基于LMS Test. Lab的空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)問(wèn)題研究

李秀山，丁保安，郭彬，張偉龍，曾超

(1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 濰坊　261061；2.濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東 濰坊　261061)

引言

在炎熱天氣下工作，空調(diào)是車輛必不可少的配置，空調(diào)系統(tǒng)能否長(zhǎng)時(shí)間穩(wěn)定工作，影響著司機(jī)的工作舒適性和工作效率；空調(diào)壓縮機(jī)是空調(diào)系統(tǒng)的核心部件，需要保障空調(diào)壓縮機(jī)的可靠穩(wěn)定運(yùn)行[1]。某空調(diào)壓縮機(jī)由于動(dòng)不平衡及安裝支架強(qiáng)度不足引起振動(dòng)，并最終導(dǎo)致空調(diào)壓縮機(jī)損壞[2-4]。本研究對(duì)此進(jìn)行分析研究，并通過(guò)NVH試驗(yàn)及LMS Test. lab進(jìn)行振動(dòng)數(shù)據(jù)分析，結(jié)合CAE方法對(duì)安裝支架進(jìn)行仿真計(jì)算，提出優(yōu)化措施，有效地解決空調(diào)壓縮機(jī)故障[5-6]。從而為解決同類問(wèn)題提供了可借鑒的方法。

1　空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)引起故障案例

某水泥攪拌車空調(diào)系統(tǒng)長(zhǎng)時(shí)間處于工作狀態(tài)，空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)頻繁出現(xiàn)以下故障：連接螺栓斷裂、支架斷裂、同時(shí)空調(diào)壓縮機(jī)本體產(chǎn)生裂縫，形成制冷氣泄漏，造成空調(diào)系統(tǒng)無(wú)法正常工作，如圖1所示。

a)連桿螺栓斷裂　　　　　　　　　　　　　　　b)支架斷裂　　　　　　　　　c)本體裂縫制冷制泄漏圖1　空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)故障模式

2　試驗(yàn)分析

空調(diào)系統(tǒng)是由空調(diào)壓縮機(jī)、支架組成，通過(guò)螺栓安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)上，通過(guò)皮帶驅(qū)動(dòng)，在整車上進(jìn)行的一系列試驗(yàn)。

圖2　開(kāi)關(guān)空調(diào)狀態(tài)下，空調(diào)壓縮機(jī)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)曲線

首先進(jìn)行了原狀態(tài)下，原地升速工況，空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)性能試驗(yàn)。同時(shí)對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行約束狀態(tài)下的錘擊模態(tài)試驗(yàn)，對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)進(jìn)行分析。

對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)時(shí)，傳感器均勻布置在空調(diào)壓縮機(jī)、支架上，分別在空調(diào)壓縮機(jī)本體-X、+Y、-Z三個(gè)方向進(jìn)行錘擊。坐標(biāo)系采用整車坐標(biāo)系，即X、Y、Z分別為整車縱向、橫向和垂向。

開(kāi)關(guān)空調(diào)狀態(tài)下，圖2為空調(diào)壓縮機(jī)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)曲線，圖3為升速工況升速ColorMap對(duì)比圖。

圖3　空調(diào)壓縮機(jī)測(cè)點(diǎn)升速ColorMap圖

通過(guò)錘擊試驗(yàn)方法，對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn)[7]，圖4為空調(diào)系統(tǒng)試驗(yàn)示意圖，圖5為空調(diào)系統(tǒng)的前三階模態(tài)振型圖，具體試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果如下：

圖4　空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)試驗(yàn)

1)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)一階模態(tài)為74 Hz、二階模態(tài)為89 Hz和三階模態(tài)為101 Hz；

2)一階為X向點(diǎn)頭振型，二階和三階均為繞Z軸扭轉(zhuǎn)。

通過(guò)圖3可以看出，相比關(guān)空調(diào)狀態(tài)，開(kāi)空調(diào)后空調(diào)壓縮機(jī)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)烈度在發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到1 500 r/min之后明顯增大，在2 060 r/min振動(dòng)烈度由82 mm/s增大到 413 mm/s；振動(dòng)源主要為2.78諧次，與空調(diào)壓縮機(jī)速比一致；故空調(diào)壓縮機(jī)動(dòng)不平衡是導(dǎo)致的系統(tǒng)振動(dòng)過(guò)大的主要原因[8]，空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)前三階模態(tài)過(guò)低，與第三階模態(tài)產(chǎn)生共振，更加劇了空調(diào)壓縮機(jī)故障的產(chǎn)生。

a)一階模態(tài)振型　　　　　　　　　　　　　b)二階模態(tài)振型　　　　　　　　　　　　c)三階模態(tài)振型圖5　空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)模態(tài)振型

3　優(yōu)化措施及效果驗(yàn)證

根據(jù)空調(diào)壓縮機(jī)測(cè)試情況，應(yīng)該在兩個(gè)方面進(jìn)行整改：1)更換動(dòng)不平衡量較小空調(diào)壓縮機(jī)，減小在高轉(zhuǎn)速段振動(dòng)；2)增大空調(diào)壓縮機(jī)支架強(qiáng)度。首先通過(guò)方案1進(jìn)行優(yōu)化改進(jìn)并驗(yàn)證試驗(yàn)效果。

圖6　更換空調(diào)壓縮機(jī)后，空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)升速曲線

通過(guò)更換不同速比的其他型號(hào)空調(diào)壓縮機(jī)，將空調(diào)壓縮機(jī)速比由2.78增大到2.82，重新裝機(jī)后對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)本體及支架進(jìn)行NVH試驗(yàn)，試驗(yàn)工況與優(yōu)化前相同。圖6為更換空調(diào)壓縮機(jī)后升速工況下空調(diào)壓縮機(jī)測(cè)點(diǎn)振動(dòng)烈度對(duì)比圖。

如圖6所示，更換空調(diào)壓縮機(jī)后，開(kāi)空調(diào)后空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)幅值明顯降低，由370 mm/s降低到320 mm/s，振動(dòng)幅值明顯降低，且優(yōu)化后的空調(diào)壓縮機(jī)運(yùn)行3個(gè)月無(wú)故障反饋(原空調(diào)壓縮機(jī)平均每2個(gè)月出現(xiàn)故障)，可靠性明顯提升。但是空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)幅值仍較大，需進(jìn)一步通過(guò)更換動(dòng)平衡更好的空調(diào)壓縮機(jī)以及加強(qiáng)支架強(qiáng)度進(jìn)行優(yōu)化。

4　CAE仿真優(yōu)化

通過(guò)CAE仿真計(jì)算方法[9-10]，對(duì)原空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真計(jì)算，并根據(jù)計(jì)算情況對(duì)支架薄弱點(diǎn)進(jìn)行強(qiáng)化[11]。

空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)和支架的有限元模型如圖7所示，某向沖擊下，原支架的應(yīng)力分布如圖8所示，前三階振型見(jiàn)圖9所示，原結(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階約束模態(tài)見(jiàn)表1。

a) 空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)　　　　　　　　b) 支架圖7　原結(jié)構(gòu)系統(tǒng)及支架有限元模型

圖8　原支架應(yīng)力分布云圖

a) 一階模態(tài)振型　　　　　　　　　b) 二階模態(tài)振型　　　　　　　　　　　c) 三階模態(tài)振型圖9　原結(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階振型圖

約束模態(tài)頻率數(shù)值/Hz振型描述一階83．2前后方向擺動(dòng)二階100．0左右方向擺動(dòng)三階145．3繞Z軸扭擺

通過(guò)計(jì)算可知，空調(diào)壓縮機(jī)模態(tài)過(guò)低，不滿足設(shè)計(jì)要求；同時(shí)在凸臺(tái)根部(與故障模式一致)產(chǎn)生最大Mises應(yīng)力值220.6 MPa。針對(duì)應(yīng)力分布情況以及故障模式，在支架凸臺(tái)附近增加兩處斜拉筋，如圖10所示,某向沖擊下，優(yōu)化后的支架應(yīng)力分布如圖11所示，前三階振型見(jiàn)圖12，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階約束模態(tài)見(jiàn)表2。

a) 優(yōu)化后空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)　　　　　　　　　　b) 優(yōu)化后支架圖10　優(yōu)化后結(jié)構(gòu)系統(tǒng)及支架有限元模型

圖11 某向沖擊下，優(yōu)化后支架應(yīng)力分布云圖

a) 一階模態(tài)振型　　　　　　　　b) 二階模態(tài)振型　　　　　　　　　　c) 三階模態(tài)振型圖12　優(yōu)化后結(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階振型圖

約束模態(tài)頻率數(shù)值/Hz振型描述一階103．8前后方向擺動(dòng)二階117．8左右方向擺動(dòng)三階159．7繞Z軸扭擺

通過(guò)仿真計(jì)算可知系統(tǒng)一階模態(tài)增加20 Hz，系統(tǒng)強(qiáng)度得到明顯提升；在各向沖擊力作用下，支架所受最大Mises應(yīng)力值降為127.3 MPa，空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)強(qiáng)度得到較大提升。

5　結(jié)論

以某水泥攪拌車空調(diào)壓縮機(jī)故障為例，對(duì)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)的工作狀態(tài)進(jìn)行分析并提出解決方案。通過(guò)NVH試驗(yàn)及LMS Test. lab振動(dòng)試驗(yàn)方法，確定故障源為開(kāi)空調(diào)后空調(diào)壓縮機(jī)振動(dòng)異常，其表現(xiàn)為振動(dòng)主要集中在空調(diào)壓縮機(jī)對(duì)應(yīng)的諧次，且隨轉(zhuǎn)速的增高，振動(dòng)成倍增大。通過(guò)更換動(dòng)平衡較優(yōu)空調(diào)壓縮機(jī)，并進(jìn)行試驗(yàn)測(cè)試振動(dòng)明顯降低，通過(guò)CAE計(jì)算方法增強(qiáng)空調(diào)壓縮機(jī)系統(tǒng)整體強(qiáng)度，并通過(guò)長(zhǎng)時(shí)間運(yùn)行驗(yàn)證，未發(fā)生故障，說(shuō)明該優(yōu)化方案的可行性。

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