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(diǎn)實(shí)驗(yàn)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(huì)經(jīng)濟(jì)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(jī)作為空調(diào)系統(tǒng)的主要激勵(lì)源，其懸置系統(tǒng)隔振性能優(yōu)劣將直接決定空調(diào)整機(jī)的振動(dòng)與噪聲水平。為了降低空調(diào)系統(tǒng)的振動(dòng)與噪聲，提高房車的乘坐舒適性，就需要保證壓縮機(jī)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(jìn)行大量的研究，擁有許多較為成熟的設(shè)計(jì)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(dòng)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(diǎn)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(jìn)行懸置系統(tǒng)優(yōu)化；裘新[5]以振動(dòng)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(dòng)反力、振動(dòng)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(jìn)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(jìn)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(dòng)力總成在俯仰和縱向充分解耦，從而減小發(fā)動(dòng)機(jī)啟停時(shí)引起的振動(dòng)；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(shí)的振動(dòng)；Sugimura等[10]通過分析汽車啟動(dòng)振動(dòng)的傳遞路徑，發(fā)現(xiàn)啟動(dòng)時(shí)的沖擊主要來自動(dòng)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(jī)懸置系統(tǒng)啟停工況振動(dòng)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(dòng)也隨之減小。

2 啟停工況振動(dòng)分析

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

2.1 整車振動(dòng)測試

在車內(nèi)表面對應(yīng)壓縮機(jī)處布置三向振動(dòng)加速度傳感器，利用LMSTest.Lab軟件進(jìn)行振動(dòng)測試，獲得空調(diào)啟停及平穩(wěn)運(yùn)行中整車振動(dòng)結(jié)果。

從圖1～3 的頻譜圖中可以看出，測點(diǎn)在48.5 Hz、98 Hz、100 Hz和300 Hz處始終存在振動(dòng)。本文所研究的壓縮機(jī)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(dòng)考慮是由于壓縮機(jī)工作時(shí)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(dòng)。壓縮機(jī)內(nèi)含電機(jī)部分且采用的電源頻率為50 Hz，根據(jù)電機(jī)氣隙磁場中電磁力的分布特點(diǎn)，分析可知100 Hz（即兩倍電源頻率） 處的振動(dòng)主要是由于電磁力引起，并激起3次諧波處（300 Hz） 的振動(dòng)。

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

圖1 啟動(dòng)工況

圖2 穩(wěn)態(tài)工況頻譜圖

圖3 停機(jī)工況

2.2 壓縮機(jī)本體振動(dòng)測試

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

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

2.3 壓縮機(jī)模態(tài)測試

為分析壓縮機(jī)本體在7.1 Hz和22.5 Hz附近處出現(xiàn)短暫振動(dòng)的原因，利用錘擊法獲得壓縮機(jī)的各階模態(tài)，下面給出壓縮機(jī)沿Z向平動(dòng)與繞X向轉(zhuǎn)動(dòng)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(jī)沿Z向平動(dòng)的固有頻率（7.18 Hz）和繞X向轉(zhuǎn)動(dòng)的固有頻率（22.44 Hz）與整車及壓縮機(jī)本體測點(diǎn)出現(xiàn)短暫振動(dòng)的頻率基本相同。因此，短暫振動(dòng)峰值出現(xiàn)的原因是由于壓縮機(jī)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(jī)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(dòng)工況colormap圖

圖6 停機(jī)工況colormap圖

表1 壓縮機(jī)模態(tài)

3 多體動(dòng)力學(xué)仿真

3.1 理論分析

壓縮機(jī)啟停過程中，在瞬時(shí)扭矩的作用下，轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速必然越過壓縮機(jī)的模態(tài)共振區(qū)。若共振頻帶過寬，則容易引起振動(dòng)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(dòng)力總成彈性軸與扭矩軸理論，對壓縮機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行解耦優(yōu)化。

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

式中 HTRA（ω）——?jiǎng)恿偝上鄬τ赥RA的位移響應(yīng)，mm

ω——激勵(lì)頻率，Hz

M——質(zhì)量矩陣

fTA——?jiǎng)恿偝稍谇S方向的單位扭矩激勵(lì)向量，N·mm

無質(zhì)量條件下，僅考慮懸置支撐約束的影響時(shí)，由于啟動(dòng)扭矩的作用，動(dòng)力總成會(huì)繞彈性軸（Elastic Axis，EA） 轉(zhuǎn)動(dòng)。該軸的位置與懸置的剛度及安裝布置方式有關(guān)，動(dòng)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——?jiǎng)偠染仃?/p>

在實(shí)際工況中，懸置支撐約束下的動(dòng)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(dá)式如式（3）

式中 H——實(shí)際工況下的位移響應(yīng)，mm

由式（3） 可知，在啟動(dòng)過程中，動(dòng)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(shí)，動(dòng)力總成僅沿一個(gè)軸轉(zhuǎn)動(dòng)，才能實(shí)現(xiàn)振動(dòng)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(jìn)方案

首先，根據(jù)壓縮機(jī)懸置系統(tǒng)的各向參數(shù)，包括壓縮機(jī)慣性參數(shù)（質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)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(jì)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(shí)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(jìn)方案，如表2所示。

3.3 仿真結(jié)果

在多體動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS中建立壓縮機(jī)懸置系統(tǒng)的整車動(dòng)力學(xué)模型，利用Bushing模擬懸置。在壓縮機(jī)質(zhì)心處施加模擬激勵(lì)，測得各改進(jìn)方案下整車模擬點(diǎn)的振動(dòng)結(jié)果，如圖8所示。為便于觀察，表3給出模擬點(diǎn)在啟動(dòng)時(shí)刻的振動(dòng)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(dòng)過程中，模擬點(diǎn)振動(dòng)也逐漸減小。由于壓縮機(jī)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(tái)架試驗(yàn)提供參考依據(jù)。

4 壓縮機(jī)懸置系統(tǒng)臺(tái)架試驗(yàn)

4.1 試驗(yàn)?zāi)康?/h3>

對壓縮機(jī)懸置系統(tǒng)進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，通過測量各改進(jìn)方案下懸置被動(dòng)端振動(dòng)變化趨勢，與動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果比較，為壓縮機(jī)啟停工況下的減振問題提供參考依據(jù)。

表2 各改進(jìn)方案說明

圖8 啟動(dòng)工況測點(diǎn)振動(dòng)對比

表3 改進(jìn)方案測點(diǎn)振動(dòng)對比結(jié)果

4.2 試驗(yàn)儀器

試驗(yàn)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(dòng)加速度傳感器等。

4.3 試驗(yàn)測點(diǎn)布置與測試方法

在壓縮機(jī)懸置系統(tǒng)4個(gè)懸置被動(dòng)端附近各布置一個(gè)振動(dòng)加速度傳感器。

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

（1）啟動(dòng)工況：打開軟件，開始測試的同時(shí)開啟壓縮機(jī)，數(shù)據(jù)采集時(shí)間30 s。由于壓縮機(jī)在短時(shí)間內(nèi)達(dá)到穩(wěn)定轉(zhuǎn)速，所以應(yīng)對啟動(dòng)工況下的振動(dòng)進(jìn)行多次測量，本次試驗(yàn)測試3次。

（2）停機(jī)工況：待壓縮機(jī)穩(wěn)定運(yùn)行后，點(diǎn)擊軟件開始測試，5 s后關(guān)閉壓縮機(jī)，待壓縮機(jī)完全停止后結(jié)束測試，本次測試3次。

4.4 試驗(yàn)結(jié)果分析

由于安裝條件的限制，本文僅對前三種改進(jìn)方案進(jìn)行試驗(yàn)，圖9和圖10分別為啟動(dòng)和停機(jī)工況下被動(dòng)端振動(dòng)時(shí)域圖。

從振動(dòng)時(shí)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(dòng)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(shí)，啟停工況的振動(dòng)峰值減小38%以上。

圖9 啟動(dòng)工況被動(dòng)端振動(dòng)時(shí)域圖

5 結(jié)論

（1）通過整車及壓縮機(jī)本體振動(dòng)測試，發(fā)現(xiàn)整車啟停工況振動(dòng)較大的原因是由壓縮機(jī)引起的。結(jié)合壓縮機(jī)模態(tài)測試結(jié)果，得知壓縮機(jī)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(dòng)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(jìn)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(dòng)工況下的振動(dòng)也逐漸減小。

圖10 停機(jī)工況被動(dòng)段振動(dòng)時(shí)域圖

表4 改進(jìn)方案被動(dòng)端振動(dòng)對比

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