基于彈性軸控制的壓縮機懸置系統(tǒng)啟停工況的振動分析

胡克佳，史文庫，孫 亮，朱建國

（1.寧波市生力科技服務(wù)中心，浙江寧波 315000；2.吉林大學(xué)汽車仿真與控制國家重點實驗室汽車工程學(xué)院，吉林長春 130022；3.寧波宏都電器有限公司，浙江寧波 315202）

1 引言

隨著社會經(jīng)濟的發(fā)展和國民生活水平的提高，房車空調(diào)系統(tǒng)的NVH特性受到越來越多的關(guān)注。壓縮機作為空調(diào)系統(tǒng)的主要激勵源，其懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)劣將直接決定空調(diào)整機的振動與噪聲水平。為了降低空調(diào)系統(tǒng)的振動與噪聲，提高房車的乘坐舒適性，就需要保證壓縮機懸置系統(tǒng)具有良好的隔振性能。

對于懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)化，國內(nèi)外已進行大量的研究，擁有許多較為成熟的設(shè)計理論與研究方法。在優(yōu)化目標(biāo)方面，Stephen R.Johnson[1]以系統(tǒng)各自由度間的振動解耦和合理分配懸置系統(tǒng)的固有頻率為目標(biāo)函數(shù)；M.Demic[2]以懸置點力和力矩為目標(biāo)函數(shù)；Bretl J[3]以頻率范圍內(nèi)響應(yīng)的最大值最小化作為優(yōu)化目標(biāo)；徐安石等[4]以懸置支反力最小化，固有頻率適當(dāng)控制，進行懸置系統(tǒng)優(yōu)化；裘新[5]以振動傳遞率為主要目標(biāo)函數(shù)，側(cè)傾方向固有頻率最優(yōu)為次要目標(biāo)函數(shù)；史文庫[6]以懸置處動反力、振動傳遞率、固有頻率合理配置為目標(biāo)函數(shù)，采用不同加權(quán)因子對懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化。在優(yōu)化算法方面，大多采用廣義簡約梯度法、序列二次規(guī)劃法、復(fù)合形法和懲罰函數(shù)法等[7]傳統(tǒng)優(yōu)化算法，對懸置系統(tǒng)的隔振性能進行優(yōu)化。以上對懸置系統(tǒng)的研究大多針對穩(wěn)態(tài)工況，而對啟停工況的研究較少。Bang等[8]使動力總成在俯仰和縱向充分解耦，從而減小發(fā)動機啟停時引起的振動；Rao等[9]利用小波分析的方法，通過改變懸置與防扭拉桿的剛度減小汽車啟停時的振動；Sugimura等[10]通過分析汽車啟動振動的傳遞路徑，發(fā)現(xiàn)啟動時的沖擊主要來自動力總成懸置系統(tǒng)。

綜述國內(nèi)外研究，懸置系統(tǒng)隔振性能的優(yōu)化大多針對穩(wěn)態(tài)工況，且對啟停工況的優(yōu)化措施也多通過調(diào)整懸置系統(tǒng)剛度。本文在懸置系統(tǒng)剛度不變的情況下，通過調(diào)整懸置位置來改變彈性軸和扭矩軸間的距離，總結(jié)出二者間距離對壓縮機懸置系統(tǒng)啟停工況振動的影響規(guī)律，結(jié)果表明隨二者間距離的減小，懸置系統(tǒng)啟停工況下振動也隨之減小。

2 啟停工況振動分析

通過進行整車及壓縮機本體振動測試，利用頻譜分析的方法，得到空調(diào)啟停時整車振動較大的原因。結(jié)合壓縮機模態(tài)測試結(jié)果，分析相應(yīng)頻率下振動產(chǎn)生的原因。

2.1 整車振動測試

在車內(nèi)表面對應(yīng)壓縮機處布置三向振動加速度傳感器，利用LMSTest.Lab軟件進行振動測試，獲得空調(diào)啟停及平穩(wěn)運行中整車振動結(jié)果。

從圖1～3 的頻譜圖中可以看出，測點在48.5 Hz、98 Hz、100 Hz和300 Hz處始終存在振動。本文所研究的壓縮機工作轉(zhuǎn)速為約2850 r/min，其旋轉(zhuǎn)基頻為47.5 Hz，因此，48.5 Hz處振動考慮是由于壓縮機工作時轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)質(zhì)量不平衡所引起，并激起97 Hz諧波處的振動。壓縮機內(nèi)含電機部分且采用的電源頻率為50 Hz，根據(jù)電機氣隙磁場中電磁力的分布特點，分析可知100 Hz（即兩倍電源頻率） 處的振動主要是由于電磁力引起，并激起3次諧波處（300 Hz） 的振動。

此外，從圖1和圖3的切片圖中可以看出，測點在7.1 Hz和22.5 Hz附近處同樣存在振動峰值。結(jié)合colomap圖發(fā)現(xiàn)，這2個頻率下的振動峰值僅在空調(diào)啟停時刻短暫出現(xiàn)。

圖1 啟動工況

圖2 穩(wěn)態(tài)工況頻譜圖

圖3 停機工況

2.2 壓縮機本體振動測試

本文所研究的空調(diào)系統(tǒng)振源有3個：壓縮機、室內(nèi)風(fēng)機和室外風(fēng)機，如圖4。為探討整車測點處短暫振動峰值是由何種振源引起，進行了壓縮機本體振動測試。在壓縮機前軸承處布置三向振動加速度傳感器，利用Test.Lab軟件進行振動測試，獲得壓縮機本體啟停工況下的振動結(jié)果，如圖5和圖6。

從圖5和圖6中可以看出，壓縮機本體在7.1 Hz和22.5 Hz附近處同樣出現(xiàn)短暫振動，結(jié)合整車測試結(jié)果可知，整車測點處的短暫振動是由壓縮機引起。

2.3 壓縮機模態(tài)測試

為分析壓縮機本體在7.1 Hz和22.5 Hz附近處出現(xiàn)短暫振動的原因，利用錘擊法獲得壓縮機的各階模態(tài)，下面給出壓縮機沿Z向平動與繞X向轉(zhuǎn)動的模態(tài)測試結(jié)果，如表1所示。

從模態(tài)測試結(jié)果看出，壓縮機沿Z向平動的固有頻率（7.18 Hz）和繞X向轉(zhuǎn)動的固有頻率（22.44 Hz）與整車及壓縮機本體測點出現(xiàn)短暫振動的頻率基本相同。因此，短暫振動峰值出現(xiàn)的原因是由于壓縮機開啟（關(guān)閉） 過程中，內(nèi)部轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速升高（降低），使其旋轉(zhuǎn)工作頻率與壓縮機的Z向及RXX向模態(tài)頻率重合，導(dǎo)致共振所引起。

圖4 空調(diào)系統(tǒng)

圖5 啟動工況colormap圖

圖6 停機工況colormap圖

表1 壓縮機模態(tài)

3 多體動力學(xué)仿真

3.1 理論分析

壓縮機啟停過程中，在瞬時扭矩的作用下，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速必然越過壓縮機的模態(tài)共振區(qū)。若共振頻帶過寬，則容易引起振動耦合，而耦合現(xiàn)象的存在對懸置系統(tǒng)的隔振性能極為不利。因此，本文借鑒汽車動力總成彈性軸與扭矩軸理論，對壓縮機懸置系統(tǒng)進行解耦優(yōu)化。

無剛度約束下，僅考慮動力總成固有參數(shù)的影響時，由于啟動扭矩的作用，動力總成會繞某一由其質(zhì)量及慣性參數(shù)所決定的固定軸轉(zhuǎn)動，該軸稱為扭矩軸（Torque Roll Axis，TRA）。動力總成關(guān)于TRA的位移響應(yīng)可用式（1） 表示

式中 HTRA（ω）——動力總成相對于TRA的位移響應(yīng)，mm

ω——激勵頻率，Hz

M——質(zhì)量矩陣

fTA——動力總成在曲軸方向的單位扭矩激勵向量，N·mm

無質(zhì)量條件下，僅考慮懸置支撐約束的影響時，由于啟動扭矩的作用，動力總成會繞彈性軸（Elastic Axis，EA） 轉(zhuǎn)動。該軸的位置與懸置的剛度及安裝布置方式有關(guān)，動力總成關(guān)于EA的位移響應(yīng)可用式（2） 表示

式中 HEA——關(guān)于EA的位移響應(yīng)，mm

K——剛度矩陣

在實際工況中，懸置支撐約束下的動力總成的位移響應(yīng)是由扭矩軸和彈性軸共同作用，其表達式如式（3）

式中 H——實際工況下的位移響應(yīng)，mm

由式（3） 可知，在啟動過程中，動力總成的位移響應(yīng)由系統(tǒng)扭矩軸和彈性軸共同決定。只有當(dāng)兩軸重合時，動力總成僅沿一個軸轉(zhuǎn)動，才能實現(xiàn)振動解耦，尤其是俯仰方向上的解耦，從而提高隔振性能。

3.2 改進方案

首先，根據(jù)壓縮機懸置系統(tǒng)的各向參數(shù)，包括壓縮機慣性參數(shù)（質(zhì)量、轉(zhuǎn)動慣量及慣性積）和懸置參數(shù)（位置、安裝角度以及三向剛度），計算出原懸置系統(tǒng)彈性軸與扭矩軸位置，如圖7所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，此時彈性軸與扭矩軸同在XZ平面內(nèi)，但二者間存在一定角度且相距較遠(yuǎn)約為80 mm。

根據(jù)理論分析，本文在懸置剛度不變的情況下，通過調(diào)整懸置位置，減小彈性軸與扭矩軸間距離，依次選取4種改進方案，如表2所示。

3.3 仿真結(jié)果

在多體動力學(xué)軟件ADAMS中建立壓縮機懸置系統(tǒng)的整車動力學(xué)模型，利用Bushing模擬懸置。在壓縮機質(zhì)心處施加模擬激勵，測得各改進方案下整車模擬點的振動結(jié)果，如圖8所示。為便于觀察，表3給出模擬點在啟動時刻的振動峰值及變化情況。

從圖8和表3中可以看出，隨著彈性與扭矩軸間距離的減小，啟動過程中，模擬點振動也逐漸減小。由于壓縮機質(zhì)心處力矩及整車模型的精度偏低，本次仿真僅需觀察數(shù)值變化的整體趨勢，為臺架試驗提供參考依據(jù)。

4 壓縮機懸置系統(tǒng)臺架試驗

4.1 試驗?zāi)康?/h3>

對壓縮機懸置系統(tǒng)進行臺架試驗，通過測量各改進方案下懸置被動端振動變化趨勢，與動力學(xué)仿真結(jié)果比較，為壓縮機啟停工況下的減振問題提供參考依據(jù)。

表2 各改進方案說明

圖8 啟動工況測點振動對比

表3 改進方案測點振動對比結(jié)果

4.2 試驗儀器

試驗儀器主要有LMS聲振信號采集系統(tǒng)、LMS Test.Lab測試系統(tǒng)和PCB振動加速度傳感器等。

4.3 試驗測點布置與測試方法

在壓縮機懸置系統(tǒng)4個懸置被動端附近各布置一個振動加速度傳感器。

利用LMS Test.Lab軟件測量空壓機模塊在啟動和停機狀態(tài)下的振動特性。

（1）啟動工況：打開軟件，開始測試的同時開啟壓縮機，數(shù)據(jù)采集時間30 s。由于壓縮機在短時間內(nèi)達到穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，所以應(yīng)對啟動工況下的振動進行多次測量，本次試驗測試3次。

（2）停機工況：待壓縮機穩(wěn)定運行后，點擊軟件開始測試，5 s后關(guān)閉壓縮機，待壓縮機完全停止后結(jié)束測試，本次測試3次。

4.4 試驗結(jié)果分析

由于安裝條件的限制，本文僅對前三種改進方案進行試驗，圖9和圖10分別為啟動和停機工況下被動端振動時域圖。

從振動時域圖曲線及表4中看出，隨著彈性軸與扭矩軸間距離的減小，各被動端振幅也呈現(xiàn)減小的趨勢，與仿真結(jié)果一致。當(dāng)彈性軸與扭矩軸間距離減小至25 mm時，啟停工況的振動峰值減小38%以上。

圖9 啟動工況被動端振動時域圖

5 結(jié)論

（1）通過整車及壓縮機本體振動測試，發(fā)現(xiàn)整車啟停工況振動較大的原因是由壓縮機引起的。結(jié)合壓縮機模態(tài)測試結(jié)果，得知壓縮機啟停過程中其工作頻率與Z向（7.18 Hz） 和繞X向（22.44 Hz） 的固有頻率相重合產(chǎn)生共振，導(dǎo)致啟停振動較大。

（2）本文以改變懸置系統(tǒng)彈性軸位置為思路，在懸置系統(tǒng)剛度不變的情況下，通過調(diào)整懸置位置，依次減小彈性軸與扭矩軸間距離選取4種方案進行仿真，仿真結(jié)果表明：隨彈性軸與扭矩軸間距離的減小，啟動工況下的振動也逐漸減小。

圖10 停機工況被動段振動時域圖

表4 改進方案被動端振動對比

（3）通過分析空壓機模塊的試驗結(jié)果，發(fā)現(xiàn)與仿真趨勢一致，驗證了彈性軸和扭矩軸理論可以應(yīng)用于壓縮機懸置系統(tǒng)啟停工況的振動控制。當(dāng)彈性軸與扭矩軸間距離減小至25 mm時，啟停工況的振動峰值減小38%以上。