摘要：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)?；贏DAMS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。

關(guān)鍵詞：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(jiǎn)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(guò)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(guó)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(wú)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(guó)內(nèi)大客車壓縮機(jī)懸置機(jī)構(gòu)無(wú)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(guò)橡膠塊和張緊彈簧柔性地和車身相連接，如圖3所示。

改進(jìn)后的壓縮機(jī)總成通過(guò)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(jiǎn)化為剛體，將橡膠懸置簡(jiǎn)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(jiǎn)化為沿皮帶方向的線性彈簧[5, 6]。簡(jiǎn)化后的懸置模型如圖4所示。

建立如圖4 所示的壓縮機(jī)總成坐標(biāo)系G0 xyz 和懸置局部坐標(biāo)系Oi xi yi zi，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]

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。

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Oi xi yi zi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Oi xi yi zi在壓縮機(jī)總成坐標(biāo)系G0 xyz 中的方向余弦矩陣，懸置i 坐標(biāo)系Oi xi yi zi與G0 xyz夾角如表2。

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(lái)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。

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。

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]。

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(jiǎn)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。

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。

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。

5 結(jié)語(yǔ)

（1）對(duì)目前國(guó)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。

作者：陳述，范讓林，梁策作者單位：（北京科技大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，北京100083）

來(lái)源：噪聲與振動(dòng)控制