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1、2022-5-31第九章 客车空调系统的隔声降噪客客 车车 空空 调调 技技 术术影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法气流噪声控制压缩机噪声控制采暖系统噪声控制 第一节 第二节 第三节 第四节第九章 客车空调系统的隔声降噪客客 车车 空空 调调 技技 术术第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 1. 影响客车空调系统噪声的主要因素 客车空调系统产生的车内噪声主要由结构声（固体声）和空气声两大部分组成。 结构声： 各振动源通过各自振动环节的振动传递到达车内，使车内板件振动并 由板件辐射出的噪声。 振动源： 压缩机、冷凝器和蒸发器及
2、其风机和管路的振动等。 空气声： 各噪声源通过车身的孔、缝隙或穿透各板件和内饰件进人车内的噪声。 噪声源： 压缩机自身工作，冷却风机、蒸发风机以及气流传播 过程中产生的 噪声等。 图 9-1 和图 9-2所示分别为制冷、采暖工况客车空调系统产生的车内噪声和影响车内噪声的几种主要因素。 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 1. 影响客车空调系统噪声的主要因素 由图 9-1可以看出客车空调制冷系统的主要噪声源： 压缩机及其传动系统产生的噪声 蒸发器风机
3、及气流噪声 送风管道及其出风口的气流噪声 通风换气装置噪声 对于独立式空调系统，辅助发动机工作噪声则是客车空调系统的主要噪声源。2022-5-31第九章 客车空调系统的隔声降噪 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 由图 9-2 可以看出，暖风机燃烧、振动噪声，送风管道及其出风口的气流噪声、除霜系统工作和通风换气装置噪声等，是客车空调采暖系统噪声的主要噪声源。 1. 影响客车空调系统噪声的主要因素第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法在所有噪声中，由风扇引起的噪声来自两个方面。首先是空气动力性噪声，即由风扇叶片在高速旋转时切割空气产生
4、的空气紊流，以及传播和喷射引起的噪声；另一部分是固体声，即风扇及其驱动电机的振动引起板件振动产生的噪声。 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 (1) 旋转噪声 旋转着的叶片周期性地切割空气，引起空气的压力脉动而产生的一种窄带噪声。其频率可按式（9-1）计算，包括基频和其整数倍。式中n 风扇转速，r /min； z 风扇叶片数； 谐波次数。 1. 影响客车空调系统噪声的主要因素(9-1)第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法（9-2） 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 1. 影响客车空调系统噪声的主要因素 (2) 涡流噪
5、声 气流流经障碍物时，由于空气黏滞摩擦力，具有一定速度的气流与障碍物背后相对静止的气流相互作用，在障碍物下游区形成涡旋气流。 涡流不断形成又不断脱落，每个涡旋中心压强低于周围介质，压强脉动辐射出噪声。这种噪声为宽带噪声，其频率可按式 (9-2) 计算。式中： 系数，取值范围 0.15 9.2； 风扇周围线速度，m/s； 叶片在气流入射方向上的厚度，m。第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 (3) 喷射噪声 气流从管口（介于声速与亚声速之间）喷出而产生的噪声，是管口喷射出来的高速气流与周围静止空气激烈混合所产生的噪声。 旋转噪声与风机转速、叶片
6、几何形状和尺寸有关，其噪声呈窄频带、低中频特性，有明显的峰值和确定的频率。涡流噪声的大小取决于风机叶轮的形状、直径以及气流的速度等因素，其噪声呈连续宽频特性，为中、高频噪声。 当叶片非均匀分布后，一般可降低风扇噪声中那些突出的线状频谱成分，使噪声频谱较为平滑。 设计时采取的措施： 降低障碍物前后气体压力差、管道流线型设计和光滑的表面等措施 涡流噪声。 对风扇或电机进行隔振，在振动较大的风道壁进行粘贴阻尼胶处理等 有效降低结构传递噪声。 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 1. 影响客车空调系统噪声的主要因素第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控
7、制的基本方法 2. 空调噪声的传播途径 (1) 固体声传播 由该影响因素引起的振动通过结构件传播到车身，引起车身的振动，再由车身板壁振动辐射噪声至车内，形成车内噪声。 如压缩机及其传动系统和独立式空调辅助发动机工作的机械性噪声，是由固体振动、机械撞击、摩擦以及变载荷的作用产生的，而空调风机等也会产生振动和噪声，这些噪声主要通过地板、车身结构连接件振动辐射等传到车内。 (2) 空气传播 该影响因素本身发出的噪声通过空气，由车身的缝隙漏声或壁板透声传播至车内。 这两种传播方式所传播的噪声能量比例会因车型和结构不同而变化，且与频率有关： 500Hz以下的低、中频噪声主要以固体波动形式传播； 在较高的
8、频段内则以空气传播为主。 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 3. 噪声控制的基本流程 从系统的观点出发，空调噪声和汽车其他噪声的控制相同，基本流程如下： (1) 噪声（振动）源识别 只有在准确识别振动源或噪声源的基础上，才能正确分析噪声问题的发生机理，明确噪声控制的主要问题，从而事半功倍地予以解决。 (2) 传播途径识别 从振动源或噪声源到车内外噪声的传播途径： 包括： 固体振动传递途径 空气传播通道 如果能正确确定固体振动如何从振动源通过哪些结构和车身板件，由哪些车内空腔的声学模态相互耦合导
9、致车内噪声，就能够有针对性地对传播通道的某些环节进行改进，以此达到较好的减振降噪效果。其中，也包括对空气传播途径的识别。 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 (3) 车身板件的声辐射分析 固体振动最终通过车身板件与车内空腔相互耦合振动激发车内噪声。 不同位置车身板件在不同工况和激振频率下具有不同的声学辐射频率，对车内噪声的贡献度也不相同。 确定特定条件下车身板件的噪声贡献，可以为改进车身板件提供依据。 (4) 结构模态特性分析 车内噪声大多数情况下
10、都是共振问题。 详细了解车体结构的结构模态信息，对于正确识别传递途径和确定车身板件的噪声贡献十分重要。 结构模态分析方法：理论模态分析、试验模态分析和在线模态参数识别等。 (5) 车内空腔声学模态分析 车内噪声实际上是车身空腔内声压分布的部分反映。 全面了解车内空腔的声学模态（空腔体积中空气的结构特性），对于合理进行座椅、行李架布置，送回风口设计，以及室内造型等具有重要参考价值。 3. 噪声控制的基本流程第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 (6) 声学特性的计算机辅助预测和灵敏度分析与优化 先进的噪声控制要求在设计阶段就确定车内声学特性。
11、计算机辅助噪声预测、诊断、灵敏度分析以及基于灵敏度分析的车内噪声优化已成为发展趋势。包活： 对主要振动源动力学机理的虚拟仿真； 从传递途径到车身结构乃至车内空腔的整个系统的虚拟仿真。 通过灵敏度分析确定车内噪声诸多因素的影响情况，在此基础上进行优化设计，从而可以获得优良的车内声学特性。 (7) 确定噪声改进措施并进行实施后的噪声检测与评价 车内声学设计的结果或对现有车型噪声问题的改进，必须经过实车特定工况的测试与检验，并根据相关标准的客观评价以及专业人士的主观评价才能确定实际效果。 一、影响客车空调系统噪声的主要因素及其传播途径 3. 噪声控制的基本流程第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响
12、客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 噪声不受欢迎的声音的总称。 既具有一切声波运动的特性与性质，又包括人主观和心理上的因素，并不是一个单独的物理量。为了能够客观评价，规定了适当包括主观因素在内的近似物理量作为噪声的评价指标。 1. 声压、声强与声功率 1）声压级（LP） 声压指有声波时空气中压强超过静压力的值。声压 p 越大，听到的声音越强。正常人刚能听到的频率为1000Hz的声音声压是210-3Pa（称听阀声压），使人耳产生痛感的声压是20Pa以上（称痛阈声压）。 可见人耳可听声压范围很宽，绝对值相差百万倍以上。由于数值很大，用绝对值表示很不方便而采用
13、了级的概念，其量度单位是 dB（称分贝）。 式中p0 参考声压，取 210-5 Pa（听阀声压）。)lg(200ppLP(9-3)第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 对可听阀声压级 普通谈话声压级 痛阈声压级:引入级的概念后，就把声压数百万倍变化范围变为 0120dB 的变化范围来度量，使计算极为方便。人耳对声音强弱的感觉实际上不成正比，当声强增加一倍时，听觉仅增加0.3 倍；强增加两倍时，听觉仅感到增加 0.5 倍。 )(0102102lg2055dBLP）（dBLP7060102107102lg20522)(1
14、2010220lg205dBLP(9-4)(9-5)(9-6)采用对数表示声音强弱符合人对声音的听觉规律 1. 声压、声强与声功率 1）声压级（LP）第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 1.声压、声强与声功率 2）声强级（L I） 声强 I 指在单位时间内垂直通过单位面积的声的能量。L I 的表达式为式中I 0 参考声强，取 10-12 W/ m（听阈值）。 对平面波，声强 I 与声压 p 的关系为 I=P 2( uc )。式中 为空气密度，uc为空气中的声速。据此，可获得 LI 与 Lp之间的关系。)lg(100
15、1IIL (9-7)dB 3）声功率级（Lw） 声功率 W 也是描述声源强弱的物理量，它表示了声源发出的总功率，单位为W。声功率级 Lw，的表达式为式中S包裹声源的面积。 声压、声强和声功率都可用来描述声音的强弱，但侧重点不同。 声压就声场的某一点而论，声强是指声场的某一点和某一方向而言，声功率则是针对包围声源的一个面来谈，是衡量声源声能输出的物理量。SWdSIL0(9-8)第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 2. 响度级与等响曲线 人耳对各种频率的声音有不同的选择性和响应。 为了有效控制噪声，必须很好了解人耳的听
16、觉特性。若将听到的同样响度的声音用同一数值表示时，其大小可用响度级LN，单位用方（phon）来度量。 响度主要决定于声强，提高声强，响度级也相应增加。 声音的响度并不单纯由声强决定，还取决于频率，不同频率纯音有不同的响度增长率，其中低频纯音的响度增长率比中频纯音要快。 为研究方便，取频率 1000Hz 的纯音作为基准音，其声压级作为它的响度级，其他各频率的声音与基准音进行比较，找出同响度的声压级，这样所画出的曲线称为等响曲线。 研究国际标准化组织（ISO）推荐的等响曲线，可得如下结论 (1) 人耳对高频声，特别是 20005000Hz 噪声更敏感，而对低频声不敏感。 (2) 在声压级小和频率低
17、的区域，声压对响度影响大。 这一特点对控制噪声有重要意义，原因在于控制低频噪声比高频噪声难。可设法稍许降低其声压级，获得响度级明显降低。第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 3. 评价指标 为了有效控制噪声，各国都制定了评价指标。这些指标虽然细节上有所差别，但原则上是相同的。 JT/T3252018营运客车类型划分及等级评定和 JT/T 8882014公共汽车类型划分及等级评定中对不同类型营运客车和城市公共汽车的车内噪声指标要求如表 9-1和表 9-2所示。 第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的
18、主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 3. 评价指标第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 二、噪声的量度及评价指标 中国与部分国际组织对客车空调系统的车内噪声指标要求如表 9-3所示。 3. 评价指标第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 控制噪声，首先应从减少声源着手。 如： 对发声部件采用消声器，对振动部件采用减振器； 结构设计时使固有频率相互错开并避开激振频率； 抑制风噪声的有效办法是消除泄漏气流的间隙或改进密封元件，增加 密封压力
19、等将缝隙堵塞； 采用改变车室形状和尺寸，避免产生空腔共鸣的频率输入等。 从声源上治理噪声往往受到很多限制，需要采取防振、隔振、吸声、阻尼等办法予以补充。 1. 防振 振动产生于与之相连的运动部件。摩擦、运动件的撞击和交变载荷的作用，以及车辆行驶中车身受到的弯曲和扭转，振动不可避免会发生。 防振主要针对运动部件，如压缩机、蒸发/冷凝器风机、除霜机和加热器的燃烧及风机等，多在设计上采取如减少摩擦和运动件的撞击、降低交变载荷的作用等措施。第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 2. 隔振运动部件的激励引起的振动通过
20、安装点的悬置传给车身，因频率范围较宽，总会使部分部件产生共振。对于运动部件，其安装点应采用具有良好减振性能和恰当结构的悬置，以减少振动传递，起到隔振的作用。如采用尽可能软，不要有太大阻尼的橡胶弹性支承或挠性连接等，但作用有限，有相当一部分振动仍会传到车身，需要对可能吸收振动及产生二次噪声的所有表面采取较严格的隔声措施。 3. 阻尼阻尼的作用是削弱或衰减振动和噪声的传递。常用的处理方法：喷涂、胶黏或烘烤一层高损失系数的材料，以达到削弱因部件、板件自振而造成的任何共振现象，减少由结构传来的振动，迅速消除由于冲击而产生的振动噪声。增加空调各总成 (部件) 连接点处的阻尼，将很大可能降低因各总成 工作
21、其结构所传播的噪声。2022-5-31第九章 客车空调系统的隔声降噪 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 3. 阻尼 对暖风机舱及其地板和踏步进行结构阻尼处理前、后的效果对比如图 9-3所示。图 9-3 对暖风机舱及其地板和踏步进行结构阻尼处理前、后的效果对比第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 4. 隔声隔声: 通过放入间隔物以减少空气传导的噪声通过，使大部分噪声被隔离，仅有一小部分通过。隔声对提高现代汽车的声响舒适性有很大作用。常用方法 采 用 材 料 单 一 的 厚 间 隔 物（ 隔声材料） 效果较差
22、。 采 用 一 种 称 之 为 夹 心 板（Sandwich）的软质或硬质多层材料进行隔声 对500Hz以上由空气传播的噪声隔离有较显著的效果。 这种隔声结构通常由交替重叠的多孔材料及不透孔材料组成。如图9-4所示，用单一材料（只有重间隔）和夹心板的隔声效果差别较大。图 9-4 几种质量相同、厚度相等的夹心板 的隔声效果频谱第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 5. 吸声 对于传入车内的噪声，吸声也是常用的辅助处理方法。 作用： 减少声音反射。 在噪声反射和传递通道内表面覆上一层适当的吸声材料，以吸收入射到
23、其上的声能，减弱反射的声能，从而降低车内噪声。 吸声效果可用吸声系数 表示式中E r 吸声材料接受入射的声能； E f 吸声材料反射的声能，E f=E r-E x； Ex 吸声材料吸收的声能。rxrfEEEE1(9-9)第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 5. 吸声 (1) 多孔性吸声材料 吸声机理：声波进入材料表面的空隙，引起空隙中空气和材料微小纤维的振 动，由于内摩擦和迟滞阻力，使相当一部分声能转化为热能。 常用的这类材料：玻璃棉、毛毡、聚氨酯泡沫塑料等，主要吸收车内的中、高频噪声。 图 9-5 为多
24、孔性吸声材料的吸声示意图，吸声系数如图 9-6 中的曲线 1。图9-5 多孔性吸声材料的吸声示意图图 9-6 吸声系数第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 (2) 开孔壁吸声材料为提高中、低频的吸声系数，往往在材料上开很多小孔，小孔背后保留有一定的空气层，使其能产生共振而消耗能量。 这种材料常与多孔吸声材料混合使用。如在35mm厚的海绵表面贴一层化纤织物或带孔(穿孔面积20%25%）薄膜或人造革，作为吸声材料吸收中、高频噪声，其吸声系数见图 9-6 曲线2，吸声性能与孔径和穿孔率有关。 图9-7所示为体积密
25、度 20kg/m的超细玻璃纤维的吸声特性。 5. 吸声 (1) 多孔性吸声材料 图 9-7 体积密度 20kg / m3 的超细 玻璃纤维的吸声特性 (1) -50mm；(2) -100mm；(2) -150mm第九章 客车空调系统的隔声降噪第一节影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法 三、客车空调系统噪声控制的基本方法 (3) 衰减处理 在压缩机、冷凝器、蒸发器、暖风机和除霜器舱壁等处容易引起振动的板件上进行衰减处理，即涂以防振阻尼材料来减少噪声辐射。 阻尼材料是一种内耗大的材料，如沥青基物质和其他高分子涂料（橡胶、树脂等）。用这类材料进行衰减处理后，板及阻尼材料的综合损耗系数
26、 1 可由下式近似求得式中2 阻尼材料的损耗系数； E1 板的杨式弹性模量； E2 阻尼材料的杨式弹性模量； t1 板厚，mm； t2 阻尼材料厚度，mm。 由式（9-10）可知，t2/t1 对衰减特性有很大影响，一般涂料厚度应为金属板料厚度的23 倍，且必须黏附紧密方才有效。2121221ttEE(9-10) 5. 吸声影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法气流噪声控制压缩机噪声控制采暖系统噪声控制 第一节 第二节 第三节 第四节第九章 客车空调系统的隔声降噪客客 车车 空空 调调 技技 术术第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制一、声源分析强制的受限空气流动会产生噪
27、声。客车空调由于功率大、风机多、送风管道长和出风口多等原因，气流噪声大。通过人体感受和国内外的大量试验研究表明，气流噪声主要由：风扇噪声、空气在管道内的流动摩擦、出风口的喷流噪声和回风口的吸入风流噪声等组成。找出风扇转速、直径与气流噪声的关系，以及在风量一定的情况下，风扇噪声对转速、直径的敏感度，然后用台架试验测试制冷量与蒸发风机转速的关系，并测试不同吸声材料应用于蒸发风机降噪的效果，从而可以找出较理想的吸声材料。1. 风量一定情况下噪声与风扇转速和直径的关系(1) 风扇的技术参数包括风量（V）、转速（n）、叶片直径（D）和产生的噪声（声压级Lp），它们之间的存在如下关系即：风扇噪声正比于转速
28、的 6 次方和直径的 8 次方乘积，低转速和小直径有利于降低风扇噪声。(9-11)(9-12)第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制一、声源分析1. 风量一定情况下噪声与风扇转速和直径的关系(2) 风量正比于转速的 1 次方和直径 3 次方的乘积，如果风量一定，直径变大则意味着转速可以下降。同理，转速上升，则意味着直径可以变小。在保证风量一定情况下，需找出风扇产生的噪声对转速和直径哪一个参数更敏感。由式（9-11）和式（9-12）可以推导出可见，在风量一定的情况下，噪声与转速的10/3次方成正比，与直径的10 次方成反比，风扇噪声对直径更敏感。因此，对于降噪控制来说，在空间等条件允许
29、的情况下，可以选大直径的风扇来降低噪声。即在直径确定后，根据风量要求，再选择合适的转速。1063/83/10,DVLVnLnPP(9-13)第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制一、声源分析 2. 气流噪声以夏天客车停驶，空调制冷系统怠速工作为例，从开启到稳定运行发现噪声有两次上升过程： 空调开启之前车内噪声很小，处于环境噪声状态，启动空调后风机旋转，车内噪声会立刻出现一个较大幅度的上升，人耳可以明显感觉到是风机刺耳的气流噪声； 几秒后空调压缩机启动（一般滞后35s），总的车内噪声大小会有一个较小幅度的增加，但增加幅度没有上一次大。可见，第一次噪声上升即风机产生的噪声是需要解决的主要
30、问题之一。3. 空气在管道内的流动和喷射噪声冷空气从蒸发器出来后在蒸发风机的作用下沿客车车顶左右两侧的风道被送到各排乘客的出风口，然后由出风口喷出，与车内空气进行热交换，以此满足乘员对降低车室温度的需求。冷空气在风道内流动过程中与管壁的摩擦而产生摩擦噪声；因运动方向或流体断面发生变化而产生涡流噪声；经出风口喷向车内而产生喷流噪声。这三种噪声和风扇噪声一道相互叠加并沿风道向车内传递，成为气流噪声的主要成分。第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制二、噪声测试 1. 客车原地怠速车内噪声表 9-4 是对某中型客车原地怠速不开空调和开空调两种工况的车内噪声测试结果，测试时在驾驶员耳旁和乘客区
31、的前中后位置各布置一个麦克风传感器。由表中可见，怠速工况空调开启后，车内噪声会明显增大，尤其是乘客区前、中排两个测点的噪声增加很大，最大达11dB（A）。原因: 由于采用了顶置式空调，回风口在车室中部位置，风机噪声主要通过回风口向车内辐射，因此距离较近的中部噪声最大。第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制 2. 制冷量与风机转速要保证制冷效果好需要风量大，风量大则要求风扇转速高，从降噪出发又需要风扇的转速低。因此，在不影响制冷效果的前提下，要控制气流噪声就必须找到最佳的风扇转速。图9-8 所示为对同一款中型客车在台架上进行的空调制冷量与蒸发风机挡位（转速）关系的试验研究结果。该车有关
32、参数：发动机四缸柴油机，额定功率162kW; 采用非独立空调，最大制冷量 21kW; 压缩机：博客（BOCK） FK40/470K。一般，客车非独立式空调的制冷量是指压缩机在额定转速时的名义制冷量。对怠速工况空调系统噪声偏大的情况，试验时： 压缩机转速 800r/min，冷凝风机处于高挡； 改变蒸发风机的转速（按18个挡位测试），挡位由低到高分别对应的 转速也由低到高； 制冷量按照汽车用空调器（GB/T 213612017） 的有关方法进行计算。二、噪声测试第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制 制冷量与蒸发风机挡位的关系曲线如图9-8 所示。可见，制冷量随蒸发风机挡位的升高而提高，
33、当风机挡位达到11挡左右时，制冷量就基本处于上下波动状态，再提高挡位，制冷量没有明显改善，但噪声会持续变大。二、噪声测试 2. 制冷量与风机转速图 9-8 制冷量与蒸发风机挡位的关系曲线第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制二、噪声测试 3. 蒸发风机噪声空调制冷系统中，蒸发风机不生产冷量，只是加速热交换和制冷量的搬运工。因此，无限制提高其转速和风量，制冷效果并不会一直得到提高，反而会增加车内噪声。按照GB/T 213612017的试验规范，对蒸发风机噪声进行台架试验。试验时在蒸发风机下方1m处的前、中、后布置3个测点（图9-9中的13号），测试冷凝风机不开启情况下蒸发风机挡位分别为
34、3、10、15 挡三种工况和对应三种吸声材料的噪声。图 9-9 蒸发风机噪声测试示意图第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制二、噪声测试3. 蒸发风机噪声图9-10 给出了蒸发器风机盖内壁贴覆三种不同的吸声材料后噪声测量的对比，前、中、后测点对应13号测点位置。可见，在三个挡位所测的三个位置的噪声除前测点风量3、风量10 挡和后测点风量15挡外，采用2号吸声材料时蒸发风机的噪声均处于最高位。图 9-10 采用不同吸声材料时蒸发风机噪声第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制三、气流噪声控制在客车空调的噪声控制方面，前述五种方法均可采用。但使用最多的是针对较大噪声源，经分析、试
35、验、对比后采用专门的控制措施，且往往是多种措施并用。 1. 蒸发风机噪声控制 (1) 采用高效吸声降噪材料 通过采用三种不同吸声降噪材料贴覆在蒸发器盖的内壁，对应不同风量（风机转速）时蒸发风机噪声的台架试验可知（图9-9）: 三种吸声降噪材料在不同风量的情况下都有较好的降噪效果，其中以样品编号为4号的吸声降噪材料（一种总厚度 25mm的复合材料）在中高频段的吸声效果较好且性能稳定。 (2) 优化蒸发风机控制策略，改进风机转速效果 在保证空调制冷量与降温速度的前提下，可通过优化风机转速，减少风机噪声源大小。优化控制策略是 蒸发风机转速与制冷量、冷凝风机转速和降温速度匹配协调，并始终处于较佳状态，
36、在保证制冷量及降温速度达到要求的同时，应使噪声下降，能耗降低。第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制三、气流噪声控制 1. 蒸发风机噪声控制 (2) 优化蒸发风机控制策略，改进风机转速效果 为验证优化后的实际效果，在实车上进行了优化前、后怠速开空调工况的车内噪声和制冷效果、制冷速度及能耗试验，噪声对比和降温试验，结果分别如表9-5 和图9-11 所示。第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制三、气流噪声控制 1. 蒸发风机噪声控制 (2) 优化蒸发风机控制策略，改进风机转速效果 由表9-5 和图 9-11中可见，优化后的车内噪声比优化前有明显降低，最大降幅 3dB(A)，而制
37、冷效果和制冷速度均未发生明显变化。台架试验和大量研究表明，怠速时蒸发风机在到达一定转速后对于制冷量不再有提升作用，却使噪声有所增加，因此可以采取降低蒸发风机转速和增加吸声材料降低怠速空调噪声。能量消耗上，蒸发风机挡位为10 和15 时的电流分别为25.2A和41.5A; 在电压相同的情况下将蒸发风机挡位从15挡降低到10 挡，能量消耗可减少 39.3%。图 9-11 优化前后空调降温试验第九章 客车空调系统的隔声降噪第二节气流噪声控制三、气流噪声控制 2. 送风管气流噪声控制管路压力损失越小越有助于冷空气输送，同时也可以减少风扇气流产生的涡流噪声。设计时： 通过选择吸声性能较好的降噪材料，贴覆
38、在冷空气传递管道的内壁上，既能吸收一部分风机产生的噪声，改善车内气流噪声状况，又可起到隔热保温的效果。采用光滑的气流通道不突然改变气流方向避免风道断面突变、减少弯道且使送风管道尽量短等都可以减少 气流噪声影响客车空调系统噪声的主要因素及其噪声控制的基本方法气流噪声控制压缩机噪声控制采暖系统噪声控制 第一节 第二节 第三节 第四节第九章 客车空调系统的隔声降噪客客 车车 空空 调调 技技 术术第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制压缩机是客车空调制冷系统的主要噪声源之一，噪声特性十分复杂。 降低压缩机噪声水平是客车空调系统噪声控制必须解决的关键问题之一。要控制压缩机的噪声，必须首先了
39、解其声振特性，从而为理论分析压缩机运动学、动力学和机体结构动力学提供依据，探讨可能采取的降噪措施。集中在怠速下的机械噪声特定发动机转速下的共振噪声压缩机吸气的脉动噪声等原因工作时同时存在固体声、液体声和气体声等，且每种车型的实际表现不相同 。 第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制压缩机的声振特性一般通过台架及装车试验获得。表9-8 所示为对某小型客车采用5H14和7F14 压缩机的装车测试工况和测试结果。台架测试工况和测试结果参见教材表9-7。一、压缩机声振特性第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制一、压缩机声振特性由表 9-8 可见：(1) 压缩机工作时会导致车内噪
40、声明显增大，且两种压缩机的噪声声压级都随工作转速的升高而增大，与台架试验结果趋势一致。(2) 在怠速工况下，压缩机 7F14 的噪声明显低于5H14 的噪声，但是当发动机转速提高到 1800r/min 和2500r/min后，车内噪声水平相差很小；压缩机工作与否会引起车内噪声水平的很大变化，其中5H14 引起的差值为5.3 dB（A），7F14 压缩机引起的差值为 2.4dB(A)。(3) 车内噪声A计权和 L 计权得到的声压级相差很大，说明噪声能量主要集中在低频段。(4) 由于装在同一辆车上试验，因此压缩机不工作时车内噪声水平非常接近。(5) 发动机转速提高，压缩机工作引起的车内噪声水平增量
41、减小。这是由于压缩机引起的噪声成分在车内总噪声中所占比例下降，车内噪声主要来源于发动机引起的噪声。第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的形成及其表现 1. 脉动噪声脉动噪声作为空调压缩机噪声的一种重要表现形式，来源于压缩机的结构噪声和气动噪声。一般在怠速工况时出现，当压缩机不工作时消失，其频率范围在 500 750Hz。通过对低压管和高压管进行压力脉动监测，发现该噪声即为吸气脉动噪声（图 9-12）。图 9-12 某客车空调压缩机高、低压管的压力脉动第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的形成及其表现 2. 怠速噪声轴向活塞式压缩机目前广泛
42、应用于中、小型客车空调系统。由于活塞的往复惯性力和制冷剂在压缩机及管路中的振动，使得压缩机噪声往往成为除发动机外的第一大噪声源，这在汽车怠速或低速行驶时尤为突出。由于压缩机负荷随着环境温度的升高而变大，负荷增大噪声也增大。在夏季高温地区，异常的压缩机噪声更令乘员难以接受，乘员舒适性急剧下降。对某小型客车进行了噪声测试，分析怠速开空调时车内噪声增大的原因。测试工况： 怠速开/关空调，在压缩机本体、冷凝器、膨胀阀和车内乘员座椅 导轨处布置加速度传感器，在驾驶员右耳处布置传声器; 压缩机为10缸轴向活塞式，通过铸铁支架与发动机连接。2022-5-31第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制
43、二、压缩机噪声的形成及其表现 2. 怠速噪声对某小型客车进行了怠速开/关空调噪声测试，获得的怠速工况车内噪声如图 9-13 所示。从图中可见，开/关空调的声压值分别为50.5dB（A）和47.2dB（A）。空调开启后车内噪声提高了3.3dB（A），致使车内噪声环境突然恶化。图 9-13 怠速工况开/ 关空调车内噪声声压值第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的形成及其表现 3. 轰鸣噪声 除脉动噪声和怠速噪声外，压缩机还会在一定转速下出现轰鸣噪声。 以某小型客车为例，其所采用的V5 压缩机在发动机转速1500r/min 时就会出现轰鸣声。通常，压缩机开启后乘员所感受的
44、噪声不应该很明显，因此很多客车企业将空调开启前后的噪声差值定在3dB（A）左右。 图 9-14 所示为某小型客车空调开/关后的整体噪声测试结果。图 9-14 某小型客车空调开/ 关后的 整体噪声测试结果第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的形成及其表现3. 轰鸣噪声轰鸣噪声一般在特定发动机转速下压缩机和发动机发生共振产生的，这一数值可能会超过3dB（A），主要原因是由于压缩机安装和发动机的振动等因素。图9-15中上边一条较粗的曲线即为对该小型客车所装备的 V5 压缩机噪声随发动机转速的测试结果。由图中可见，在发动机转速为2000r/min左右时，压缩机的噪声出现峰值
45、，乘员会明显感觉到噪声影响。根据振动噪声理论，轰鸣噪声产生时，一般振动频率在30200Hz。当压缩机为10缸，谐振阶次在 3/4/6 左右。图 9-15 压缩机噪声随发动机转速 的测量结果第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制三、压缩机噪声的控制 1. 脉动噪声控制 在客车空调制冷系统中，每个部件都有可能对脉动噪声产生影响。但由于压缩机、冷凝器、蒸发器、膨胀阀的结构较复杂，改动起来不仅难度大，还涉及整个系统的重新匹配。因此，多从输液管道上入手，既方便，效果也不错。最常见的办法是在输液管道上安装扩张式消声器（图9-16），并从消声器的优化入手，作为解决吸气脉动噪声问题的突破口。 1）
46、消声器性能及其评价指标 消声器的性能主要涉及：声学性能和空气动力性能两个方面。 (1) 声学性能 包括：消声量大小和消声频率范围的宽窄。 理想的消声器应在所需消声的频率范围内具有足够大的消声量。 消声器的声学性能用消声量来表述，消声量越大，消声性能越好。 消声量通常用四个量来表征 插入损失LIL（Insertion Loss） 在某一固定测点测得的消声器安装前后的声压级之差。第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的控制 1. 脉动噪声控制 1）消声器性能及其评价指标 (1) 声学性能 传递损失LTL（ Transmission Loss） 消声器进口端入射声的声功率级
47、与出口端透射声的声功率级之差。 减噪量 LNR，（Noise Reduction） 消声器输入与输出端的声压级之差。 衰减LA（Attenuation） 声学系统中任意两点间声功率级的降低。 四个指标中，传递损失反映了消声器结构参数对声学性能的影响，和声源、末端负载等因素无关，更适宜理论分析计算及在实验室中检验消声器自身的消声特性。一般，可选取计算传递损失来确定消声器的结构参数。 (2) 空气动力性能 消声器的空气动力性能是指消声器对气流的阻力大小，常用阻力损失或阻力系数来表示。阻力损失与气流速度的平方成正比。第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的控制 1. 脉动噪
48、声控制 2）扩张式消声器声学性能及结构优化 扩张式消声器的工作原理是借助管道截面突变（扩张或收缩）引起的声波反射作用达到消声的目的。主要做法是对其内部结构进行改进和优化，使之在较宽的频率范围内有较好的消声效果 适用于新设计消声器和对现有消声器的改进。 图 9-17所示为某小型客车最初采用的空调低压管路单腔扩张式消声器结构示意图。因消声效果未达到乘员感觉舒适的要求，且外形尺寸受空间限制不能改变。 图 9-17 某空调系统的原装低压管扩张式消声器 结构示意图第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的控制 1. 脉动噪声控制 2）扩张式消声器声学性能及结构优化 采用带内连接管
49、的双腔扩张式消声器代替原有单腔扩张式消声器的改进方案（图9-18）。图中，S1为消声器进口管、出口管和内插管面积，S2为扩张腔面积，L为扩张腔长度，l3l4为内插管长度。按照将脉动噪声频段的上限截止频率和下限截止频率控制在 500750Hz 之间的原则，主要对消声器的结构尺寸S1，S2，l1，l2，l3，l4 进行优化。通过计算，带内连接管的双腔扩张式消声器的传递损失，即可算出不同频率的消声量。图 9-18 优化后的低压管扩张式消声器结构示意图第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的控制 1. 脉动噪声控制 2）扩张式消声器声学性能及结构优化 表 9-9 和图9-19
50、 分别是消声器优化前后的结构参数对比和优化前后的空调系统低压管消声器传递损失的计算结果。表中，d1为消声器进口管、出口管和内插管直径; d2为消声器扩张腔直径;d1和 d2对应的截面积为 S1 和 S2。图 9-19优化前后的空调系统低压管 消声器传递损失计算结果第九章 客车空调系统的隔声降噪第三节压缩机噪声控制二、压缩机噪声的控制 1. 脉动噪声控制 2）扩张式消声器声学性能及结构优化 扩张式消声器的有效消声频率受上限截止频率 fs 和下限截止频率 fx 限制，对应计算公式为式中：c 空调管路气态制冷剂的流体声速，其和制冷剂的温度、密度有关。 经换算，可得流体声速 c 为 150.6m/s。