大客車空調(diào)壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)優(yōu)化仿真

陳　述，范讓林，梁　策

（北京科技大學(xué)　機(jī)械工程學(xué)院，北京100083）

大客車空調(diào)壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)優(yōu)化仿真

陳述，范讓林，梁策

（北京科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，北京100083）

改進(jìn)大客車常用曲軸連桿式空調(diào)壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)，基于與汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的相似性，考慮發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)和帶傳動(dòng)對(duì)壓縮機(jī)振動(dòng)影響，建立壓縮機(jī)總成—發(fā)動(dòng)機(jī)集總參數(shù)模型。以系統(tǒng)能量解耦率為優(yōu)化目標(biāo)，系統(tǒng)固有頻率和懸置剛度約束作為約束條件，懸置的三向剛度值為設(shè)計(jì)變量進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。基于ADAMS建立壓縮機(jī)總成—發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型，仿真結(jié)果表明懸置機(jī)構(gòu)改進(jìn)后壓縮機(jī)振動(dòng)減弱，優(yōu)化后懸置支反力、壓縮機(jī)質(zhì)心縱向位移和繞轉(zhuǎn)動(dòng)軸角加速度明顯下降，證明改進(jìn)懸置機(jī)構(gòu)和優(yōu)化方法對(duì)壓縮機(jī)隔振的可行性和有效性。

振動(dòng)與波；空調(diào)壓縮機(jī)；懸置機(jī)構(gòu)；動(dòng)力學(xué)仿真；大客車；解耦率

壓縮機(jī)是大客車空調(diào)系統(tǒng)核心部件，其中曲軸連桿式壓縮機(jī)由于制造技術(shù)成熟、結(jié)構(gòu)簡單、對(duì)加工材料和加工工藝要求低、制冷量大等特點(diǎn)多應(yīng)用在大型客車上［1］，如圖1所示。但其在工作過程中會(huì)有較大的振動(dòng)，所以必須安裝有相應(yīng)的懸置機(jī)構(gòu)。

目前國內(nèi)普遍采用如圖2所示的懸置機(jī)構(gòu)，壓縮機(jī)總成安裝在可繞支架芯軸轉(zhuǎn)動(dòng)的底座上，減振彈簧吸收發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)、保持皮帶張緊［2-4］。由于減振機(jī)構(gòu)無法吸收壓縮機(jī)自身產(chǎn)生的振動(dòng)，且與車身剛性連接，振動(dòng)直接傳遞至車身，極大降低大客車NVH性能和乘坐舒適性。

1　改進(jìn)后的懸置機(jī)構(gòu)

針對(duì)目前國內(nèi)大客車壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)無法降低、吸收壓縮機(jī)自身振動(dòng)的缺點(diǎn)，對(duì)懸置機(jī)構(gòu)作相應(yīng)的改進(jìn)。改進(jìn)后的壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)用橡膠塊替代支架芯軸機(jī)構(gòu)，壓縮機(jī)總成通過橡膠塊和張緊彈簧柔性地和車身相連接，如圖3所示。

圖1　曲柄連桿式壓縮機(jī)構(gòu)造圖

圖2　國內(nèi)常用壓縮機(jī)減振機(jī)構(gòu)

圖3　改進(jìn)后的壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)

改進(jìn)后的壓縮機(jī)總成通過橡膠塊和螺旋彈簧柔性地和車身連接，類似于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)，二者具有如下相似性：

（1）二者都起到支承、連接作用，前者連接壓縮機(jī)總成和車身，后者連接動(dòng)力總成和車身；

（2）二者都起到保護(hù)、限位作用，分別防止壓縮機(jī)總成和動(dòng)力總成出現(xiàn)較大的位移，出現(xiàn)干涉和碰撞現(xiàn)象；

（3）二者都起到隔振作用，分別降低壓縮機(jī)和發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)對(duì)車身的影響；

（4）二者的激振源具有相似性，曲軸連桿式壓縮機(jī)和發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力和傾覆轉(zhuǎn)矩具有相似性。

因此，基于動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)理論對(duì)壓縮機(jī)總成懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。

2　建立集總參數(shù)模型

壓縮機(jī)總成固有頻率遠(yuǎn)大于懸置系統(tǒng)固有頻率，因此將壓縮機(jī)總成簡化為剛體，將橡膠懸置簡化為沿空間3個(gè)相互垂直方向上的彈性—阻尼元件，發(fā)動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)連接的V型皮帶約束則簡化為沿皮帶方向的線性彈簧［5，6］。

簡化后的懸置模型如圖4所示。

圖4　壓縮機(jī)總成懸置系統(tǒng)簡化模型

建立如圖4所示的壓縮機(jī)總成坐標(biāo)系G0xyz和懸置局部坐標(biāo)系Oixiyizi，G0為壓縮機(jī)總成質(zhì)心，x軸垂直于壓縮機(jī)曲軸、平行于地面且指向發(fā)動(dòng)機(jī)，y軸平行于壓縮機(jī)曲軸中心線，z軸按右手定則確定。

常用橡膠懸置系統(tǒng)阻尼很小，基于實(shí)模態(tài)理論，利用式（1）研究懸置系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性［7］

Mx¨+Kx=0（1）

式中M為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣；K為系統(tǒng)剛度矩陣；x為系統(tǒng)坐標(biāo)列向量。

x=（x，y，z，α，β，γ）T（2）

表1　壓縮機(jī)總成參數(shù)單位：質(zhì)量/kg、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、慣性積/kg?m2

表1列出某款大客車壓縮機(jī)總成質(zhì)量和在壓縮機(jī)總成坐標(biāo)系下的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和慣性積，可以得出系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣M。

懸置局部坐標(biāo)系Oixiyizi坐標(biāo)原點(diǎn)為其彈性中心，坐標(biāo)軸為其彈性主軸，則懸置i的剛度矩陣定義為

式中kui、kvi、kwi為懸置i的三向剛度值。

懸置系統(tǒng)總的剛度矩陣為

式中Bi0為懸置i的坐標(biāo)系Oixiyizi在壓縮機(jī)總成坐標(biāo)系G0xyz中的方向余弦矩陣，懸置i坐標(biāo)系Oixiyizi與G0xyz夾角如表2。

表2　懸置i坐標(biāo)系Oixiyizi與G0xyz夾角表

Ei為壓縮機(jī)總成位移x計(jì)算沿局部坐標(biāo)彈性變形的位移轉(zhuǎn)換矩陣。

3　懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)

懸置系統(tǒng)設(shè)計(jì)應(yīng)盡可能解除六個(gè)自由度之間的振動(dòng)耦合，一方面減小可能激起共振的相應(yīng)頻帶寬度，另一方面合理配置固有頻率，使激振頻率遠(yuǎn)離共振頻率，獲得良好整體隔振效果［8］。

第i階主振動(dòng)第k個(gè)坐標(biāo)上的振動(dòng)能量占系統(tǒng)總能量的百分比為［9］

式中mkl為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣M的第k行第l列元素，（φi）l為陣型（φi）的第l個(gè)元素，（φi）k為陣型（φi）的第k個(gè)元素。

Tki可以用來表示懸置系統(tǒng)在k方向的解耦度。如果Tki=100%，則表示懸置系統(tǒng)作第i階模態(tài)振動(dòng)時(shí)，能量全部集中在k坐標(biāo)上，其余廣義坐標(biāo)上振動(dòng)能量為0。

優(yōu)化設(shè)計(jì)以系統(tǒng)解耦率最大為目標(biāo)函數(shù)，尤其是激振力Z和θx方向解耦率，以左、右懸置的三向剛度和后螺旋彈簧剛度為優(yōu)化設(shè)計(jì)的變量。

優(yōu)化設(shè)計(jì)的約束變量有兩個(gè)。首先，懸置系統(tǒng)固有頻率范圍約束，須大于地面的激勵(lì)頻率，小于壓縮機(jī)自身激振頻率。

式中fi為系統(tǒng)固有頻率（i=1，2，…，6）。

其次，懸置的剛度約束，剛度太低易出現(xiàn)碰撞，剛度太大不起減振作用。

以序列二次規(guī)劃法即SQP算法為本次優(yōu)化的優(yōu)化算法。

對(duì)懸置機(jī)構(gòu)改進(jìn)后，初步設(shè)定左右懸置橡膠塊和后懸置螺旋彈簧剛度初始值和優(yōu)化后懸置剛度如表3所示，優(yōu)化后懸置系統(tǒng)固有頻率、解耦率和初始值對(duì)比如表4所示。

優(yōu)化后系統(tǒng)固有頻率配置更加合理。優(yōu)化后最大固有頻率為19.00 Hz，遠(yuǎn)小于優(yōu)化前最大固有頻率24.99 Hz，且在合理范圍之內(nèi)。六個(gè)自由度方向解耦率均有明顯的提高，尤其是比較關(guān)注的Z和θx方向，分別提高到85.91%和91.90%，均達(dá)到85%以上。

表3　優(yōu)化前后剛度值單位（N/mm）

表4　優(yōu)化前后固有頻率、解耦率值　單位/Hz

4　懸置系統(tǒng)仿真分析

基于ADAMS建立壓縮機(jī)總成—發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型，其中發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和壓縮機(jī)惰輪的參數(shù)如表5所示。

表5　發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸和壓縮機(jī)惰輪參數(shù)表

帶傳動(dòng)系統(tǒng)中相關(guān)參數(shù)如表6所示。

表6　帶傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)表

在壓縮機(jī)總成質(zhì)心處施加周期正弦載荷模擬壓縮機(jī)自身振動(dòng)激勵(lì)［10］。

圖5　壓縮機(jī)激振力矩圖

發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)激勵(lì)主要是曲軸產(chǎn)生的周期旋轉(zhuǎn)速度產(chǎn)生的振動(dòng)，其振動(dòng)頻率和發(fā)動(dòng)機(jī)點(diǎn)火頻率相同，該激勵(lì)源的波動(dòng)部分可用一組簡諧波疊加表示為［11］

式中nc為曲軸穩(wěn)態(tài)轉(zhuǎn)速；i為曲軸轉(zhuǎn)速階次；Ai和φ為曲軸第i階轉(zhuǎn)速幅值、相位。

綜合采用的發(fā)動(dòng)機(jī)和壓縮機(jī)，曲軸轉(zhuǎn)速波動(dòng)函數(shù)為

建立動(dòng)力學(xué)模型如圖6所示。

對(duì)壓縮機(jī)總成—發(fā)動(dòng)機(jī)模型進(jìn)行仿真分析，對(duì)比改進(jìn)前后壓縮機(jī)質(zhì)心Z向位移和繞壓縮機(jī)曲軸角加速度值如圖7、圖8所示。

圖6　壓縮機(jī)總成—發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)模型圖

圖7　改進(jìn)前后壓縮機(jī)質(zhì)心Z向位移圖

圖8　改進(jìn)前后壓縮機(jī)質(zhì)心繞曲軸加速度圖

改進(jìn)懸置機(jī)構(gòu)后，壓縮機(jī)質(zhì)心Z向位移振幅明顯下降，繞曲軸角加速度幅值也大大下降，表明改進(jìn)壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)后壓縮機(jī)振動(dòng)有較大降低。

基于ADAMS/view得到優(yōu)化前后三個(gè)懸置支反力、壓縮機(jī)質(zhì)心Z向位移和繞壓縮機(jī)曲軸角加速度，如圖9—圖12所示。

圖9　優(yōu)化前后左懸置支反力圖

優(yōu)化后三個(gè)懸置支反力幅值都有下降，尤其是后懸置支反力。壓縮機(jī)質(zhì)心位移振動(dòng)幅值有所下降，繞曲軸角加速度幅值下降比較明顯。

圖11　優(yōu)化前后后懸置支反力圖

圖11　優(yōu)化前后壓縮機(jī)質(zhì)心Z向位移圖

圖12　優(yōu)化前后壓縮機(jī)質(zhì)心繞曲軸加速度圖

5　結(jié)語

（1）對(duì)目前國內(nèi)常用的壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，基于動(dòng)力總成懸置設(shè)計(jì)理論對(duì)壓縮機(jī)總成懸置進(jìn)行設(shè)計(jì)，仿真結(jié)果表明改進(jìn)后的懸置機(jī)構(gòu)隔振性能明顯提升；

（2）以系統(tǒng)解耦率為目標(biāo)函數(shù)，對(duì)壓縮機(jī)總成—發(fā)動(dòng)機(jī)模型懸置系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，取得較好效果，證明這種優(yōu)化方法的可行性。

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Simulation and Optimization of a Suspension Mechanism of Bus'sAir-conditioning Compressors

CHENShu，F(xiàn)AN Rang-lin，LIANGCe
（School of Mechanical Engineering，Beijing University of Science and Technology，Beijing 100083，China）

Crankshaft-link type suspension mechanism is commonly used in air-conditioning compressors of improved buses.In this paper，based on the similarity of the automotive powertrain mounting system，a compressor-assembly and engine-lumped parameter model was built to study the engine and belt vibrations.Taking the system energy decoupling rate as the optimization target，the system natural frequency and suspension stiffness as the constraint condition，and the stiffness values in the three special directions as the design variables，optimal design of the suspension mechanism was done.The compressor-assembly and engine-lumped dynamic model was established by means of ADAMS code.Results of simulation show that the vibration of the compressor suspension mechanism is reduced after the improvement.The suspension reaction forces，longitudinal displacement of the mass centroid axis of the compressor，and the angular acceleration about the vertical axis are effectively decreased.The results have proved the feasibility and effectiveness of the optimized model in compressor's vibration isolation.

vibration and wave；air conditioning compressor；suspension mechanism；dynamics simulation；bus；decoupling rate

U461.4

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2015.05.020

1006-1355（2015）05-0097-05

2015－01－09

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51175034）

范讓林（1970－），男，博士，副教授。主要研究方向：汽車動(dòng)態(tài)系統(tǒng)CAE&NVH。

陳述，男，碩士研究生，主要研究方向：發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力總成半主動(dòng)液阻懸置。

E-mail:cs40815024@126.com