李秀山，丁保安，郭彬，張偉龍，曾超

(1.內燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊　261061；2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊　261061)

引言

在炎熱天氣下工作，空調是車輛必不可少的配置，空調系統(tǒng)能否長時間穩(wěn)定工作，影響著司機的工作舒適性和工作效率；空調壓縮機是空調系統(tǒng)的核心部件，需要保障空調壓縮機的可靠穩(wěn)定運行[1]。某空調壓縮機由于動不平衡及安裝支架強度不足引起振動，并最終導致空調壓縮機損壞[2-4]。本研究對此進行分析研究，并通過NVH試驗及LMS Test. lab進行振動數據分析，結合CAE方法對安裝支架進行仿真計算，提出優(yōu)化措施，有效地解決空調壓縮機故障[5-6]。從而為解決同類問題提供了可借鑒的方法。

1　空調壓縮機振動引起故障案例

某水泥攪拌車空調系統(tǒng)長時間處于工作狀態(tài)，空調壓縮機系統(tǒng)頻繁出現以下故障：連接螺栓斷裂、支架斷裂、同時空調壓縮機本體產生裂縫，形成制冷氣泄漏，造成空調系統(tǒng)無法正常工作，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　空調壓縮機系統(tǒng)故障模式

2　試驗分析

空調系統(tǒng)是由空調壓縮機、支架組成，通過螺栓安裝在發(fā)動機上，通過皮帶驅動，在整車上進行的一系列試驗。

圖2　開關空調狀態(tài)下，空調壓縮機測點振動曲線

首先進行了原狀態(tài)下，原地升速工況，空調壓縮機系統(tǒng)振動性能試驗。同時對空調壓縮機系統(tǒng)進行約束狀態(tài)下的錘擊模態(tài)試驗，對空調壓縮機系統(tǒng)模態(tài)進行分析。

對空調壓縮機系統(tǒng)進行模態(tài)試驗時，傳感器均勻布置在空調壓縮機、支架上，分別在空調壓縮機本體-X、+Y、-Z三個方向進行錘擊。坐標系采用整車坐標系，即X、Y、Z分別為整車縱向、橫向和垂向。

開關空調狀態(tài)下，圖2為空調壓縮機測點振動曲線，圖3為升速工況升速ColorMap對比圖。

圖3　空調壓縮機測點升速ColorMap圖

通過錘擊試驗方法，對空調系統(tǒng)進行模態(tài)試驗[7]，圖4為空調系統(tǒng)試驗示意圖，圖5為空調系統(tǒng)的前三階模態(tài)振型圖，具體試驗模態(tài)結果如下：

圖4　空調壓縮機系統(tǒng)模態(tài)試驗

1)空調壓縮機系統(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向點頭振型，二階和三階均為繞Z軸扭轉。

通過圖3可以看出，相比關空調狀態(tài)，開空調后空調壓縮機測點振動烈度在發(fā)動機轉速達到1 500 r/min之后明顯增大，在2 060 r/min振動烈度由82 mm/s增大到 413 mm/s；振動源主要為2.78諧次，與空調壓縮機速比一致；故空調壓縮機動不平衡是導致的系統(tǒng)振動過大的主要原因[8]，空調壓縮機系統(tǒng)前三階模態(tài)過低，與第三階模態(tài)產生共振，更加劇了空調壓縮機故障的產生。

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　空調壓縮機系統(tǒng)模態(tài)振型

3　優(yōu)化措施及效果驗證

根據空調壓縮機測試情況，應該在兩個方面進行整改：1)更換動不平衡量較小空調壓縮機，減小在高轉速段振動；2)增大空調壓縮機支架強度。首先通過方案1進行優(yōu)化改進并驗證試驗效果。

圖6　更換空調壓縮機后，空調壓縮機振動升速曲線

通過更換不同速比的其他型號空調壓縮機，將空調壓縮機速比由2.78增大到2.82，重新裝機后對空調壓縮機本體及支架進行NVH試驗，試驗工況與優(yōu)化前相同。圖6為更換空調壓縮機后升速工況下空調壓縮機測點振動烈度對比圖。

如圖6所示，更換空調壓縮機后，開空調后空調壓縮機振動幅值明顯降低，由370 mm/s降低到320 mm/s，振動幅值明顯降低，且優(yōu)化后的空調壓縮機運行3個月無故障反饋(原空調壓縮機平均每2個月出現故障)，可靠性明顯提升。但是空調壓縮機振動幅值仍較大，需進一步通過更換動平衡更好的空調壓縮機以及加強支架強度進行優(yōu)化。

4　CAE仿真優(yōu)化

通過CAE仿真計算方法[9-10]，對原空調壓縮機系統(tǒng)結構進行仿真計算，并根據計算情況對支架薄弱點進行強化[11]。

空調壓縮機系統(tǒng)結構和支架的有限元模型如圖7所示，某向沖擊下，原支架的應力分布如圖8所示，前三階振型見圖9所示，原結構系統(tǒng)前三階約束模態(tài)見表1。

a) 空調壓縮機系統(tǒng)結構　　　　　　　　b) 支架圖7　原結構系統(tǒng)及支架有限元模型

圖8　原支架應力分布云圖

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　原結構系統(tǒng)前三階振型圖

約束模態(tài)頻率數值/Hz振型描述一階83．2前后方向擺動二階100．0左右方向擺動三階145．3繞Z軸扭擺

通過計算可知，空調壓縮機模態(tài)過低，不滿足設計要求；同時在凸臺根部(與故障模式一致)產生最大Mises應力值220.6 MPa。針對應力分布情況以及故障模式，在支架凸臺附近增加兩處斜拉筋，如圖10所示,某向沖擊下，優(yōu)化后的支架應力分布如圖11所示，前三階振型見圖12，優(yōu)化后的結構系統(tǒng)前三階約束模態(tài)見表2。

a) 優(yōu)化后空調壓縮機系統(tǒng)結構　　　　　　　　　　b) 優(yōu)化后支架圖10　優(yōu)化后結構系統(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)化后結構系統(tǒng)前三階振型圖

約束模態(tài)頻率數值/Hz振型描述一階103．8前后方向擺動二階117．8左右方向擺動三階159．7繞Z軸扭擺

通過仿真計算可知系統(tǒng)一階模態(tài)增加20 Hz，系統(tǒng)強度得到明顯提升；在各向沖擊力作用下，支架所受最大Mises應力值降為127.3 MPa，空調壓縮機系統(tǒng)強度得到較大提升。

5　結論

以某水泥攪拌車空調壓縮機故障為例，對空調壓縮機系統(tǒng)的工作狀態(tài)進行分析并提出解決方案。通過NVH試驗及LMS Test. lab振動試驗方法，確定故障源為開空調后空調壓縮機振動異常，其表現為振動主要集中在空調壓縮機對應的諧次，且隨轉速的增高，振動成倍增大。通過更換動平衡較優(yōu)空調壓縮機，并進行試驗測試振動明顯降低，通過CAE計算方法增強空調壓縮機系統(tǒng)整體強度，并通過長時間運行驗證，未發(fā)生故障，說明該優(yōu)化方案的可行性。

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