【摘要】本文運用有限元分析方法分析空調壓縮機系統模態，并通過分析引起振動的激勵源，找出壓縮機支架和安裝螺栓斷裂的根本原因，并根據分析提出了解決措施。關鍵詞：空調壓縮機支架模態激勵共振一、引言發動機輪系需要驅動的工作部件一般包括水泵、發電機、空調壓縮機、動力轉向泵等，這些工作部件以及布局需要的若干張緊輪、惰輪大多通過支架安裝在發動機上。在輪系支架設計中，首先需要進行靜強度及動強度分析。靜強度分析只需在支架上加載皮帶張力及零件重力，動強度則需根據發動機振動加速度加載慣性力(一般慣性力加速度取20倍重力加速度)。二、工程上遇到的問題在工程實際上，通過靜強度和動強度校核的支架在臺架試驗和整車耐久性試驗中仍有不少發生了支架斷裂，安裝螺栓斷裂等零件失效，其中空調壓縮機支架或螺栓斷裂最為頻繁。下圖1為某車型輪系中空調壓縮機部分，該車型空調壓縮機支架和螺栓斷裂頻次很高。圖1 某車型空調壓縮機及支架系統圖1中，壓縮機支架由上下兩部分組成，皮帶的張力為450N，壓縮機重6.5kg。在有限元強度分析中，加載的慣性力方向與皮帶張力相同方向，分析結果為上下兩支架及螺栓均滿足強度要求，所以壓縮機及支架系統很有可能在發動機某轉速工作時發生共振，導致支架和螺栓斷裂。為證明猜測的正確性，需要進行有限元系統模態分析及發動機和壓縮機的激勵分析。三、用ABAQUS進行系統模態分析圖2是在ABAQUS中的系統模型，由于壓縮機上端固定在調節區域靠近固定電位置，所以在模型中取消了其遠端部分。下圖左圖顯示將壓縮機簡化成質點，該質點包含繞質心三方向轉動慣量并通過耦合連接固定在上下支架上。右圖顯示整個系統約束調件，與實際情況相同，上支架約束住除旋轉外的5個自由度，下支架約束三個安裝孔的所有自由度。模型中方向如圖，發動機前方為Y正方向，發動機上方為Z正方向。圖2 ABAQUS中壓縮機支架系統的模型下表是前10階模態數值結果，表1 系統各階模態值各階次振型如下各圖，圖3 系統1階振型從對比圖中看出，1階振型近似為沿Y方向的振動。圖4 系統2階振型2階振型近似為繞X軸的扭振。圖5 系統3階振型3階振型近似沿Z軸的振動。四、激勵分析1、發動機激勵本文研究對象為直列4缸4沖程發動機，點火順序為1、3、4、2。振動的基本力源有：缸內氣體壓力；曲軸離心慣性力；活塞往復慣性力；連桿扭擺慣性力。如果曲軸平衡塊設計合理，曲軸離心慣性力基本可以被抵消掉；連桿扭擺慣性力很小，在發動機振動分析中經常忽略；活塞往復慣性力在單缸機中作用明顯，在曲軸前后端對稱布置的四缸機中，該慣性力及力矩互相抵消。所以產生振動的力源主要為缸內氣體壓力。缸內氣體壓力在沿氣缸中心方向上是上下抵消，但由于連桿并不是始終垂直與活塞，所以在氣缸側面和曲軸上受到大小相等、方向相反的兩個力，形成一個力矩。容易證明這個力矩與發動機輸出扭矩為相互作用力矩，該力矩稱為“傾覆力矩”，是發動機振動的最主要的激勵，該激勵的方向是繞曲軸軸線的扭轉方向。激勵的基頻為，由于四缸雙沖程機每轉一周點火兩次，所以需重點關注的激勵為2階激勵和4階激勵。2、壓縮機工作特性和激勵分析當代汽車空調壓縮機機主要有：活塞式、旋葉式及渦旋式三種工作方式。活塞式壓縮機也稱斜盤式壓縮機，目前使用最廣泛。其工作原理是：在壓縮機主軸上裝有一個斜盤，壓縮機機身上均布3或5個活塞，活塞兩邊都是氣缸，因而整個壓縮機起到6或10缸的作用。活塞通過滑履與斜盤相連，壓縮機工作時，斜盤轉動帶動活塞前后運動壓縮氣缸，活塞及其連接部件運動時的慣性力為振動激勵的根源。下面根據壓縮機工作原理，分析出活塞式壓縮機激勵。圖6 4缸壓縮機受力圖? ? ? ? ??

圖7 ? 6缸壓縮機受力圖分析時可先分析簡單的4缸壓縮機工作狀況，圖6為假設的4缸機受力分析圖(4缸機工作中振動激勵大，所以工程上不采用)。從上圖中容易看出壓縮機由于上下受到反方向的力從而受到前后方向的扭振，壓縮機每轉動一周，扭振循環一次，所以4缸壓縮機的1階激勵頻率為。6缸壓縮機振動原因與4缸機相同，但由于6個缸按圓周分布，會形成一邊前后扭振一邊繞轉子中心旋轉的振型。如圖7所示，左圖為6缸的分布情況，右圖的三個粗向量代表三個活塞對壓縮機的慣性力， 向量旋轉的速度等于壓縮機轉動速度，所以6缸壓縮機的1階激勵頻率為，通常還需要關注3階激勵頻率。10缸壓縮機原理同6缸壓縮機，1階激勵頻率為，還需要關注5階激勵頻率。旋葉式壓縮機工作原理是：在圓形或橢圓形氣缸內安裝一個帶有幾個刮片的轉子，轉子轉動時，在離心作用下刮片伸出碰到氣缸壁，將氣缸分成幾個隔腔。隨著軸旋轉，隔腔體積發生變化從而進行吸氣和壓縮。根據工作原理，分析出旋葉式壓縮機激勵主要為繞轉子中心的扭轉振動，振動頻率和刮片數有關，刮片數為m的壓縮機，轉速為n時激勵頻率為Hz。渦旋式壓縮機工作原理是：利用固定渦旋體(定片)與可動渦旋體(動片)的相對轉動，使密閉空間體積發生變化，從而排出高壓氣體。渦旋式壓縮機工作過程幾乎可以看成是連續的，所以它引起的振動激勵也很小，所以可以將渦旋式壓縮機看作平穩工作的設備。根據對上述三類壓縮機的分析，總結出以下結論：1、活塞式和旋葉式的壓縮機振動激勵需要考慮，渦旋式壓縮機激勵可以忽略；2、活塞式壓縮機激勵為前后扭振，6缸機需關注的頻率為和，10缸機需關注的頻率為和；旋葉式壓縮機激勵為繞轉子中心扭振，當刮片數為m時，需關注的頻率為。五、共振分析1、發動機激勵共振分析發動機工作轉速在750～6000r/m之間，所以產生的2階激勵范圍為25～200Hz，4階激勵范圍為50～400Hz。通過有限元分析計算出的壓縮機系統前3階的模態為130Hz、243 Hz、297 Hz(4階以上模態較高，可不用分析)，其中3階模態的振型與發動機激勵相同。297Hz在發動機4階激勵范圍內，所以會發生發動機4階激勵共振，共振轉速為4455r/m，考慮到計算誤差，4000～5000之間的發動機轉速都屬于危險轉速。2、壓縮機激勵共振分析壓縮機轉速與發動機轉速比一般在1.05～1.1之間，本文根據實際設計取1.06傳動比，則壓縮機的工作轉速為795～6360r/m。實際中采用的是10缸活塞式壓縮機，1階激勵在壓縮機工作轉速范圍內對應的頻率為13.3～106Hz，5階激勵為66.5～530Hz。壓縮機系統2階振型與壓縮機激勵振型相同，所以當壓縮機5階激勵為243Hz時，系統會發生共振，此時壓縮機轉速為2916r/m，對應的發動機轉速為2751r/m。六、措施前文已經分析，上述壓縮機系統模態低(前3階模態分別為130Hz、243 Hz、297 Hz)，會在發動機4階激勵及壓縮機5階激勵下產生共振，造成較大的應力，這是造成支架斷裂及安裝螺栓斷裂的根本原因。解決問題需要從提高系統模態角度考慮，有效途徑是改變支架設計或安裝方式。圖8是采用“爪”式支架的壓縮機系統：圖8 “爪”式支架的壓縮機系統同樣用ABAQUS軟件對系統建模，并進行有限元分析，將壓縮機簡化成帶轉動慣量的質點，通過耦合約束固定在支架三個支撐腿上，并將支架的四個安裝孔自由度約束。模型如圖9所示。圖9 ABAQUS中新壓縮機支架系統的模型通過模態計算，得到前6階模態如下表：表2 新系統各階模態值從表中可以看出新支架組成的壓縮機系統模態比原設計提高很多，前3階模態為444Hz、684Hz和1243Hz。前3階振型圖如下(4階后模態較高，此處不做分析)：圖10 新系統1階振型1階振型，為繞Y軸的扭振圖11 新系統2階振型2階振型，沿X軸方向的振動。圖12 新系統3階振型3階振型，繞X軸的扭振。新系統的1階振型與發動機激勵方向相同，但頻率值444Hz已經高出發動機2階激勵范圍，所以發動機激勵不會使系統發生共振；新系統3階振型與壓縮機激勵方向相同，但1243Hz的頻率值已遠高于壓縮機5階激勵，也不會發生共振。結論本文針對某車型壓縮機支架斷裂和安裝螺栓斷裂問題，運用ABAQUS軟件進行系統模態分析，并研究了空調壓縮機系統受到的兩個激勵——發動機激勵和壓縮機激勵，找出了這兩個激勵的方向和頻率，從而找出了問題的根本原因是系統模態太低，容易在某轉速激勵下發生共振造成的。最后提出了采用“爪”型支架的更改設計方案，并繼續通過系統模態分析證明新支架的有效性。當前輪系支架設計正在更改過程中，尚未實施，但“爪”型壓縮機支架已經在另一款新車型上應用，耐久試驗中沒有出現過支架斷裂和螺栓斷裂的故障。調查其它廠家車型，大部分的汽車及幾乎全部的轎車均采用了“爪”型支架，這種設計不僅能解決零件及螺栓斷裂問題，還能有效降低附件產生的噪聲。調節支架式壓縮機系統已經很少采用，工程師在設計時應盡量避免。參考文獻張義民 機械振動 清華大學出版社 2007年1、陳孟湘 汽車空調——原理、結構、安裝、維修 上海交通大學出版社 20012、朱孟華 內燃機振動與噪聲控制 國防工業出版社 1995往期相關推薦干貨│基于ABAQUS的橡膠懸置膠合件剛度仿真計算基于MATLAB+ISIGHT的懸置系統敏感性分析優化方法及約束條件對懸置系統優化結果的影響研究基于ADAMS的懸置系統設計視頻課程推介

總結

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