汽车空调系统制冷剂气流脉动抑制方法研究【附工作原理】

久三年 2021-05-17 13:49:57

摘要:分析了汽车空调系统由于制冷剂气流脉动产生噪声的原因,给出传统压力脉动的数值计算方法。提出一种气流脉动衰减器,该衰减器是由振动质量块与弹簧构成的无阻尼单自由度机械振动系统,对该气流脉动衰减器进行了理论研究。在此基础上,结合实例,识别某车型空调系统噪声源,通过声压的测试和频谱分析,得到制冷剂气流脉动造成异响的结论。提出在压缩机后盖增加气流脉动衰减器的改进措施,通过台架与整车试验,验证该措施的有效性与准确性,解决由于空调系统制冷剂气流脉动引起的车内异响问题。


随着我国汽车工业的发展和消费者对声音品质要求的提高,空调系统制冷剂产生的气流脉动而引起的空调系统异响已经成为困扰汽车厂商的一个重要问题。传统的解决办法是在空调系统低压管路上安装赫姆霍兹消声器、孔板、隔音垫和储液罐等元器件来消除异响。例如,在空调系统管道的某个位置配备合适的孔板,可以在一定程度上衰减气流脉动和管道的振动。但这些方法没有从气流脉动产生的源头上解决问题,且管道内气流速度较高,会造成较大的功率损失,影响整车的制冷效果,同时汽车空调系统中由于空间有限,上述很多消除噪声和气流脉动的设备无法安装。


本文在识别了压缩机噪声源,分析了压缩机的噪声特性,获得了压缩机的噪声源是气流脉动的基础上,设计了一种气流脉动衰减器,该脉动衰减器安装在空调压缩机吸气容腔中,作用机理类似于无阻尼的动力吸振器。弹簧与质量元件构成单自由度的机械振动系统,利用活塞质量的动力作用,消耗气流脉动产生的能量。对该气流脉动衰减器进行理论与实验研究,验证气流脉动衰减器消除脉动的有效性。


1、气流脉动产生机理与压力脉动数值计算


1.1空调系统产生气流脉动原因


在汽车空调系统中,空调压缩机活塞是周期性的吸排气,吸排气阀门也是周期性的开启与关闭,因此管路中的制冷剂气体的速度和压力的变化也是周期性的,而在工程技术上,称气体的速度与压力周期性的变化为气流脉动。气流脉动现象能产生气动噪声,噪声的基频与气体脉动的频率相同。同时气流脉动会使低压管中的气体谐振产生脉动性噪声。建立气流脉动模拟系统时,需要同时建立两个振动系统。管道内存在的气体,近似为气柱,该系统称为气柱振动系统,气体的特性为既可以压缩又可以膨胀,因此气柱的本身可以看作成具有连续质量的弹性振动系统。当外界对该弹性振动系统实施一定的激发,弹性振动系统就会做出相应的回应(即振动),空调压缩机在正常工作时,活塞会周期性地运动,带来周期性排气与吸气,这一动作的本身就会激发气柱响应。建立机械振动系统是分析气流脉动的第二个系统,该系统由管路的实体结构建立。机械振动系统的特性为:机械振动系统有激发力作用,系统会产生相应的机械振动响应。在空调系统的结构中,由于空间的限制与必要的设计要求,空调管路会有一定的弯角与截面上的变化,压力脉动会在上述位置作用,进而产生不平衡力(即激发力),引起管路机械振动。空调管道的结构和空调管路中的气体都具有一定的物理固有频率,外界或自身的激发频率与固有频率接近甚至相同时,就会发生共振,导致管道剧烈振动。


1.2空调管路压力脉动数值计算


汽车空调系统中的管路,管径与管长之比很小,管内同一横截面上的制冷剂气体的速度、压力等参数可视为相等,称为一维非定常流动。在压力不均匀度在18%以下,波动现象可用波动方程描述。


当空调系统管路中的平均气流速度与声速相比很小时,可以忽略平均气流速度,平面波动方程可以写为

汽车空调系统制冷剂气流脉动抑制方法研究【附工作原理】

式中:a2=kgRT0=常数;k为绝热指数;g为重力加速度;R为气体常数;T0为气体绝对温度;pt为管道压力脉动值。


式(1)的解为


式中:A*、B*为复数常数;为压力脉动复数解。


同时忽略平均气流速度时,运动方程可以写为


同理,连续方程可以写为


此时,根据分离变量方法,脉动速度写为


式中为脉动速度。


将式(1a)、式(3a)代入式(2),求解速度脉动复数解u*(x)得

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将式(4)代入式(3a)得


式(1a)和式(5)是经典平面波动方程的一般解。式(1a)和式(5)对脉动现象作出了精确的描述,根据文献的描述,在实际中由于压力的不均匀度总是低于18%,因此波动方程都可应用,满足工程需要。


图1管道截面的脉动参数


为了将管路中x=0处的压力脉动量与速度脉动量转换成在任意x处截面上的压力脉动量与速度脉动量,需要建立两个截面上脉动量的转移关系。


在图1所示管道上,设左端x=0的脉动速度为,脉动压力为,代入式(1a)和式(5)得:


由式(6)和式(7)求解得:


将A*、B*代入式(1a)和式(5)得到任意距离x截面上脉动量:


利用欧拉公式:


将式(10)和式(11)写成矩阵形式:


式(13)将x=0处的脉动转换成在x处截面上的脉动,上述矩阵可称为转移矩阵。通过上面的推导,就得到管路内任意x处截面上的压力脉动量与速度脉动量。


2、无阻尼脉动衰减器工作原理


图2单自由度振动系统


1.衰减器本体2.质量元件3.弹簧


根据减振技术的原理,在原振动系统上附加物体,使原本的振动系统与附加的振动体之间通过产生相互作用消耗振动能量,降低系统振动强度。该气流脉动衰减器就是根据被动减振技术工作原理设计的,利用系统中附加的辅助质量的动力作用消耗振动的能量。


附加的辅助质量元件与系统通过弹性元件相连接,当空调系统中因周期性的压力脉动激励而产生振动响应时,主系统管路内的制冷剂气体振动,该附加的质量元件也同时振动。利用质量元件的动力作用,与压力脉动激励力相互抵消,使整个系统的振动得到抑制。该附加系统与主系统仅用弹性元件连接,称为无阻尼脉动衰减器。下面将用动力模型分析该无阻尼脉动衰减器工作原理。


无阻尼脉动衰减器简图如图2左图所示,系统的动力学模型如图2右图,简化为单自由度振动系统。在力学上,单自由度振动系统的运动微分方程为


式中:m为物块的质量;k为弹簧的刚度;c为阻尼系数;F(t)为激发力。


该脉动衰减器装置安装在空调压缩机后盖,即与空调系统进气管道末端连通,质量为m的工作活塞与弹簧构成单自由度振动系统,阻尼主要来源于活塞与壁面之间摩擦引起的摩擦力。活塞与壁面之间有冷冻油润滑,可近似为0。F(t)是进气管道中的气态制冷剂对脉动衰减器的激励,频率与压缩机的运转频率相同。单自由度系统对该激励的响应有稳态响应。式(14)可以改写为


F(t)满足Dirichlet条件的周期信号可以写成傅里叶级数形式:

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式中:为基频,


由线性叠加原理求得稳态响应为


式中。至此得到了该无阻尼脉动衰减器对空调系统管路内制冷剂压力脉动的响应。


3、实例分析


图3压缩机开启前后系统的噪声频谱图


某车型在空调开启时,车内明显能听见“嗡嗡”异响,极大地影响该车型的声品质。空调关闭时,异响立刻消失。该车型使用活塞式压缩机,活塞式空调压缩机具有体积小、结构紧凑等优点,要控制空调系统的噪声,就需要研究噪声部位和产生机理,识别噪声源的频率,确定引起异响发生的根源。


对整车做NVH试验,在压缩机机体上和吸气管路低压管上布置三方向加速度传感器,在车内副驾驶的位置上布置采集声音的装置,记录整车试验的噪声频谱图,如图3所示。


对比空调开启前后,由图3左图整车声压级图可知,在空调开启时,噪声有2 dB(A)的上升,造成用户在驾驶室主观上能听到噪声,在关闭空调瞬间,空调压缩机停止工作,异响消失。图3右图的是整车时间功率谱阵图,空调开启时117 Hz水平亮线展示了该噪声的频率特性,为后续的噪声分析提供数据。


确定了异响的频率,下一步需要利用频率特性寻找激励源。在压缩机支架,压缩机总成和吸气管路低压管上布置三方向加速度传感器,测量各部件的振动频谱图,图4左图为低压管振动频谱图,右图为车内声压频谱图。


图4左图为吸气管路振动频谱图,当空调开启,压缩机工作时,压缩机三个方向(X,Y,Z)振动加速度都明显增大,低压管的振动与脉动密切相关,异响是由于吸气管路气流脉动引起。


图4改进前吸气管路振动频谱图


发动机怠速并开启空调时,试验车型发动机的二倍基频为26.7 Hz,相应的转速为800 r/min。发动机、压缩机之间的传动比为1.25,相应的压缩机转速为1000 r/min,压缩机的基频f=n/60(f为基频,n为压缩机转速),即基频为16.7 Hz。压缩机振动和噪声的频率fi=ikf(fi为频率,k为压缩机的气缸数目,i为谐波次数,i=1,2,3,…),试验车型采用7缸活塞式压缩机,压缩机的相关频率为7倍基频的整数倍,压缩机的7倍频为116.67 Hz,与异响噪声频率117 Hz接近,确定车内异响的激励源为空调压缩机。


4、台架与整车试验验证


气流脉动衰减器根据被动减振技术工作原理设计,利用系统中附加的辅助质量的动力作用消耗振动的能量。在空调压缩机的后盖增加气流脉动衰减器可以解决制冷剂在管路内气流脉动的问题。使原本的振动系统与附加的振动体之间通过产生相互作用消耗振动能量,降低系统振动强度。


图5脉动衰减器安装位置


压缩机的后盖加入气流脉动衰减器后,在台架上进行验证试验。取三台压缩机作对比试验,第一台压缩机为不加气流脉动衰减器,在车辆上使用一段时间后的样本;第二台为未使用过,并在后盖增加气流脉动衰减器样本;第三台为未使用,不加气流脉动衰减器样本。台架试验结果声压频谱图如图7所示。结果显示,两台不带气流脉动衰减器的压缩机样本在噪声频谱图上,明显有亮线,即在对应的频率上有噪声出现,改进后的一台空调压缩机的气流脉动降低,反映在噪声频谱图上,没有相应的噪声亮线出现,异响消失。


图6台架试验


图7改进后吸气管路振动频谱图


图8整车改进前后噪声水平对比


表1整车改进前后噪声水平对比


整车的试验验证,取三台压缩机装车作整车对比试验,在消声室内进行整车噪声试验,在车内副驾驶的位置上布置采集声音的装置,车速为怠速,环境温度为20℃,记录整车试验的噪声频谱图,试验结果如图8和表1所示。图8中,上面两条线为1#和3#压缩机样本,下面为2#压缩机样本,结果显示:改进后增加气流脉动衰减器的压缩机比两台改进前的压缩机噪声声压级降低了2 dB。


三种不同状态压缩机安装在整车上,进行主观评价。主观评价的结果为:改进前的两台压缩机有异响,改进后带有气流脉动衰减器的一台压缩机在整车上噪声消失。


结论


本文分析了汽车空调系统压力脉动产生的原因,给出了传统压力脉动的数值计算方法,对气流脉动衰减器进行了理论与实验研究。针对某车型空调系统噪声进行实例分析,运用试验识别空调系统噪声源,分析了压缩机的噪声特性,获得了压缩机的噪声源是气流脉动的结论,设计了一种气流脉动衰减器,该脉动衰减器安装在空调压缩机吸气容腔中,消耗气流脉动产生的能量。


最后,通过台架试验,整车试验和主观评价证明加入气流脉动衰减器解决了空调系统气流脉动异响的问题,验证了气流脉动衰减器消除脉动的有效性与准确性。同时,为解决空调系统异响问题提供了分析思路,该解决措施也为其他空调压缩机解决气流脉动问题指引了方向。


作者:许海东,李爱成


上汽大众汽车有限公司


来源:汽车NVH之家

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