孔祥強，陳麗娟，鄭　瑞，李　瑛

制冷壓縮機配管系統(tǒng)模態(tài)分析及振動特性

孔祥強，陳麗娟，鄭瑞，李瑛

（山東科技大學(xué)機械電子工程學(xué)院，青島266590）

為了減小制冷壓縮機運行過程中配管系統(tǒng)的振動，采用Pro/Engineer軟件建立制冷壓縮機配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的三維實體模型，然后利用有限元分析軟件ANSYS分別對配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱進行結(jié)構(gòu)模態(tài)分析和聲學(xué)模態(tài)分析，得到配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的前6階固有頻率.計算結(jié)果表明:配管系統(tǒng)的4階固有頻率與壓縮機激發(fā)頻率非常接近，會發(fā)生共振；而管道內(nèi)部氣柱的固有頻率不在共振區(qū)內(nèi)，不會發(fā)生共振.基于此，研究了回氣管長度、排氣管長度和固定支撐數(shù)目對制冷壓縮機配管系統(tǒng)振動的影響特性.模態(tài)分析結(jié)果表明:隨著回氣管和排氣管長度的減小，制冷壓縮機配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的各階固有頻率逐漸增大；當回氣管長度設(shè)計取值合理時，配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的固有頻率能夠有效避開共振區(qū)，共振不會發(fā)生；隨著排氣管長度的減小或固定支撐數(shù)目的增加，配管系統(tǒng)的固有頻率逐漸遠離共振區(qū)，有利于避免共振發(fā)生，且設(shè)置2個固定支撐較為合理.模擬結(jié)果與文獻試驗比較吻合一致.

制冷壓縮機；配管；振動；模態(tài)分析；固有頻率

制冷壓縮機是空調(diào)室外機噪聲的主要來源［1-2］，對其結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，能夠有效降低壓縮機噪聲.李春銀等［3］為了降低制冷壓縮機排氣閥片往復(fù)運動產(chǎn)生的振動噪聲，采取提高限位板高度或限制閥片振幅的措施降低了壓縮機噪聲.仇穎等［4］采用理論分析的方式研究了制冷壓縮機腔內(nèi)排氣消聲器的聲學(xué)性能，得到增加腔體長度能夠改善消聲器對壓縮機噪聲的降噪效果.Park等［5］提出一種在線擾動濾波的主動控制技術(shù)，有效抑制了空調(diào)室外機內(nèi)部制冷壓縮機產(chǎn)生的噪聲.

橡膠墊、支架等是制冷壓縮機振動和噪聲的傳遞路徑，因此，對它們進行優(yōu)化也能使壓縮機振動噪聲得到控制.李樹森等［6］將選頻隔振技術(shù)應(yīng)用于壓縮機減振設(shè)計，結(jié)果表明在壓縮機和空調(diào)器底板之間選用黏彈性高的阻尼材料隔振墊，能夠有效降低壓縮機振動.李保澤等［7］研究了減振墊硬度值對整個制冷壓縮機及配管系統(tǒng)固有頻率的影響，獲得了橡膠墊的最佳剛度值，使得制冷壓縮機及其配管系統(tǒng)的振動減小.何呂昌等［8］針對壓縮機劇烈振動的問題，采用增強材料的措施提高了壓縮機支架的整體剛度，進而有效避免了共振現(xiàn)象的發(fā)生.

此外，與壓縮機相連的配管系統(tǒng)也是壓縮機振動噪聲的重要傳遞路徑［9-10］.近年來，國內(nèi)外對制冷壓縮機配管系統(tǒng)振動特性的研究較少，同時考慮制冷壓縮機配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱振動特性的文獻還鮮有報道.模態(tài)分析能夠計算出結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的固有頻率，進而得到系統(tǒng)的振動特性［11］.因此，本文采用有限元分析軟件ANSYS分別對制冷壓縮機配管系統(tǒng)及管道內(nèi)部的氣柱進行模態(tài)分析，獲得配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的前6階固有頻率，并分析配管結(jié)構(gòu)參數(shù)對制冷壓縮機配管系統(tǒng)振動的影響特性.

1　制冷壓縮機配管系統(tǒng)

制冷壓縮機及配管系統(tǒng)在空調(diào)室外機內(nèi)部的布置如圖1所示，主要由壓縮機、氣液分離器、排氣管、回氣管、四通閥、冷凝器入口管和蒸發(fā)器出口管等組成.由于氣液分離器與壓縮機殼體通過彈簧箍緊固連接，故把壓縮機和氣液分離器視為一個整體.回氣管、排氣管、四通閥、冷凝器入口管和蒸發(fā)器出口管等構(gòu)成了制冷壓縮機配管系統(tǒng).制冷壓縮機采用滾動轉(zhuǎn)子式壓縮機，正常運轉(zhuǎn)時額定轉(zhuǎn)速為3 000 r/ min，排氣壓力為2.7 MPa，排氣溫度為80℃，吸氣壓力為0.8 MPa，吸氣溫度為15℃；制冷管道材料為紫銅管，彈性模量為1.23×1011Pa，泊松比為0.34，密度為8 940 kg/m3；排氣管的內(nèi)徑為6.44 mm，外徑為7.94 mm；回氣管的內(nèi)徑為 8.12 mm，外徑為9.52 mm；冷凝器入口管的內(nèi)徑為4.95 mm，外徑為6.35 mm；配管系統(tǒng)內(nèi)部制冷劑為R410A.

其中，制冷壓縮機配管系統(tǒng)的各部分管道長度如圖2所示，單位為mm.圖中未標注的圓角半徑均為20 mm.

由圖1可知，制冷壓縮機配管系統(tǒng)振動的激發(fā)源為壓縮機，壓縮機激發(fā)頻率的計算式為

式中:fex為壓縮機激發(fā)頻率；N為壓縮機轉(zhuǎn)速；m為壓縮機的作用方式，對于單級制冷壓縮機m取1.

由此計算得出壓縮機激發(fā)頻率為50 Hz.當管道固有頻率落在共振區(qū)（0.8～1.2倍fex）時，管道將發(fā)生機械共振，產(chǎn)生劇烈振動［12］.

2　配管系統(tǒng)模態(tài)分析數(shù)學(xué)模型的建立

管道系統(tǒng)發(fā)生共振包括同時存在的2個振動系統(tǒng)，即管道系統(tǒng)發(fā)生結(jié)構(gòu)共振和管道系統(tǒng)發(fā)生氣柱共振［13］.制冷壓縮機配管系統(tǒng)受到壓縮機的激振處于受迫振動狀態(tài)，當壓縮機激發(fā)頻率和配管系統(tǒng)的固有頻率相近或相等時，制冷壓縮機配管系統(tǒng)將產(chǎn)生共振，造成管道的強烈振動.配管內(nèi)部充滿的制冷劑氣體稱為氣柱，氣體可以壓縮膨脹，故可以把氣柱看成一個具有連續(xù)質(zhì)量的彈簧振動系統(tǒng)，當發(fā)生氣柱共振時，氣流脈動幅度顯著提高，從而引起制冷壓縮機配管系統(tǒng)的強烈振動.

因此，在制冷壓縮機配管系統(tǒng)的設(shè)計過程中，必需同時考慮配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的振動特性，使兩者的固有頻率都遠離壓縮機激發(fā)頻率，制冷壓縮機配管系統(tǒng)才能有效避開共振.

2.1制冷壓縮機配管系統(tǒng)固有頻率計算數(shù)學(xué)模型

制冷壓縮機配管系統(tǒng)的振動微分方程［14］為

2.2管道內(nèi)部氣柱固有頻率計算數(shù)學(xué)模型

管道內(nèi)部氣柱固有頻率常采用轉(zhuǎn)移矩陣法進行

式中:M、K和C分別為制冷壓縮機配管系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、剛度矩陣和阻尼矩陣；X、F分別為振動位移和強迫激勵.

如果式（2）中的C和F均為0，即管道固有頻率的數(shù)學(xué)模型為計算，但轉(zhuǎn)移矩陣法是建立在一維數(shù)學(xué)模型的基礎(chǔ)上，有限元法能夠有效計算復(fù)雜氣柱的固有頻率［15］.制冷壓縮機配管系統(tǒng)較為復(fù)雜，因此，本文利用有限元方法計算制冷壓縮機配管系統(tǒng)內(nèi)部氣柱固有頻率.

對于制冷壓縮機配管系統(tǒng)內(nèi)部的制冷劑，做如下假設(shè):1）制冷劑氣體無黏性、可壓縮；2）制冷劑氣體的平均密度、平均壓力和平均速度均為定值；3）制冷劑內(nèi)部傳播小振幅聲波；4）忽略制冷劑運動過程中的能量損耗和熱傳導(dǎo)，僅考慮氣體脈動.

管道內(nèi)部氣柱聲學(xué)波動方程［16］為

式中:Δ2為拉普拉斯算子；c為氣體的聲速；P為氣體的聲壓；t為時間.

應(yīng)用微分方程的等效積分形式并結(jié)合加權(quán)余量法的伽遼金（Galerkin）法，對管道內(nèi)部氣柱振動系統(tǒng)建立有限元方程

式中:M、K分別為氣柱的質(zhì)量和剛度矩陣；P為壓力向量；F為管道內(nèi)部氣柱所受載荷矩陣.

如果式（5）中的F為0，即管道氣柱固有頻率的數(shù)學(xué)模型為

3　制冷壓縮機配管系統(tǒng)的模態(tài)分析

在Pro/Engineer中建立制冷壓縮機配管系統(tǒng)的三維實體模型，然后將其導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS，由于壓縮機配管系統(tǒng)為薄壁結(jié)構(gòu)，為了減少計算量，因此，采用Shell63單元對其進行網(wǎng)格劃分.在數(shù)值模擬中，配管系統(tǒng)的排氣口管端、回氣口管端、冷凝器入口管端及蒸發(fā)器出口管端處均施加固定約束.采用子空間迭代（Subspace）法對制冷壓縮機配管系統(tǒng)進行模態(tài)求解，求得配管系統(tǒng)的前6階固有頻率值如表1所示.

表1　配管系統(tǒng)固有頻率Table 1　Natural frequency of pipe system

由表1可知，配管系統(tǒng)的固有頻率值大部分落在低頻范圍內(nèi)，對避開共振是不利的.配管系統(tǒng)的4階固有頻率48.97 Hz和壓縮機激發(fā)頻率50 Hz非常接近，這使得配管系統(tǒng)易發(fā)生共振，產(chǎn)生劇烈的管道振動，其對應(yīng)的振型如圖3所示.可知，當配管系統(tǒng)發(fā)生共振時，圖1所示位置a處的U形管底部振動最為劇烈.基于此，本文分析回氣管長度、排氣管長度及固定支撐數(shù)目對制冷壓縮機配管系統(tǒng)固有頻率的影響特性，通過合理選擇配管系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，避免或防止共振現(xiàn)象的發(fā)生.另外，固有頻率是配管系統(tǒng)的固有屬性，它的大小只與配管系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)相關(guān)，和外部作用力無關(guān)，而壓縮機對配管系統(tǒng)的周期性激發(fā)作用力為外部載荷，因此本文獲得的配管系統(tǒng)結(jié)構(gòu)參數(shù)對配管系統(tǒng)固有頻率的影響特性對于不同類型的壓縮機具有通用性.

在對制冷壓縮機配管系統(tǒng)進行改進時，除使配管系統(tǒng)的固有頻率遠離壓縮機激發(fā)頻率外，還應(yīng)同時考慮配管系統(tǒng)內(nèi)部氣柱的固有頻率，使其也遠離激發(fā)頻率.回氣管和排氣管內(nèi)部氣柱如圖4所示，將制冷劑氣體流經(jīng)四通閥部位進行了簡化.本文采用ANSYS軟件分別對排氣管內(nèi)部氣柱和回氣管內(nèi)部氣柱進行模態(tài)分析，采用Fluid30單元，聲速為225 m/s.計算過程中，對于排氣管內(nèi)部氣柱，壓縮機側(cè)排氣管端面施加2.7 MPa的壓力載荷，溫度為80℃；對于回氣管內(nèi)部氣柱，壓縮機側(cè)回氣管面端施加0.8 MPa的壓力載荷，溫度為15℃.計算結(jié)果如表2所示.由表可知，回氣管和排氣管內(nèi)部氣柱的固有頻率均不在共振區(qū)內(nèi).因此，不會發(fā)生氣柱共振，配管內(nèi)部制冷劑氣體脈動幅度不大，從而避免了制冷壓縮機配管系統(tǒng)劇烈振動.

表2　配管內(nèi)部氣柱固有頻率Table 2　Natural frequency of gas column in the pipe system

3.1回氣管長度對配管系統(tǒng)固有頻率的影響

將圖4（a）中所示的回氣管直管段長度L1和L2分別取值為原始值、各減少50 mm、各減少100 mm、各減少150 mm，即L1和 L2分別為240、150 mm，190、100 mm，140、50 mm，90、0 mm四組不同的數(shù)據(jù)，模擬結(jié)果如圖5所示.可以看出，配管系統(tǒng)的各階固有頻率隨著L1和L2的減小逐漸增大.當L1和L2為190、100 mm時，配管系統(tǒng)的各階固有頻率都避開了共振區(qū)，共振不會發(fā)生；當L1和L2為140、50 mm或L1和L2為90、0 mm時，雖然配管系統(tǒng)的4階固有頻率避開了共振區(qū)，但其三階固有頻率又落在了共振區(qū)內(nèi)，仍會發(fā)生共振.因此，在制冷壓縮機配管系統(tǒng)設(shè)計中應(yīng)合理選擇回氣管長度值，使配管系統(tǒng)的各階固有頻率與壓縮機激發(fā)頻率錯開，以免共振現(xiàn)象的發(fā)生.

回氣管長度的變化，也改變了回氣管內(nèi)部的氣柱，氣柱的固有頻率也將隨之發(fā)生改變.為了避免回氣管內(nèi)部制冷劑氣體發(fā)生共振，產(chǎn)生強烈的氣流脈動，對回氣管內(nèi)部氣柱的固有頻率進行模態(tài)分析，計算結(jié)果如圖6所示.由圖可知，隨著L1和L2的減小，回氣管內(nèi)部氣柱的固有頻率逐漸增大，均在共振區(qū)外.因此，不會發(fā)生氣柱共振.

3.2排氣管長度對配管系統(tǒng)固有頻率的影響

將圖4（b）中所示的排氣管直管段長度L3和L4分別取值為原始值、各減少50 mm、各減少100 mm、各減少150 mm，即L3和L4分別為210、265 mm，160、215 mm，110、165 mm，60、115 mm四組不同的數(shù)據(jù)，模擬結(jié)果如圖7所示.由圖可以看出，隨著L3和L4減小，配管系統(tǒng)的各階固有頻率逐漸增大；當L3和L4減小為110、165 mm，配管系統(tǒng)的各階固有頻率剛剛避開共振區(qū)，而當L3和L4減小為60、115 mm時，制冷壓縮機配管系統(tǒng)各階固有頻率大大增加，遠離壓縮機激發(fā)頻率，不會發(fā)生共振.因此，為了避免配管系統(tǒng)發(fā)生劇烈振動，應(yīng)盡量減小排氣管的長度.

改變排氣管后，排氣管內(nèi)部氣柱固有頻率的計算結(jié)果如圖8所示.可知，隨著L3和L4減小，排氣管內(nèi)部氣柱的固有頻率逐漸增大.當 L3和L4為60、115 mm時，排氣管內(nèi)部氣柱的固有頻率也大大增加，遠離壓縮機激發(fā)頻率，不會發(fā)生氣柱共振.

3.3固定支撐數(shù)目對配管系統(tǒng)固有頻率的影響

在圖1中位置a處設(shè)置固定支撐，位置a、b處設(shè)置固定支撐，位置a、b、c處設(shè)置固定支撐，模擬計算結(jié)果如圖9所示.由圖可知，隨著固定支撐個數(shù)的增加，配管系統(tǒng)的各階固有頻率逐漸增大.在位置a處設(shè)置固定支撐時，雖然制冷壓縮機配管系統(tǒng)的4階固有頻率不在共振區(qū)內(nèi)，但其3階固有頻率接近壓縮機激發(fā)頻率，仍會發(fā)生共振；在位置a、b處設(shè)置固定支撐或位置a、b、c處設(shè)置固定支撐，配管系統(tǒng)的固有頻率大大增加，遠離壓縮機激發(fā)頻率，避免了共振現(xiàn)象的發(fā)生.并且，隨著固定支撐個數(shù)的增加，配管系統(tǒng)的各階固有頻率增加的幅度減小.因此，在本文所設(shè)計的工況下，綜合考慮操作的方便性和經(jīng)濟性，在位置a、b處設(shè)置固定支撐較為合理.

4　試驗驗證

薛瑋飛等［17］針對制冷壓縮機配管系統(tǒng)共振的問題，采取去掉排氣管和回氣管U形管的措施，使得配管系統(tǒng)的長度減小，然后對改進前后的配管系統(tǒng)進行振動位移測試，改進后配管系統(tǒng)振幅較原配管大幅度降低.金濤等［18］針對空調(diào)配管發(fā)生共振導(dǎo)致管道斷裂的問題，對回氣管進行優(yōu)化設(shè)計，使配管系統(tǒng)的各階固有頻率避開壓縮機工作頻率，而后依據(jù)優(yōu)化配管設(shè)計方案研制試驗樣機，并進行振動測試，結(jié)果表明:采取減小回氣管長度的措施能夠有效避免配管系統(tǒng)發(fā)生共振，且使配管所受應(yīng)力減小.上述試驗研究表明:減小管道長度能夠有效降低振動，這與本文研究獲得的減小排氣管長度或回氣管長度能夠有效抑制制冷壓縮機配管系統(tǒng)振動的結(jié)論一致，從而驗證了本文模態(tài)分析結(jié)論的正確性.

5　結(jié)論

1）為了避免由于制冷壓縮機激發(fā)頻率和制冷壓縮機配管系統(tǒng)的固有頻率相近而導(dǎo)致共振現(xiàn)象的發(fā)生，本文采用ANSYS的模態(tài)分析計算了制冷壓縮機配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的固有頻率，得出配管系統(tǒng)的4階固有頻率48.97 Hz和壓縮機激發(fā)頻率50 Hz接近，這使得配管系統(tǒng)很容易發(fā)生共振，產(chǎn)生劇烈的管道振動.

2）隨著回氣管長度和排氣管長度的減小，制冷壓縮機配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的固有頻率增大.

3）當回氣管長度設(shè)計取值合理時，制冷壓縮機配管系統(tǒng)和管道內(nèi)部氣柱的各階固有頻率能夠有效避開共振區(qū)，共振不會發(fā)生.本文所設(shè)定的工況下，回氣管直管段長度L1和L2分別為190、100 mm時較為合理.

4）為了控制制冷壓縮機配管系統(tǒng)共振現(xiàn)象的發(fā)生，應(yīng)盡量減小排氣管的長度.本文將排氣管直管段長度L3和L4由210、265 mm分別減至60、115 mm時，有效避免了配管系統(tǒng)的劇烈振動.

5）為了避免制冷壓縮機配管系統(tǒng)發(fā)生共振，應(yīng)適當增加固定支撐的數(shù)目.本文所設(shè)定的工況下，增加2個固定支撐較為合理.

［1］LEE U Y，KIM B J，LEE J B，et al.Design optimization of an accumulator for noise reduction of rotary compressor［J］.Transactions of the Korean Society of Mechanical Engineers，2011，35（7）:759-766.

［2］KIM H C，CHO M G，KIM J，et al.Coherence technique for noise reduction in rotary compressor［J］.Journal of Mechanical Science and Technology，2012，26（7）:2073-2076.

［3］李春銀，王樹林.汽車空調(diào)旋葉式壓縮機排氣閥片的振動特性［J］.振動與沖擊，2014，33（8）:186-191.

LI C Y，WANG S L.Vibration behavior of a discharge valve for vane compressor of a car air conditioner［J］. Journal of Vibration and Shock，2014，33（8）:186-191.（in Chinese）

［4］仇穎，李紅旗，呂亞東.活塞式制冷壓縮機吸排氣消聲腔的聲學(xué)分析和測量［J］.流體機械，2006，34（11）: 16-18.

QIU Y，LI H Q，Lü Y D.Acoustics analysis on suction and discharge cavity in hermetic reciprocating compressor［J］.Fluid Machinery，2006，34（11）:16-18.（in Chinese）

［5］PARK C S，KIM S，PARK G G，et al.Active mechanical vibration control of rotary compressors for air-conditioning systems［J］.Journal of Power Electronics，2012，12（6）: 1003-1010.

［6］李樹森，王開和，許瑋.空調(diào)器壓縮機選頻隔振減振降噪研究［J］.噪聲與振動控制，2003，23（3）:27-30.

LI S S，WANG K H，XU W.Research on noise and vibration reduction of compress of conditiner［J］.Noise and Vibration Control，2003，23（3）:27-30.（in Chinese）

［7］李保澤，范穎濤.空調(diào)室外機減振墊對振動和噪聲影響的研究［J］.噪聲與振動控制，2010，30（2）:45-49.

LI B Z，F(xiàn)AN Y T.Study on the impact of shock absorber on vibration and noise of air-condition蒺s outdoor unit［J］. Noise and Vibration Control，2010，30（2）:45-49.（in Chinese）

［8］何呂昌，左曙光，申秀敏，等.基于空調(diào)壓縮機支架改進的燃料電池轎車降噪［J］.振動、測試與診斷，2011，31（3）:339-343.

HE L C，ZUO S G，SHEN X M，et al.Noise reduction based on frame improvement of air-condition of fuel cell vehicle［J］.JournalofVibration，Measurement& Diagnosis，2011，31（3）:339-343.（in Chinese）

［9］LIM S T，JOO K H，AHN H N，et al.Transfer characteristics of vehicle air condition蒺booming noise［J］. Journal of Mechanical Science and Technology，2014，28（6）:2025-2031.

［10］LEE U Y，KIM B J，LEE J B，et al.Design optimization of an accumulator for noise reduction of rotary compressor［J］.Transactions of the Korean Society of Mechanical Engineers，2011，35（7）:759-766.

［11］王民，張新云，昝濤，等.基于ANSYS的國產(chǎn)數(shù)控機床高速電主軸的仿真分析［J］.北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2012，38（7）:988-991.

WANG M，ZHANG X Y，ZAN T，et al.Investigation of static electric spindle based on ANSYS［J］.Journal of Beijing University of Technology，2012，38（7）:988-991.（in Chinese）

［12］徐斌，馮全科，余小玲.壓縮機復(fù)雜管路壓力脈動及管道振動研究［J］.核動力工程，2008，29（4）:79-83.

XU B，F(xiàn)ENG Q K，YU X L.Study on pressure pulsation and piping vibration of complex piping of reciprocating compressor［J］.Nuclear Power Engineering，2008，29（4）:79-83.（in Chinese）

［13］黨錫其，陳守五.活塞式壓縮機氣流脈動與管道振動［M］.西安:西安交通大學(xué)出版社，1984:1-6.

［14］郭福祥，史文庫，王世朝，等.輕型卡車駕駛室懸置系統(tǒng)優(yōu)化匹配設(shè)計［J］.北京工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2015，41（3）:347-352.

GUO F X，SHI W K，WANG S C，et al.Match and optimization of a light truck cab mount system［J］. Journal of Beijing University of Technology，2015，41（3）:347-352.（in Chinese）

［15］劉博想，馮健美，王玉莉，等.利用亥姆茲共鳴器減弱壓縮機閥腔內(nèi)壓力脈動的研究［J］.西安交通大學(xué)學(xué)報，2012，46（5）:85-90.

LIU B X，F(xiàn)ENG J M，WANG Y L，et al.Study on damping the pressure pulsation in the valve chamber of reciprocating compressor using the helmholtz resonator［J］.Journal of Xi蒺an Jiaotong University，2012，46（5）: 85-90.（in Chinese）

［16］盛美萍，王敏慶，孫進才.噪聲與振動控制技術(shù)基礎(chǔ)［M］.北京:科學(xué)出版社，2007:33-41.

［17］薛瑋飛，張智，陳進，等.空調(diào)配管空間結(jié)構(gòu)的動態(tài)仿真與優(yōu)化［J］.機械強度，2011，33（2）:170-174.

XUE W F，ZHANG Z，CHEN J，et al.Dynamical simulation and optimum design used for air conditioner pipe［J］.Journal of Mechanical Strength，2011，33（2）: 170-174.（in Chinese）

［18］金濤，陳建良，趙科.空調(diào)管路系統(tǒng)動態(tài)仿真及優(yōu)化設(shè)計［J］.系統(tǒng)仿真學(xué)報，2005，17（1）:117-120.

JIN T，CHEN J L，ZHAO K.A simulation and test system used for air conditioner pipe optimum design［J］. Journal of System Simulation，2005，17（1）:117-120.（in Chinese）

（責(zé)任編輯楊開英）

Vibration Characteristics and Modal Analysis for the Pipe System Connected to a Refrigeration Compressor

KONG Xiangqiang，CHEN Lijuan，ZHENG Rui，LI Ying
（College of Mechanical and Electronic Engineering，Shandong University of Science and Technology，Qingdao 266590，China）

To reduce the vibration during the operation of air conditioner，geometric models of the pipe system connected to refrigeration compressor and the gas column in pipe system were created by Pro/ Engineering software，and the modal analysis based on ANSYS software was carried out to obtain the first six-order natural frequencies of the pipe system and the gas column.Results show that the fourth natural frequency of the pipe system is very close to the compressor excitation frequency，and resonance occurs. Because the natural frequencies of the gas columns in suction pipe and discharge pipe are not in the resonance region，the gas columns in the suction pipe and discharge pipe cannot resonate.For the problem of pipe system resonance，the vibration characteristics of the pipe system with different lengths of the suction pipe，different lengths of discharge pipe and fixed supporting number are analyzed.The modal analysis results show that the natural frequencies of the pipe system and the gas column in the pipe system increase with the decrease of suction pipe length and discharge pipe length.When the rational value of the suction pipe length is taken，the natural frequencies of the pipe system and the gas column are not in resonance region，and resonance cannot occur.With the decrease of discharge pipe length and theincrease of the fixed supporting number，the natural frequency of the pipe system gradually gets far away from the resonance region，which is beneficial to avoid resonance.Additionally，it is reasonable to set two fixed supportings for the pipe system if considering the convenience for operation and economic condition.Simulation results accord with the reported experiment results.

refrigeration compressor；pipe system；vibration；modal analysis；natural frequency

TB 535

A

0254-0037（2016）06-0825-07

10.11936/bjutxb2015050059

2015-05-26

山東省自然科學(xué)基金資助項目（ZR2014EEM018）；青島市黃島區(qū)科技項目（2014-1-40）

孔祥強（1976—），男，副教授，主要從事制冷空調(diào)技術(shù)方面的研究，E-mail:kxqiangly@126.com