李秀山，丁保安，郭彬，張偉龍，曾超

(1.內(nèi)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(diào)是車輛必不可少的配置，空調(diào)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(diào)壓縮機是空調(diào)系統(tǒng)的核心部件，需要保障空調(diào)壓縮機的可靠穩(wěn)定運行[1]。某空調(diào)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(dǎo)致空調(diào)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(shù)據(jù)分析，結(jié)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(diào)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(diào)壓縮機振動引起故障案例

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

2　試驗分析

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

圖2　開關(guān)空調(diào)狀態(tài)下，空調(diào)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(diào)壓縮機系統(tǒng)振動性能試驗。同時對空調(diào)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(diào)壓縮機系統(tǒng)模態(tài)進行分析。

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

開關(guān)空調(diào)狀態(tài)下，圖2為空調(diào)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(diào)壓縮機測點升速ColorMap圖

通過錘擊試驗方法，對空調(diào)系統(tǒng)進行模態(tài)試驗[7]，圖4為空調(diào)系統(tǒng)試驗示意圖，圖5為空調(diào)系統(tǒng)的前三階模態(tài)振型圖，具體試驗?zāi)B(tài)結(jié)果如下：

圖4　空調(diào)壓縮機系統(tǒng)模態(tài)試驗

1)空調(diào)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(zhuǎn)。

通過圖3可以看出，相比關(guān)空調(diào)狀態(tài)，開空調(diào)后空調(diào)壓縮機測點振動烈度在發(fā)動機轉(zhuǎn)速達(dá)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(diào)壓縮機速比一致；故空調(diào)壓縮機動不平衡是導(dǎo)致的系統(tǒng)振動過大的主要原因[8]，空調(diào)壓縮機系統(tǒng)前三階模態(tài)過低，與第三階模態(tài)產(chǎn)生共振，更加劇了空調(diào)壓縮機故障的產(chǎn)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(diào)壓縮機系統(tǒng)模態(tài)振型

3　優(yōu)化措施及效果驗證

根據(jù)空調(diào)壓縮機測試情況，應(yīng)該在兩個方面進行整改：1)更換動不平衡量較小空調(diào)壓縮機，減小在高轉(zhuǎn)速段振動；2)增大空調(diào)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(diào)壓縮機后，空調(diào)壓縮機振動升速曲線

通過更換不同速比的其他型號空調(diào)壓縮機，將空調(diào)壓縮機速比由2.78增大到2.82，重新裝機后對空調(diào)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(diào)壓縮機后升速工況下空調(diào)壓縮機測點振動烈度對比圖。

如圖6所示，更換空調(diào)壓縮機后，開空調(diào)后空調(diào)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(diào)壓縮機運行3個月無故障反饋(原空調(diào)壓縮機平均每2個月出現(xiàn)故障)，可靠性明顯提升。但是空調(diào)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(diào)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(diào)壓縮機系統(tǒng)結(jié)構(gòu)進行仿真計算，并根據(jù)計算情況對支架薄弱點進行強化[11]。

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

a) 空調(diào)壓縮機系統(tǒng)結(jié)構(gòu)　　　　　　　　b) 支架圖7　原結(jié)構(gòu)系統(tǒng)及支架有限元模型

圖8　原支架應(yīng)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(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階振型圖

約束模態(tài)頻率數(shù)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(diào)壓縮機模態(tài)過低，不滿足設(shè)計要求；同時在凸臺根部(與故障模式一致)產(chǎn)生最大Mises應(yīng)力值220.6 MPa。針對應(yīng)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(yīng)力分布如圖11所示，前三階振型見圖12，優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階約束模態(tài)見表2。

a) 優(yōu)化后空調(diào)壓縮機系統(tǒng)結(jié)構(gòu)　　　　　　　　　　b) 優(yōu)化后支架圖10　優(yōu)化后結(jié)構(gòu)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(yīng)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(jié)構(gòu)系統(tǒng)前三階振型圖

約束模態(tài)頻率數(shù)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(yīng)力值降為127.3 MPa，空調(diào)壓縮機系統(tǒng)強度得到較大提升。

5　結(jié)論

以某水泥攪拌車空調(diào)壓縮機故障為例，對空調(diào)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(diào)后空調(diào)壓縮機振動異常，其表現(xiàn)為振動主要集中在空調(diào)壓縮機對應(yīng)的諧次，且隨轉(zhuǎn)速的增高，振動成倍增大。通過更換動平衡較優(yōu)空調(diào)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(diào)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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