楊 陽，鄭宏浩，周伯儒

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

0 引言

隨著全球市場對適應(yīng)超低溫環(huán)境機組的需求越來越大，造成空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計越來越復(fù)雜，從而造成管路系統(tǒng)設(shè)計復(fù)雜度上升，對空調(diào)產(chǎn)品質(zhì)量提出更高的要求。尤其是轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)機組的出現(xiàn)［1］，對空調(diào)及其管路系統(tǒng)的可靠性形成了嚴峻挑戰(zhàn)，管路應(yīng)力超標問題極為普遍。

某轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)機組如圖1所示，其由2臺壓縮機組成，2臺壓縮機的管路并聯(lián)耦合，在原理樣機開發(fā)初期，管路振動應(yīng)力反復(fù)整改均無法滿足公司企業(yè)標準要求，而在具體現(xiàn)象上呈現(xiàn)出在單一壓縮機開啟模式下管路應(yīng)力基本滿足企業(yè)標準要求，在雙壓縮機開啟模式下出現(xiàn)大范圍運行頻率區(qū)間管路應(yīng)力超標嚴重現(xiàn)象，這種現(xiàn)象的出現(xiàn)與以往對轉(zhuǎn)子式壓縮機單系統(tǒng)管路振動特性的認知存在較大差別。

圖1 轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)機組示意Fig.1 Schematic diagram of parallel system of the rotor compressor

在轉(zhuǎn)子式壓縮機單系統(tǒng)振動特性中基本呈現(xiàn)出以下2點特性：（1）轉(zhuǎn)子式壓縮機本體振動在15～35 Hz運行頻率區(qū)間較為惡劣，并且在該區(qū)間存在轉(zhuǎn)子式壓縮機隔振系統(tǒng)共振點；（2）壓縮機振動激勵引起管路共振的運行頻率區(qū)間在35～49 Hz范圍較為普遍。在轉(zhuǎn)子式壓縮機55～95 Hz運行頻率區(qū)間轉(zhuǎn)子壓縮機運行較平穩(wěn)，管路振動響應(yīng)小，引起的管路應(yīng)力超標問題較少。

針對轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)機組管路振動難點問題，目前研究多集中于渦旋壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)振動研究［2-3］，而在轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)振動研究上基本缺失，因此本文主要講述轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)管路系統(tǒng)振動機理并形成一套解決轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)管路振動的通用指導(dǎo)方案。

1 轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)管路振動機理研究

1.1 并聯(lián)系統(tǒng)管路振動特性分析

1.1.1 振動信號特征分析

在空調(diào)機組運行環(huán)境工況下，采集了空調(diào)機組在不同運行頻率下的壓縮機及管路振動加速度時域數(shù)據(jù)，如圖2所示，包括轉(zhuǎn)子壓縮機1、轉(zhuǎn)子壓縮機2以及Y型集氣管彎口處；同步在Y型集氣管彎口位置采集了管路振動應(yīng)變時域數(shù)據(jù)。

圖2 壓縮機及管路振動信號采集Fig.2 Vibration signal acquisition of compressor and pipeline

圖3示出在Y型集氣管彎口位置振動加速度響應(yīng)信號，包絡(luò)線呈現(xiàn)簡諧特性，同位置管路振動應(yīng)變時域數(shù)據(jù)同樣呈現(xiàn)相似特性。

圖3 轉(zhuǎn)子壓縮機及Y型集氣管彎口位置振動加速度、振動應(yīng)變Fig.3 Acceleration of rotor compressor and pipeline and vibration strain

對壓縮機1，2和Y型集氣管彎口3個位置振動加速度響應(yīng)信號進行快速傅里葉變換分析，由圖4可知，轉(zhuǎn)子壓縮機1主頻率成分為68.17 Hz，轉(zhuǎn)子壓縮機2主頻率成分為68.25 Hz，而在Y型集氣管彎口處主頻率成分中包含68.17，68.25 Hz，兩者頻差為0.08 Hz，周期為12.5 s，校核時域數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)管路振動時域數(shù)據(jù)波動周期同樣為12.5 s，初步判斷是由于存在頻差的雙壓縮機振動激勵源作用引起在并聯(lián)管路組件中形成“拍振現(xiàn)象”，進而引起管路振動應(yīng)變超標。

圖4 快速傅里葉變換分析Fig.4 Fast Fourier transform analysis

1.1.2 拍振機理

（1）拍振的概念。

拍振是2個頻率接近的力（激勵源）產(chǎn)生的振動疊加在一起造成的，由于頻率接近，周期也接近，每過一個周期2個信號的相對相位就會有一點變化，接近同相的時候2個信號疊加，幅值變大，接近反相的時候兩個信號相互抵消，幅值變小，造成波形總幅值的周期性波動［4-10］。

（2）拍振的周期。

如圖5所示，假如不同頻率的2個信號F1和F2，其波形周期分別是T1和T2，從一次同時達到最大值開始，每經(jīng)過T1的時間，2個波形達到峰值的時間差（T2-T1），經(jīng)過 T2/（T2-T1）個 T1周期后2個波形再次同時達到最大值，所以每隔T1T2/（T2-T1）的時間，2個波形疊加達到最大值，中間是逐漸減小到最小值再逐漸增大的過程。幅值波動周期T1T2/（T2-T1）的倒數(shù)就是波動的頻率，（T2-T1）/T1T2=1/T1-1/T2=F1-F2。也就是說這個波動頻率是兩個原始信號的頻率差。

圖5 信號疊加及拍振周期計算Fig.5 Signal superposition and beating period calculation

（3）拍振發(fā)生的條件。

任意2個振動力頻率接近，且兩個振動會傳遞到一起產(chǎn)生疊加，就會發(fā)生拍振。所以這就解釋了在目前機組中呈現(xiàn)出的“在單開模式下管路應(yīng)力基本滿足企標要求，而在雙開模式從低頻運行段、中頻運行段、高頻運行段均出現(xiàn)大面積管路應(yīng)變超標嚴重現(xiàn)象”，2個本來不超標的振動產(chǎn)生拍振時，振動峰值疊加，導(dǎo)致超標。

（4）拍振的處理方案。

拍振的根源是2個力產(chǎn)生的振動傳遞到一起產(chǎn)生了疊加。如果要處理，可以分別診斷消除這兩個振動源，或者切斷振動傳遞路徑。如通過基礎(chǔ)或者管道傳遞振動的，增加隔振措施。

一般認為，受2個頻率差與原始頻率的比值影響，比值小于10%時會發(fā)生拍振。

1.1.3 壓縮機頻差及相位對管路振動影響分析

從拍振的通用處理方案中可以總結(jié)出針對本機組可以通過調(diào)整雙壓縮機激勵源頻率，實現(xiàn)錯開一定運行頻率來減弱拍振影響效應(yīng)，達到管路振動滿足企業(yè)標準要求。因此引入雙激振器，通過激振桿將力學(xué)傳感器頭安裝于壓縮機殼體表面，實現(xiàn)模擬雙壓縮機激勵源及相位信息，同步采集管路振動應(yīng)變響應(yīng)，實現(xiàn)量化頻差與相位合理范圍邊界。

在保證雙激振器激勵幅值及相位一致的情況下，研究雙激勵源頻差對管路振動應(yīng)力的影響，圖6表明雙激勵源頻差在0.04～0.1 Hz下管路振動響應(yīng)最惡劣，而在頻差逐漸拉開下管路振動響應(yīng)有一定改善，這一點對從雙壓縮機頻率控制邏輯上減弱管路拍振影響效應(yīng)具有較高實用價值。

圖6 雙壓縮機頻率差對管路應(yīng)變波動影響Fig.6 Influence of frequency difference on pipeline vibration strain

在保證雙激振器激勵頻率及幅值一致的情況下，研究雙壓縮機不同相位對管路振動的影響，圖7表明在雙激勵源相位差-30°下管路振動響應(yīng)最惡劣，而在90°，120°下管路振動響應(yīng)最佳，這對2臺轉(zhuǎn)子壓縮機轉(zhuǎn)子位置獨立控制上實現(xiàn)對管路振動的抑制上具有較大實用意義。

圖7 雙壓縮機相位差對管路應(yīng)變波動影響Fig.7 Influence of phase difference on pipeline vibration strain

但上述2個從激勵源角度的策略點解決管路振動問題的技術(shù)方案目前實施難度較大，因此確定從振動傳遞路徑及振動響應(yīng)的角度解決管路耦合振動問題。

1.2 動力學(xué)分析

雖然管路振動特性分析確定了引起管路振動大的部分原因是由于存在“拍振現(xiàn)象”，但并不排除在管路振動應(yīng)力超標的多個壓縮機頻段區(qū)間內(nèi)存在管路振動模態(tài)被激起的可能。

1.2.1 管路組件試驗?zāi)B(tài)分析

基于軟件模塊，采用某公司試驗力錘錘擊管路組件與PCB加速度傳感器拾取響應(yīng)，針對如圖8示出排管口位置水平方向上的錘擊激發(fā)，獲得管組件的試驗頻響曲線，最終采用LMS PolyMAX法完成對管組件固頻及振型的辨識，管路在真實安裝狀態(tài)下的0～200 Hz范圍內(nèi)固頻及主要模態(tài)振型見表1。表2為排氣管組件應(yīng)變超標頻段及管路應(yīng)變值。

圖8 并聯(lián)系統(tǒng)排氣管路組件Fig.8 Discharge pipe assembly of parallel system

表1 排氣管路組件主模態(tài)振型及固頻Tab.1 Mode shape and natural frequency of the discharge pipe assembly

表2 排氣管組件應(yīng)變超標頻段及管路應(yīng)變值Tab.2 Mode shape and natural frequency of the discharge pipe assembly

如表2所示，在雙壓縮機開啟模式下排氣管組件應(yīng)變超標頻段區(qū)間體現(xiàn)在區(qū)間1［41 Hz，43 Hz］、區(qū)間 2［54 Hz，61 Hz］、區(qū)間 3［68 Hz，72 Hz］，在單臺壓縮機開啟模式下排氣管組件應(yīng)變超標頻段區(qū)間體現(xiàn)在區(qū)間2［55 Hz，57 Hz］，再結(jié)合表1基本判斷出排氣管路組件振動模態(tài)與管路應(yīng)力超標問題存在較大關(guān)聯(lián)性，當單臺壓縮機開啟模式下，雖然壓縮機激勵源運行頻率與管路固有頻率重疊，但激勵源能量不足于全面激起各區(qū)間管路共振，而在雙壓縮機開啟模式下，在“拍振效應(yīng)”下壓縮機激勵源能量能全面激起管路各階振動模態(tài)，引起管路共振。

這對解決轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)管路振動超標問題提供了另外一條有效的技術(shù)路徑，即引起管路應(yīng)力超標的原因有以下2個方面：（1）雙壓縮機激勵源的“拍振效應(yīng)”放大了激勵源能量；（2）排氣管路組件多階振動模態(tài)被激起，引起管路共振。因此解決該管路應(yīng)力超標問題將從降低管路振動響應(yīng)上考慮，抑制管路主振動形態(tài)方向上的響應(yīng)［11］。

2 并聯(lián)系統(tǒng)管路減振設(shè)計

上述機理研究基于排氣管組件詳細說明，在整機系統(tǒng)中管路應(yīng)力超標問題在排氣管組件以及吸氣管組件上均有類似現(xiàn)象，吸氣管組件主要集中在運行頻率區(qū)間［30 Hz，40 Hz］內(nèi)管路應(yīng)力超標，因此在這里不詳述吸氣管組件。

2.1 并聯(lián)系統(tǒng)排氣管組件減振設(shè)計

2.1.1 降低激勵源能量耦合作用

盡量隔離雙壓縮機激勵源的耦合作用，等效為2個單壓縮機激勵源對管路振動的影響，達到降低激勵管路振動的能量，比如在排氣管叉分管組件位置增加1個金屬“T型”固定支架，不僅可以減弱雙激勵源之間的耦合作用，還能增加1個管路振動傳遞路徑，使得部分能量傳遞至空調(diào)底盤。

2.1.2 排氣管組件ODS

雖然通過管路組件試驗?zāi)B(tài)可以基本確定管路振型，但還需進一步確認實際管路工作變形，即ODS，由于管路振動模態(tài)密集，采用ODS能夠識別出在實際系統(tǒng)中被激起的管路真實振動形態(tài)，使得管路優(yōu)化有針對性。

排氣管ODS實驗表明，管路組件主振動形態(tài)主要體現(xiàn)在如表1所述振型“前后異向擺動+大幅左右擺”，因此需要抑制管組件雙支錯位擺動及整體切向擺動幅度，可采用雙管夾分開固定管路組件，再搭配金屬固定支架，即雙管夾抑制叉分管組件錯位擺動，金屬固定支架抑制管組件整體切向擺動。實際排氣管組件減振支架設(shè)計如圖9所示。

圖9 “T型”固定支架Fig.9 T-shaped bracket

2.2 并聯(lián)系統(tǒng)吸氣管組件減振設(shè)計

2.2.1 吸氣管主激勵源

吸氣管主激勵源主要來自于壓縮機儲液罐的繞壓縮機回轉(zhuǎn)軸切向扭轉(zhuǎn)引起的吸氣管口位置振動較大，這在其它學(xué)者論文研究中均有詳細表達［12］，因此降低吸氣管組件振動可從減弱儲液罐切向扭轉(zhuǎn)以及吸氣管與儲液罐相對擺動上切入。具體實施如圖10所示，采用儲液罐包裹膠泥、隔音棉約束儲液罐包裹，采用橡膠管夾約束吸氣管出管與儲液罐之間相對擺動。

圖10 吸氣管與儲液罐橡膠管夾約束及儲液罐包裹膠泥Fig.10 Rubber pipe clamp constraint between suction pipeline and liquid storage tank and wrapping of damping glue around the storage tank

3.2.2 吸氣管組件ODS

通過頻閃儀觀察吸氣管組件工作變形，采用與排氣管組件固定支架類似方案減弱雙壓縮機激勵源對管路振動的耦合作用，抑制吸氣管組件振動。具體實施如圖11所示，在壓縮機1吸氣管與壓縮機2吸氣管分氣總管上增加1個管路金屬固定支架。

圖11 吸氣管分氣總管位置增加固定支架Fig.11 Bracket at the suction pipe assembly

2.3 CAE仿真驗證

2.3.1 管路模態(tài)仿真

在排氣管組件中引入“T型”支架下，排氣管組件仿真主模態(tài)基本集中于吸氣管組件，而原方案排氣管組件模態(tài)較為密集。從圖12管組件仿真主模態(tài)對比可以證實。

圖12 管路組件模態(tài)仿真對比Fig.12 Modal simulation comparison of pipeline assembly

2.3.2 管路振動應(yīng)力仿真

轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)在采用排氣管組件減振設(shè)計方案及吸氣管組件減振設(shè)計方案下，定性分析管路振動應(yīng)力，在壓縮機吸氣管組件、排氣管組件上顯示有74%的改善量，圖13示出管路振動應(yīng)力仿真對比結(jié)果。

圖13 管路振動應(yīng)力仿真對比Fig.13 Vibration stress simulation comparison of pipeline assembly

3 整機管路振動應(yīng)力試驗驗證

按照全新管路設(shè)計方案下單做樣并完成2臺商用空調(diào)樣機試制，1臺機組在我司性能試驗臺完成整機管路運行振動應(yīng)力驗證，表3為排氣管組件管路應(yīng)變試驗驗證數(shù)據(jù)，管路振動應(yīng)力平均降幅43%，應(yīng)變峰值滿足我司企業(yè)標準要求；同步1臺機組在振動臺完成整機運輸振動試驗驗證，實驗后樣機結(jié)構(gòu)無損傷、無冷媒泄露，滿足我司企業(yè)標準要求。

表3 新排氣管組件試驗驗證管路應(yīng)變值Tab.3 Test verification of the pipeline strain value of the new discharge pipeline assembly

4 結(jié)論

（1）引起管路振動應(yīng)力大的原因之一是由于存在頻差的雙壓縮機振動激勵源在管路組件中形成了“拍振效應(yīng)”。雙激勵源相位差-30°下管路振動響應(yīng)最惡劣，而在90°，120°下管路振動響應(yīng)最佳，可指導(dǎo)從雙轉(zhuǎn)子壓縮機轉(zhuǎn)子位置控制上實現(xiàn)對管路振動的抑制；雙激勵源頻差在0.04～0.1 Hz下管路振動響應(yīng)最惡劣，而在頻差逐漸拉開下管路振動響應(yīng)有一定改善，因此可從雙壓縮機頻率控制邏輯上實現(xiàn)減弱管路“拍振效應(yīng)”。

（2）引起管路振動應(yīng)力大的另一原因是在“拍振效應(yīng)”下的壓縮機激勵源能量能全面激起管路多階振動模態(tài)，引起管路共振?？刹捎脧囊种乒苈分髡駝有螒B(tài)方向上的響應(yīng)的技術(shù)路線來解決雙壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)管路振動應(yīng)力超標問。針對并聯(lián)系統(tǒng)排氣管組件，在排氣管叉分管組件位置增加1個金屬“T型”固定支架，采用雙管夾分開固定叉分管路組件；針對并聯(lián)系統(tǒng)吸氣管組件，采用儲液罐包裹膠泥、隔音棉約束儲液罐包裹，采用橡膠管夾約束吸氣管出管與儲液罐之間相對擺動以及在吸氣管分氣總管上增加1個管路金屬固定支架。

（3）采用CAE仿真工具驗證，定性分析管路振動應(yīng)力，在壓縮機吸氣管組件、排氣管組件上顯示有74%的改善量。經(jīng)管路振動應(yīng)力試驗驗證，滿足企業(yè)標準要求，管路振動應(yīng)力平均降幅43%，驗證了上述管路減振設(shè)計方法的有效性及實用性，形成一套解決轉(zhuǎn)子式壓縮機并聯(lián)系統(tǒng)管路振動的通用指導(dǎo)方案。