电动压缩机的优化方法与流程

1.本发明属于汽车技术领域，特别涉及一种电动压缩机的优化方法。


背景技术：

2.目前新能源汽车上常用的电动压缩机为涡旋压缩机，涡旋压缩机是一种容积式压缩的压缩机，压缩部件由动涡旋盘和静涡旋盘组成。其工作原理是利用动、静涡旋盘的相对公转运动形成封闭容积的连续变化，实现压缩气体的目的，动涡旋盘通过曲轴的转动来实现运动。
3.但是目前新能源汽车普遍存在电动压缩机噪声大的问题，一般在汽车空调制冷开启工作时，涡旋压缩机会出现噪声问题，主要表现为车内噪声大，车内明显的嗡嗡声和轰鸣声让客户感觉不舒适。因此，需要在研发阶段对涡旋压缩机结构优化以减小噪声。


技术实现要素：

4.本发明的目的在于解决现有新能源汽车普遍存在电动压缩机噪声大的问题，提供一种在研发阶段降低电动压缩机噪声的优化方法。
5.本发明提供一种电动压缩机的优化方法，优化方法包括：
6.s1：控制电动压缩机在特定转速运行，采集声音参数，声音参数包括噪声值和振动值；判断声音参数是否达到目标要求；若否，则进入步骤s2；若是，则结束优化步骤。
7.s2：采集电动压缩机的结构参数，结构参数包括曲轴的动不平衡量、动涡旋盘的不平衡力、动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力中的至少一种；根据预存的结构参数与声音参数的关系，判断采集的电动压缩机的结构参数是否满足设计要求；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s3。
8.s3：采集电动压缩机的传递路径参数，传递路径参数包括后悬置主动支架的振动加速度与车内压缩机噪声值中的至少一种；根据预存的传递路径参数与声音参数的关系，判断采集的电动压缩机的传递路径参数是否满足设计要求；若否，则优化电动压缩机传递路径的结构；并在优化后进入步骤s1。
9.采用上述方案，先排查影响较大的可能引起噪声的电动压缩机本身结构的问题，并进行优化以解决噪声问题，如果不能达到目标要求；再排查可能引起噪声的电动压缩机传递路径的问题，并进行优化以解决噪声问题。本发明提供的优化方法较为全面，从电动压缩机本身结构和传递路径两个方面进行排查及优化，基本能够解决电动压缩机噪声大的问题，整体提升性能。
10.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，在步骤s2中，若判断曲轴的动不平衡量大于预设动不平衡量阈值，则优化电动压缩机的曲轴平衡块的结构；若判断动涡旋盘的不平衡力大于预设不平衡力阈值，则优化电动压缩机的动涡旋盘的背压孔的结构和/或曲轴轴承的结构；若判断曲轴的动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力大于预设摩擦力阈值，则优化电动压缩机的动涡旋盘和/或静涡旋盘的涡旋
壁的结构。
11.在步骤s3中，若判断后悬置主动支架的振动加速度大于预设振动加速度阈值，则优化电动压缩机与电机连接的结构；若判断车内压缩机噪声值大于预设噪声值阈值，则优化电动压缩机表面的结构。
12.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，优化曲轴平衡块的结构的方法包括在曲轴平衡块上增加平衡片。
13.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，优化动涡旋盘的背压孔的结构的方法包括设置背压孔调节机构，以使背压孔的大小可调节；其中，背压孔调节机构设置于动涡旋盘的盘底，背压孔调节机构包括：壳体，内部形成有空腔；壳体的上端设置有上通孔，上通孔连通动涡旋盘的设置涡旋臂的一侧与空腔；壳体的下端设置有下通孔，下通孔连通电动压缩机的背腔与空腔；上通孔和下通孔大小一致且在动涡旋盘的轴向上位置对应；弹性件，设置在空腔内，弹性件的一端与壳体的内壁固定连接；调节阀，设置在空腔内，且调节阀的侧壁与弹性件的另一端固定连接；调节阀在通过上通孔的气体压力的作用下可在空腔内沿弹性件的收缩方向滑动，调节阀在弹性件的回复力的作用下可在空腔内沿弹性件的伸长方向滑动，从而调节上通孔和下通孔的连通部分的大小。
14.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，优化曲轴轴承的结构的方法包括曲轴主轴承采用双列锥轴承，曲轴副轴承采用滚珠轴承。
15.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，优化涡旋壁的结构的方法包括对涡旋壁进行珩磨。
16.优化电动压缩机与电机连接的结构的方法包括在压缩机支架安装电机的位置设置橡胶衬套。
17.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，优化电动压缩机表面结构的方法包括在电动压缩机的表面设置隔音包裹层。
18.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，当电动压缩机的转速为3000rpm，预设动不平衡量阈值为50g.mm；当电动压缩机的转速为7000rpm，预设不平衡力阈值为10n，预设摩擦力阈值为30n；当电动压缩机的转速为3000rpm，预设振动加速度阈值为3m/s2；预设噪声值阈值为40db。
19.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，结构参数包括曲轴的动不平衡量、动涡旋盘的不平衡力和动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力；步骤s2包括：s21：采集曲轴的动不平衡量，判断曲轴的动不平衡量是否小于或等于预设动不平衡量阈值；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s22；s22：采集动涡旋盘的不平衡力，判断动涡旋盘的不平衡力是否小于或等于预设不平衡力阈值；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s23；s23：采集动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力，判断动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力是否小于或等于预设摩擦力阈值；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s3。
20.传递路径参数包括后悬置主动支架的振动加速度和乘客舱压缩机噪声值；步骤s3
包括：s31：采集后悬置主动支架的振动加速度，判断后悬置主动支架的振动加速度是否小于或等于预设动振动加速度阈值；若否，则优化电动压缩机传递路径的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，进入步骤s32；s32：采集乘客舱压缩机噪声值，判断动涡旋盘的乘客舱压缩机噪声值是否小于或等于预设不平衡力阈值；若否，则优化电动压缩机传递路径的结构；并在优化后进入步骤s1。
21.根据本发明的另一具体实施方式，本发明的实施方式公开的电动压缩机的优化方法，步骤s1中，特定转速不同，则目标要求不同；其中，若特定转速为1000rpm，则目标要求包括噪声值小于或等于52db、且振动值小于或等于2m/s2；若特定转速为3000rpm，则目标要求包括噪声值小于或等于60db、且振动值小于或等于5m/s2；若特定转速为最大值，则目标要求包括噪声值小于或等于74db、且振动值小于或等于15m/s2。
22.本发明的有益效果是：
23.本发明提供的电动压缩机的优化方法，先排查影响较大的可能引起噪声的电动压缩机本身结构的问题，并进行优化以解决噪声问题，如果不能达到目标要求；再排查可能引起噪声的电动压缩机传递路径的问题，并进行优化以解决噪声问题。本发明提供的优化方法较为全面，从电动压缩机本身结构和传递路径两个方面进行排查及优化，基本能够解决电动压缩机噪声大的问题，整体提升性能。
附图说明
24.图1为本发明提供的电动压缩机的优化方法的流程图；
25.图2为本发明提供的电动压缩机的优化方法中背压孔调节机构的结构图；
26.图3为图2的背压孔调节机构的爆炸图；
27.图4为图2的背压孔调节机构沿a-a线的截面结构示意图；
28.图5为电动压缩机运行时曲轴轴承在旋转过程中产生离心力以及轴向派生力的示意图；
29.图6为本发明提供的电动压缩机的优化方法中在压缩机支架设置橡胶衬套的位置的一种实施方式的结构示意图；
30.图7为图6中在压缩机支架未设置橡胶衬套的局部剖视图；
31.图8为图6中在的压缩机支架设置橡胶衬套的局部剖视图。
32.附图标记说明：
33.10：背压孔调节机构；
34.11：壳体；111：上通孔；112：下通孔；113：底壳；114：端盖；
35.12：弹性件；
36.13：调节阀；20：曲轴轴承；
37.30：压缩机支架；
38.31、32、33：压缩机支架安装电机的位置；34：固定螺栓；35：橡胶衬套；
39.40：电机。
具体实施方式
40.以下由特定的具体实施例说明本发明的实施方式，本领域技术人员可由本说明书
所揭示的内容轻易地了解本发明的其他优点及功效。虽然本发明的描述将结合较佳实施例一起介绍，但这并不代表此发明的特征仅限于该实施方式。恰恰相反，结合实施方式作发明介绍的目的是为了覆盖基于本发明的权利要求而有可能延伸出的其它选择或改造。为了提供对本发明的深度了解，以下描述中将包含许多具体的细节。本发明也可以不使用这些细节实施。此外，为了避免混乱或模糊本发明的重点，有些具体细节将在描述中被省略。需要说明的是，在不冲突的情况下，本发明中的实施例及实施例中的特征可以相互组合。
41.应注意的是，在本说明书中，相似的标号和字母在下面的附图中表示类似项，因此，一旦某一项在一个附图中被定义，则在随后的附图中不需要对其进行进一步定义和解释。
42.在本实施例的描述中，需要说明的是，术语“上”、“下”、“内”、“底”等指示的方位或位置关系为基于附图所示的方位或位置关系，或者是该发明产品使用时惯常摆放的方位或位置关系，仅是为了便于描述本发明和简化描述，而不是指示或暗示所指的装置或元件必须具有特定的方位、以特定的方位构造和操作，因此不能理解为对本发明的限制。
43.术语“第一”、“第二”等仅用于区分描述，而不能理解为指示或暗示相对重要性。
44.在本实施例的描述中，还需要说明的是，除非另有明确的规定和限定，术语“设置”、“相连”、“连接”应做广义理解，例如，可以是固定连接，也可以是可拆卸连接，或一体地连接；可以是机械连接，也可以是电连接；可以是直接相连，也可以通过中间媒介间接相连，可以是两个元件内部的连通。对于本领域的普通技术人员而言，可以具体情况理解上述术语在本实施例中的具体含义。
45.为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合附图对本发明的实施方式作进一步地详细描述。
46.目前的新能源汽车，影响电动压缩机噪声的主要影响因素有电动压缩机本身隐性故障引起的本体振动噪声大的问题，电动压缩机的布置及安装形式，缺少声学零件对电动压缩机噪声进行隔绝等。为了更好的排查并解决新能源汽车电动压缩机噪声问题，本发明提供一种电动压缩机的优化方法，如图1所示，包括步骤s1、s2和s3，下面对每个步骤进行详细说明。
47.s1：控制电动压缩机在特定转速运行，采集声音参数，声音参数包括噪声值和振动值；判断声音参数是否达到目标要求；若否，则进入步骤s2；若是，则结束优化步骤。
48.具体地，基于整车的目标要求，通常我们需要制定电动压缩机台架实验的目标要求，以便于电动压缩机厂商基于台架实验的目标要求去评估压缩机本身是否需要优化，主要通过客观测试电动压缩机在台架上的声音参数，通过噪声振动数据采集系统测量电动压缩机在台架上的振动值、噪声值等的大小，确认测试结果是否满足设定的目标要求。如果满足目标要求，表明电动压缩机不存在噪声过大的问题，不需要对噪声相关结构进行优化，结束优化步骤。如果满足目标要求，则进行后续优化步骤。
49.其中，特定转速不同，则目标要求不同；根据本发明的另一具体实施方式，其中，若特定转速为1000rpm，则目标要求包括噪声值小于或等于52db、且振动值小于或等于2m/s2；若特定转速为3000rpm，则目标要求包括噪声值小于或等于60db、且振动值小于或等于5m/s2；若特定转速为最大值，则目标要求包括噪声值小于或等于74db、且振动值小于或等于15m/s2。
50.更为具体地，除振动值、噪声值，还可以限定排气脉动、吸气脉动，不同转速的目标要求具体如表1。
51.表1不同转速的目标要求
52.转速(rpm)噪声值(db(a))排气脉动(mpa)吸气脉动(mpa)振动值((x,y,z)m/s2)1000≤52＜0.03＜0.0025≤22000≤56＜0.03＜0.003≤33000≤60＜0.03＜0.003≤54000≤63＜0.03＜0.003≤75000≤66＜0.03＜0.003≤96000≤69＜0.042＜0.003≤117000≤72＜0.042＜0.003≤13max≤74＜0.045＜0.0035≤15
53.另外，需要说明的是，上述目标要求电动压缩机运行参数包括排气压强pd＝2mpa，进气压强ps＝0.2mpa，过冷度5k，过热度25k，电压值u＝330v；其中，过冷度取自膨胀阀进口，过热度取自压缩机进口，电压值取自压缩机接头处；表中噪音值为5点平均值，表中的振动值参考压缩机3个固定点中的最大值。
54.s2：采集电动压缩机的结构参数，结构参数包括曲轴的动不平衡量、动涡旋盘的不平衡力、动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力中的至少一种；根据预存的结构参数与声音参数的关系，判断采集的电动压缩机的结构参数是否满足设计要求；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s3。
55.具体地，电动压缩机中动涡旋盘和静涡旋盘在压缩气体过程中产生的往复惯性力和旋转惯性力是引起振动的主要原因，曲轴动不平衡量引起不平衡旋转惯性力的产生，且本发明通过多次实验验证电动压缩机曲轴的动不平衡量大小与压缩机本体的振动存在强关联。因此，优化电动压缩机曲轴的动不平衡量能够优化电动压缩机本体的振动。动涡旋盘和静涡旋盘在压缩气体过程中，动涡旋盘的底面需承受气体压缩产生的轴向压力，使动涡旋盘盘底面产生不平衡力，影响电动压缩机的噪声值及振动值，因此，对动涡旋盘的不平衡力具有设计要求。动涡旋盘和静涡旋盘的相对摩擦产生摩擦噪声并加剧压缩机总成的振动，因此，减小动、静涡旋盘的摩擦力能够减小噪声和振动。
56.更为具体地，对于曲轴的动不平衡量，若判断曲轴的动不平衡量不满足设计要求，则可以优化电动压缩机中与曲轴相关的结构以优化曲轴的动不平衡量。具体的设计要求可以通过实验获得，根据实验确定一个预设动不平衡量阈值，若判断曲轴的动不平衡量大于预设动不平衡量阈值，则表明曲轴的动不平衡量未达到设计要求，需要进行优化。
57.在一种具体实施方式中，通过多次实验验证，当电动压缩机其他部件状态满足要求时，电动压缩机的转速为3000rpm，曲轴的动不平衡量控制在≤50g.mm，压缩机本体的振动值能够满足台架实验的目标要求；因此当转速为3000rpm，预设动不平衡量阈值设定为50g.mm。
58.另外，本发明发现动涡旋盘和静涡旋盘在压缩气体过程中产生的往复惯性力和旋转惯性力可以通过调整曲轴平衡块位置或重量来平衡，曲轴平衡块主要平衡曲轴旋转过程中产生的离心力及转动力矩，使得曲轴的动不平衡量满足上述要求。因此，在一种具体实施
方式中，若判断曲轴的动不平衡量大于预设动不平衡量阈值，则优化电动压缩机的曲轴平衡块的结构，具体可以调整曲轴平衡块结构、位置或重量等。
59.进一步地，在一种具体实施方式中，优化曲轴平衡块的结构的方法包括在曲轴平衡块上增加平衡片。如在一次具体实验中，判断曲轴的动不平衡量大于预设动不平衡量阈值，通过在曲轴主副平衡块上各新增约0.5mm厚的平衡片，增加后测量曲轴的动不平衡量，最终曲轴的动不平衡量达到设计要求，具体如表2和表3。
60.表2曲轴平衡块上增加平衡片后重量变化
[0061] 曲轴主平衡块曲轴副平衡块平衡片新增重量 6g 4.5g
[0062]
表3曲轴平衡块结构优化前后曲轴的动不平衡量及声音参数变化
[0063]
台架实验条件下优化前优化后曲轴的动不平衡量62g.mm45g.mm噪声值(3000rpm)65db(a)64db(a)振动值(3000rpm)最大方向：y＝8.5m/s2最大方向：y＝7.9m/s2[0064]
上述结果表明，经过对曲轴平衡块上增加平衡片，使得曲轴的动不平衡量达到设计要求，且使噪声值和振动值减小。
[0065]
对于动涡旋盘的不平衡力，若判断动涡旋盘的不平衡力不满足设计要求，则可以优化电动压缩机中与动涡旋盘相关的结构以优化曲轴的动涡旋盘的不平衡力。具体的动涡旋盘的不平衡力设计要求可以通过实验获得，根据实验确定一个预设不平衡力阈值，若判断动涡旋盘的不平衡力大于预设不平衡力阈值，则表明动涡旋盘的不平衡力未达到设计要求，需要进行优化。
[0066]
在一种具体实施方式中，经过实验发现在电动压缩机高转速工况(7000rpm)下，限定排气压强pd＝2mpa，进气压强ps＝0.2mpa，动涡旋盘在360度旋转过程中，动涡旋盘的不平衡力控制在≤10n，压缩机本体的振动值可以达到能够满足台架实验的目标要求。因此，当电动压缩机的转速为7000rpm，预设不平衡力阈值设定为10n。
[0067]
在动涡旋盘的盘底的另一侧设置有背腔结构，同时在动涡旋盘上设置背压孔，在电动压缩机吸气和排气时，背腔通过背压孔引入气体并作用于动涡旋盘的盘底另一侧底部，动、静涡旋盘压缩空气后对动涡旋盘盘底面产生了不平衡力，因此背压孔的大小及进气速率决定了达到平衡所需的时间。因此，在一种具体实施方式中，若判断动涡旋盘的不平衡力大于预设不平衡力阈值，则可以优化电动压缩机的动涡旋盘的背压孔的结构。
[0068]
进一步地，在一种具体实施方式中，优化动涡旋盘的背压孔的结构的方法包括设置背压孔调节机构，以使背压孔的大小可调节；其中，背压孔调节机构设置于动涡旋盘的盘底，且与盘底镶嵌固定。
[0069]
如图2-图4所示，背压孔调节机构10包括：壳体11，内部形成有空腔；壳体11的上端设置有上通孔111，上通孔111连通动涡旋盘的设置涡旋臂的一侧与空腔；壳体11的下端设置有下通孔112，下通孔112连通电动压缩机的背腔与空腔；上通孔111和下通孔112大小一致且在动涡旋盘的轴向上位置对应。弹性件12，设置在空腔内，弹性件12的一端与壳体11的内壁固定连接。调节阀13，设置在空腔内，且调节阀13的侧壁与弹性件12的另一端固定连接；调节阀13在通过上通孔111的气体压力的作用下可在空腔内沿弹性件12的收缩方向滑
动，调节阀13在弹性件12的回复力的作用下可在空腔内沿弹性件12的伸长方向滑动，从而调节上通孔111和下通孔112的连通部分的大小。
[0070]
进一步地，如图2-图4所示，壳体11为圆柱状；包括可拆卸连接的底壳113和端盖114，端盖114位于壳体11的上端。上通孔111、下通孔112、以及调节阀13的端面的形状都为圆形，且调节阀13的上端面至下端面之间具有沿周向延伸的倾斜面131。倾斜面131的底端与下端面之间的距离大于0。弹性件12具体可以为弹簧，且弹性件12在自然状态下，调节阀13在腔体的位置使上通孔111和下通孔112的连通部分的大小为上通孔111的大小的1/3。
[0071]
通过背压孔调节机构10，动涡旋盘设置涡旋臂的一侧的气体压力作用于调节阀13端面产生侧向分力，当气体压力大时弹性件12压缩，背压孔增大；当气体压力小时，弹性件12伸长，背压孔减小，从而达到调节背压孔大小的目的；而可调节大小的背压孔可以实现缓冲进入背腔气体冲击及减小动涡旋盘不平衡的时间占比，从而减小动涡旋盘的不平衡力。如在一次具体实验中，设置背压孔调节机构10前后声音参数变化对比如表4。
[0072]
表4设置背压孔调节机构优化前后声音参数变化
[0073]
台架实验条件下优化前优化后噪声值(3000rpm)64db(a)63.6db(a)振动值(3000rpm)最大方向：y＝7.9m/s2最大方向：y＝7m/s2[0074]
上述结果表明，通过设置背压孔调节机构10，使得噪声值和振动值减小。
[0075]
另外，目前电动压缩机曲轴轴承通常采用的是滚珠轴承，滚珠轴承存在摩擦阻力小，功率损耗小，机械效率高，易启动，极限转速高的优点，但也存在噪音大，轴向承载能力相对较差，轴向位移大等缺点。因此，在一种具体实施方式中，若判断动涡旋盘的不平衡力大于预设不平衡力阈值，则可以优化曲轴轴承的结构。
[0076]
进一步地，在一种具体实施方式中，优化曲轴轴承的结构的方法包括曲轴主轴承采用双列锥轴承，曲轴副轴承采用滚珠轴承。具体地，如图5所示，由于电动压缩机运行时曲轴轴承20在旋转过程中会产生离心力f1以及轴向派生力f2，锥轴承由于锥形的布置特性可以较好的平衡轴向派生力，但若采用单列锥轴承则需要将电动压缩机主副轴承都切换为锥轴承呈对称布置，这样才能平衡单列锥轴承自身由于旋转引起的轴向力。副轴承由于在电动压缩机内电机侧，离动涡旋盘端侧较远，结合压缩机效率考虑保持滚珠轴承方案；在副轴承采用的是滚珠轴承的情况下，主轴承采用双列锥轴承为较好的选择，这样的轴承能够承受双侧轴向载荷，同时可在轴承的轴向游隙范围内，限制轴承或外壳的双向轴向位移，且兼顾到压缩机工作的极限转速。如在一次具体实验中，将曲轴主轴承采用双列锥轴承后声音参数变化对比如表5。
[0077]
表5曲轴轴承选型优化前后声音参数变化
[0078]
台架实验条件下优化前优化后噪声值(3000rpm)63.6db(a)62.5db(a)振动值(3000rpm)最大方向：y＝7m/s2最大方向：y＝6.6m/s2[0079]
上述结果表明，经过曲轴轴承选型优化后，使得噪声值和振动值减小。
[0080]
对于动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力，若判断动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力不满足设计要求，则可以优化电动压缩机中与动涡旋盘与静涡旋盘摩擦力相关的结构以优化动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力。具体的设计要求可以通过实验获得，根据实验确
定一个预设摩擦力阈值，若判断动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力大于预设摩擦力阈值，则表明动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力未达到设计要求，需要进行优化。
[0081]
在一种具体实施方式中，当电动压缩机在高转速工况(7000rpm)下，限定排气压强pd＝2mpa，进气压强ps＝0.2mpa，动、静涡旋盘间的相对摩擦力建议小于或等于30n。因此，当电动压缩机的转速为7000rpm，预设摩擦力设定为30n。
[0082]
进一步地，在一种具体实施方式中，若判断动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力大于预设摩擦力阈值，则优化电动压缩机的动涡旋盘和/或静涡旋盘的涡旋壁的结构。更进一步地，在一种具体实施方式中，优化涡旋壁的结构的方法包括对涡旋壁进行珩磨，以降低动涡旋盘和静涡旋盘间的摩擦系数。具体地，提升动涡旋盘和/或静涡旋盘涡旋型线侧面即接触面的光滑度/轮廓度，涡旋型线侧面与底面的垂直度，可以减少摩擦力，根据实验发现，动涡旋盘和静涡旋盘接触面的轮廓度需≤3um，垂直度需≤5um，动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力就能够满足设计要求。一般的铣削精加工工艺只能保证动、静涡旋盘涡旋型面精度控制在10-20um左右，通过在精加工之后加入一道珩磨工艺，能够满足动、静涡旋盘的尺寸精度要求。
[0083]
珩磨工艺过程参考如下步骤：(1)珩磨机与珩磨头采用浮动连接，珩磨头可实现全自由度运动；(2)通过将珩磨头上的油石(磨石)参考静涡旋盘型面加工出静涡旋盘式样的珩磨轮；(3)将动涡旋盘采用工装固定好；(4)参考压缩机动、静涡旋盘的运行轨迹去编程设定珩磨轮工作轨迹；(5)控制珩磨轮工作速度按照工作轨迹珩磨动涡旋盘。
[0084]
可以参考静涡旋盘制作珩磨轮去珩磨动涡旋盘，也可以参考动涡旋盘制作珩磨轮去珩磨静涡旋盘，珩磨过程相当于是动涡旋盘和静涡旋盘在压缩机内的一个磨合过程，其优点是能够避免压缩机工作时动涡旋盘和静涡旋盘磨擦产生更多的残渣，残留在压缩机内部影响动涡旋盘和静涡旋盘的摩擦力以及寿命。在珩磨过程中可以采用光切显微镜测量动涡旋盘和静涡旋盘接触面的轮廓度，当轮廓度满足≤3um,则可以结束珩磨。在一次具体实验中，在动涡旋盘和静涡旋盘的涡旋壁加工中加入珩磨工艺前后接触面的轮廓度及垂直度对比如表6，声音参数变化对比如表7。
[0085]
表6在动涡旋盘和静涡旋盘的涡旋壁加工中加入珩磨工艺前后轮廓度及垂直度变化
[0086] 一般的铣削精加工铣削精加工后珩磨接触面的轮廓度15um2um接触面的垂直度20um3um
[0087]
表7在动涡旋盘和静涡旋盘的涡旋壁加工中加入珩磨工艺前后声音参数变化
[0088]
台架实验条件下优化前优化后噪声值(3000rpm)62.5db(a)61.3db(a)振动值(3000rpm)最大方向：y＝6.6m/s2最大方向：y＝5.6m/s2[0089]
上述结果表明，经过加入珩磨工艺后，使得动涡旋盘和静涡旋盘接触面轮廓度和垂直度数值减小，使得噪声值和振动值减小。
[0090]
步骤s2中对容易引起噪声问题的电动压缩机本身的结构进行优化，如果优化完后，还不能达到目标要求，则进入步骤s3，进一步对传递路径进行优化。
[0091]
s3：采集电动压缩机的传递路径参数，传递路径参数包括后悬置主动支架的振动
加速度与乘客舱压缩机噪声值中的至少一种；根据预存的传递路径参数与声音参数的关系，判断采集的电动压缩机的传递路径参数是否满足设计要求；若否，则优化电动压缩机传递路径的结构；并在优化后进入步骤s1。
[0092]
对于后悬置主动支架的振动加速度，在一种具体实施方式中，若判断后悬置主动支架的振动加速度大于预设振动加速度阈值，则优化电动压缩机与电机连接的结构。其中在一种具体实施方式中，电动压缩机常用工作转速(3000rpm左右)工况下，预设振动加速度阈值为3m/s2。
[0093]
在一种具体实施方式中，优化电动压缩机与电机连接的结构的方法包括在压缩机支架安装电机的位置设置橡胶衬套。具体地，通过改变电动压缩机与电机连接形式，由螺栓硬连接的形式改为中间加橡胶垫软连接的形式，从而降低了电动压缩机本体传递至电机各悬置主动支架的振动加速度。电动压缩机工作时本身存在较大振动，加橡胶垫的连接形式使得电动压缩机传递至电机本体的振动减小，后悬置主动支架与电机本体是通过螺栓连接的，电机本体的振动减小，悬置主动支架的振动减小，传递至车身的振动同步也减小，车内的结构噪声是由于车身受到振动激励产生的，因此电动压缩机噪声能够得到优化。
[0094]
具体地，如图6所示，在压缩机支架30安装电机40的三个位置31、32、33设置橡胶衬套，图7显示了图6压缩机支架30安装电机40的位置未设置橡胶衬套的局部剖视图，其中通过固定螺栓34使压缩机支架30与电机40固定连接；图8显示了压缩机支架30安装电机40的位置设置橡胶衬套后的局部剖视图，其中在固定螺栓34与压缩机支架30之间设置橡胶衬套35，通过上述优化，优化前后车内噪声值和振动值变化对比如表8。
[0095]
表8压缩机支架安装电机的位置设置橡胶衬套优化前后车内噪声值和振动值变化
[0096]
整车条件下优化前优化后噪声值(3000rpm)车内：43db(a)车内：41db(a)振动值(3000rpm)最大方向：x＝4.3m/s2最大方向：x＝2.8m/s2[0097]
上述结果表明，经过压缩机支架30安装电机40的位置安装橡胶衬套35后，使得整车条件下车内噪声值和振动值减小。
[0098]
对于车内压缩机噪声值，在一种具体实施方式中，若判断车内压缩机噪声值大于预设噪声值阈值，则优化电动压缩机表面的结构。
[0099]
需要说明的是，根据实验发现针对新能源汽车明确电动压缩机常用工作转速(3000rpm左右)工况下，车内空调制冷开启时车内噪声值≤40db(a)，此时对应乘客主观评价打分≥7分。具体的针对车内电动压缩机噪声值的主观评价方法参考表9。
[0100]
表9主观评价打分表
[0101][0102]
因此，当电动压缩机的转速为3000rpm，预设噪声值阈值为40db。
[0103]
在一种具体实施方式中，优化电动压缩机表面结构的方法包括在电动压缩机的表面设置隔音包裹层。使得电动压缩机辐射出的噪声在声学包裹层内反射消耗或被声学件吸收，从而降低声源侧辐射出的噪声。在一次具体实验中，隔音包裹层的具体方案如表10，优化前后车内噪声值的变化如表11。
[0104]
表10隔音包裹层的具体方案
[0105][0106]
表11隔音包裹层优化前后车内噪声值的变化
[0107]
整车条件下包裹前包裹后噪声值(3000rpm)车内：41db(a)车内：39db(a)
[0108]
上述结果表明，经过设置隔音包裹层优化后，使得整车条件下车内噪声值减小。
[0109]
需要说明的是，判断采集的电动压缩机的传递路径参数是否满足设计要求；若判断结果为是，则可以采取其他手段继续优化，也可以结束本次优化过程，本实施例对此不做具体限定。
[0110]
采用上述方案，先排查影响较大的可能引起噪声的电动压缩机本身结构的问题，并进行优化以解决噪声问题，如果不能达到目标要求；再排查可能引起噪声的电动压缩机传递路径的问题，并进行优化以解决噪声问题。本发明提供的优化方法较为全面，从电动压缩机本身结构和传递路径两个方面进行排查及优化，基本能够解决电动压缩机噪声大的问题，整体提升性能。
[0111]
根据本发明的另一具体实施方式，结构参数包括曲轴的动不平衡量、动涡旋盘的不平衡力和动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力。步骤s2包括：
[0112]
s21：采集曲轴的动不平衡量，判断曲轴的动不平衡量是否小于或等于预设动不平衡量阈值；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s22。
[0113]
s22：采集动涡旋盘的不平衡力，判断动涡旋盘的不平衡力是否小于或等于预设不平衡力阈值；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤
s23。
[0114]
s23：采集动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力，判断动涡旋盘与静涡旋盘之间的摩擦力是否小于或等于预设摩擦力阈值；若否，则优化电动压缩机的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，则进入步骤s3。
[0115]
传递路径参数包括后悬置主动支架的振动加速度和乘客舱压缩机噪声值；步骤s3包括：
[0116]
s31：采集后悬置主动支架的振动加速度，判断后悬置主动支架的振动加速度是否小于或等于预设动振动加速度阈值；若否，则优化电动压缩机传递路径的结构；并在优化后进入步骤s1；若是，进入步骤s32。
[0117]
s32：采集乘客舱压缩机噪声值，判断动涡旋盘的乘客舱压缩机噪声值是否小于或等于预设不平衡力阈值；若否，则优化电动压缩机传递路径的结构；并在优化后进入步骤s1。
[0118]
采用上述方案，根据对噪声可能产生影响的大小的顺序排查，优先排查影响大的部件，优化方法全面。
[0119]
虽然通过参照本发明的某些优选实施方式，已经对本发明进行了图示和描述，但本领域的普通技术人员应该明白，以上内容是结合具体的实施方式对本发明所作的进一步详细说明，不能认定本发明的具体实施只局限于这些说明。本领域技术人员可以在形式上和细节上对其作各种改变，包括做出若干简单推演或替换，而不偏离本发明的精神和范围。