壓縮機產(chǎn)生的振動及噪聲原因，基于實際產(chǎn)品問題，對可行的優(yōu)化方案進行研究，對壓縮機布置位置、外支架模態(tài)、連接點襯套隔振特性以及關(guān)鍵質(zhì)量位置進行優(yōu)化，有效地改善了壓縮機引起的車內(nèi)噪聲，其工作時引起的結(jié)構(gòu)噪聲由最初的48.6dB(A)降低到39.2dB(A)。