Page 108 - 《应用声学》2025年第2期

368 2025 年 3 月

由表 2 可知，改进前后压缩机减振支架 X、Y 、 1000∼4000 r/min。压缩机支架隔振量评价采用X、
Z 三个方向刚度均有显著降低，方案 1 平均降幅 Y 、Z 三个方向隔振量的和平方根值进行对比，对比
约 65%，其中 Z 向刚度降低达到 1033.3 N/m，方 结果如图16所示。
案 2 平均降幅达到 83% 左右，其中 Z 向刚度降低
1381.2 N/m，降幅约为 87.4%。改进后，其 1∼3 阶
模态频率也有显著降低，其中 1 阶模态频率降低
最为显著，方案 1 降幅约为 39.2%，方案 2 降幅达到
53.8%。方案2的1阶、2阶、3阶振型如图14所示。

ͯረ/mm
15.3
(a) Ԕ࿄গ (b) வವ1

0

(a) 1᫽૝ی

ͯረ/mm
14.2 (c) வವ2

图 15 压缩机支架隔振量测试场景
Fig. 15 The test scene of vibration isolation for
compressor bracket
0
60
Ԕ࿄গ
வವ1
(b) 2᫽૝ی வವ2
ᬦ᧚૝/dB
ͯረ/mm 40
24.9 20

0
1000 2000 3000 4000
0 ᣁᤴ/(rSmin -1 )
图 16 压缩机支架隔振量对比
(c) 3᫽૝ی Fig. 16 The comparison of vibration isolation of
compressor bracket
图 14 压缩机支架总成振型
Fig. 14 The modal shape of compressor bracket 由隔振量对比结果可知，方案 1 和方案 2 在压
assembly 缩机工作转速区间的平均隔振量分别由原状态的

3.4 单品台架验证 14.4 dB 提升到 22.4 dB 和 44.9 dB，提升幅度分别
达到 55.6% 和 211.8%，两个改进方案的平均隔振量
对改进前后的橡胶减振垫制样并进行隔振量
均大于 20 dB，其中方案 2 所采用的二级减振支架
测试，以压缩机支架总成为例，其隔振量测试场景如
减振效果最好。
图15所示。
测试工况按照 GB/T 22068《汽车空调用电动 3.5 实车效果验证
压缩机总成》噪声测试相关要求执行，采用缓慢 根据单品分析结果，将改进提升后的冷却模块
升速方式控制压缩机运转，覆盖压缩机工作转速 (冷却风扇平衡校正及冷却模块减振垫改进)和压缩