摘要：改進大客車常用曲軸連桿式空調(diào)壓縮機懸置機構(gòu)，基于與汽車動力總成懸置系統(tǒng)的相似性，考慮發(fā)動機振動和帶傳動對壓縮機振動影響，建立壓縮機總成—發(fā)動機集總參數(shù)模型。以系統(tǒng)能量解耦率為優(yōu)化目標，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)計變量進行優(yōu)化設(shè)計?；贏DAMS建立壓縮機總成—發(fā)動機動力學模型，仿真結(jié)果表明懸置機構(gòu)改進后壓縮機振動減弱，優(yōu)化后懸置支反力、壓縮機質(zhì)心縱向位移和繞轉(zhuǎn)動軸角加速度明顯下降，證明改進懸置機構(gòu)和優(yōu)化方法對壓縮機隔振的可行性和有效性。

關(guān)鍵詞：振動與波；空調(diào)壓縮機；懸置機構(gòu)；動力學仿真；大客車；

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

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

1 改進后的懸置機構(gòu)

針對目前國內(nèi)大客車壓縮機懸置機構(gòu)無法降低、吸收壓縮機自身振動的缺點，對懸置機構(gòu)作相應(yīng)的改進。改進后的壓縮機懸置機構(gòu)用橡膠塊替代支架芯軸機構(gòu)，壓縮機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。

改進后的壓縮機總成通過橡膠塊和螺旋彈簧柔性地和車身連接，類似于動力總成懸置系統(tǒng)，二者具有如下相似性：（1）二者都起到支承、連接作用，前者連接壓縮機總成和車身，后者連接動力總成和車身；（2）二者都起到保護、限位作用，分別防止壓縮機總成和動力總成出現(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，分別降低壓縮機和發(fā)動機振動對車身的影響；（4）二者的激振源具有相似性，曲軸連桿式壓縮機和發(fā)動機產(chǎn)生的往復慣性力和傾覆轉(zhuǎn)矩具有相似性。因此，基于動力總成懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計理論對壓縮機總成懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計。

2 建立集總參數(shù)模型

壓縮機總成固有頻率遠大于懸置系統(tǒng)固有頻率，因此將壓縮機總成簡化為剛體，將橡膠懸置簡化為沿空間3 個相互垂直方向上的彈性—阻尼元件，發(fā)動機和壓縮機連接的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。

建立如圖4 所示的壓縮機總成坐標系G0 xyz 和懸置局部坐標系Oi xi yi zi，G0為壓縮機總成質(zhì)心，x 軸垂直于壓縮機曲軸、平行于地面且指向發(fā)動機，y 軸平行于壓縮機曲軸中心線，z 軸按右手定則確定。常用橡膠懸置系統(tǒng)阻尼很小，基于實模態(tài)理論，利用式（1）研究懸置系統(tǒng)的固有振動特性[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)坐標列向量。

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

懸置局部坐標系Oi xi yi zi坐標原點為其彈性中心，坐標軸為其彈性主軸，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 的坐標系Oi xi yi zi在壓縮機總成坐標系G0 xyz 中的方向余弦矩陣，懸置i 坐標系Oi xi yi zi與G0 xyz夾角如表2。

Ei為壓縮機總成位移x 計算沿局部坐標彈性變形的位移轉(zhuǎn)換矩陣。

3 懸置系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計

懸置系統(tǒng)設(shè)計應(yīng)盡可能解除六個自由度之間的振動耦合，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，使激振頻率遠離共振頻率，獲得良好整體隔振效果[8]。第i 階主振動第k 個坐標上的振動能量占系統(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 個元素，(φi)k 為陣型(φi)的第k 個元素。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)振動時，能量全部集中在k 坐標上，其余廣義坐標上振動能量為0。優(yōu)化設(shè)計以系統(tǒng)解耦率最大為目標函數(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)計的變量。優(yōu)化設(shè)計的約束變量有兩個。首先，懸置系統(tǒng)固有頻率范圍約束，須大于地面的激勵頻率，小于壓縮機自身激振頻率。

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。對懸置機構(gòu)改進后，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 %，均達到85 %以上。

4 懸置系統(tǒng)仿真分析

基于ADAMS建立壓縮機總成—發(fā)動機動力學模型，其中發(fā)動機曲軸和壓縮機惰輪的參數(shù)如表5所示。

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

發(fā)動機振動激勵主要是曲軸產(chǎn)生的周期旋轉(zhuǎn)速度產(chǎn)生的振動，其振動頻率和發(fā)動機點火頻率相同，該激勵源的波動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)動機和壓縮機，曲軸轉(zhuǎn)速波動函數(shù)為

建立動力學模型如圖6所示。對壓縮機總成—發(fā)動機模型進行仿真分析，對比改進前后壓縮機質(zhì)心Z 向位移和繞壓縮機曲軸角加速度值如圖7、圖8所示。

改進懸置機構(gòu)后，壓縮機質(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，表明改進壓縮機懸置機構(gòu)后壓縮機振動有較大降低。基于ADAMS/view得到優(yōu)化前后三個懸置支反力、壓縮機質(zhì)心Z 向位移和繞壓縮機曲軸角加速度，如圖9—圖12所示。

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

5 結(jié)語

（1）對目前國內(nèi)常用的壓縮機懸置機構(gòu)進行改進，基于動力總成懸置設(shè)計理論對壓縮機總成懸置進行設(shè)計，仿真結(jié)果表明改進后的懸置機構(gòu)隔振性能明顯提升；（2）以系統(tǒng)解耦率為目標函數(shù)，對壓縮機總成—發(fā)動機模型懸置系統(tǒng)進行優(yōu)化設(shè)計，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：（北京科技大學機械工程學院，北京100083）

來源：噪聲與振動控制