張鴻權 肖望強

廈門大學航空航天學院，廈門，361102

0 引言

在反復受到壓縮機一系列工作頻率的振動沖擊下，當前管路機械結構并不能滿足使用需求[1]，同時，間歇性地吸氣和排氣[2]也會形成交替變化的氣壓脈沖，在管路折彎處產生劇烈的流固耦合[3-6]，壓縮機的動力不平衡性[7]以及管路支撐方式的不合理性均會使得振動在管路局部位置傳遞并放大。

目前，學者從多方面開展管路減振研究。周奇杰等[8]采用CAE動力學仿真，調整管路折彎處的長度得到最優(yōu)方案，可解決頻率250 Hz附近范圍的噪聲問題。單國偉等[9]根據(jù)管路系統(tǒng)模態(tài)分析結果優(yōu)化與四通閥連接部分的彎曲程度，改變固有頻率避免共振。赫家寬等[10]結合壓縮機激勵載荷特點對轉子壓縮機管路系統(tǒng)仿真分析，使基本運行頻率避開固有頻率從而降低應變峰值。呂千浩[11]通過改變腳墊的減振墊圈硬度，降低了水平和垂直的位移量及振幅，最終減小了管路的形變量。

上述方法均在管路系統(tǒng)局部位置進行改進，使得系統(tǒng)固有頻率避開壓縮機的振動頻率，從而實現(xiàn)減振的目的，但這些方法會延長管路的研發(fā)周期，增大結構質量，導致設計成本上升。

因此，本文針對壓縮機管路提出采用顆粒阻尼技術，即在不改變管路現(xiàn)有的機械結構及制造工藝的基礎上安裝顆粒阻尼器，通過提高管路本體阻尼實現(xiàn)振動控制。該技術還具備耐輻射、溫度適用范圍廣、可靠性高等優(yōu)點[12]，廣泛運用在齒輪減振[13]、礦用自卸車振動舒適性提高[14]、雙層浮筏減振[15]、機床刀具減振[16]以及船舶、航空航天減振[17]等多個領域。由于管路工作周期長，所處環(huán)境溫度高，顆粒阻尼能滿足壓縮機管路的工作環(huán)境，因此在管路上應用顆粒阻尼器具備很強的適用性和可靠性。

本文從動力學分析、阻尼機理、顆粒阻尼參數(shù)三方面開展研究，先對變頻空調壓縮機管路進行動力學分析，得到管路的模態(tài)振型等結構參數(shù)；其次分析管路振動傳遞路徑，進行35～72 Hz變頻試驗測試；然后建立管路顆粒阻尼能耗模型，揭示顆粒介質與結構接觸的運動全過程，利用離散元法闡述顆粒阻尼耗能減振的機理。

1 壓縮機管路的動力學分析

壓縮機管路部分包含進氣管、排氣管等管路，各個管路的壁厚、折彎半徑、固定方式等均不相同,系統(tǒng)部分較為復雜，故本文對管路系統(tǒng)進行簡化處理，選取振動位移最嚴重的進氣管和排氣管作為研究對象。根據(jù)實際情況，管路有限元模型材料均選為紫銅，其密度為8900 kg/m3，彈性模量為108 GPa，泊松比為0.33。

1.1 模態(tài)分析

對管路系統(tǒng)進行模態(tài)分析，得到結構的模態(tài)振型等一系列結構參數(shù)。利用Lagrange方程建立系統(tǒng)運動微分方程：

(1)

設輸入激勵為0，若系統(tǒng)發(fā)生某種確定運動，則輸入特解為

(2)

式中，ωnr(r=1,2,…,n)表示系統(tǒng)的n個固有頻率，當r=1時，ωn1為管路系統(tǒng)的1階固有頻率；Ar為系統(tǒng)的振幅；ur為系統(tǒng)的特征向量、振型向量或模態(tài)向量；φr為系統(tǒng)的初相角。

將特解(式(2))代入系統(tǒng)的運動微分方程，解得系統(tǒng)的頻率方程為

(3)

當系統(tǒng)存在n個自由度時，通過解系統(tǒng)的頻率方程(式(3))可解得系統(tǒng)的n個固有頻率。

在管路端部施加固定約束的邊界條件，提取前3階模態(tài)，固有頻率及模態(tài)振型如表1所示。

表1 管路系統(tǒng)模態(tài)分析結果Tab.1 Modal analysis results of pipeline system

由表1可知，管路系統(tǒng)振幅較大的位置均發(fā)生在U形彎口，進氣管在水平方向振動較為劇烈，左右兩側彎口伴有明顯的位移變形，排氣管振動部位均集中在3處彎口。可見，U形彎口為管路減振的重點考慮位置。

1.2 諧響應分析

管路長期受到變化頻率的氣壓脈沖，采用諧響應分析方法求解簡諧激勵下的管路穩(wěn)態(tài)響應[18]，分析管路系統(tǒng)的穩(wěn)態(tài)響應特性，探測系統(tǒng)的共振頻率，避免管路發(fā)生共振。輸入簡諧激勵Fsinω(t)，并將其代入特解方程式(2)，則得到運動微分方程為

(4)

基于模態(tài)疊加法進行諧響應分析，管路的加速度頻率如圖1所示。

(a)進氣管加速度頻率曲線

(b)排氣管加速度頻率曲線圖1 管路模型的加速度頻率曲線Fig.1 Acceleration frequency curve of pipeline model

2 基于壓縮機管路的顆粒阻尼器設計

2.1 壓縮機管路振動傳遞路徑

對壓縮機管路的振動傳遞路徑開展研究，實測記錄管路在機組啟動停止、運行和升降頻三組工況的應變值，并與表2所示的應變要求作對比。隨著管路吸氣排氣，振動從壓縮機的出口輸入，沿著管路一直傳遞，并在管路薄弱的彎口發(fā)生劇烈抖動，形成氣固耦合振動。

表2 應變要求Tab.2 Strain requirements

根據(jù)動力學分析結果，選擇管路振動較大的位置作為測點位置，具體如圖2所示。

圖2 管路測點位置Fig.2 Pipeline measuring point position

進行35～72 Hz變頻測試，管路的實測應變值如圖3所示，測點位置的應變值均超過標準值(6×10-4)。其中，進氣管、排氣管最高應變值分別可達9.5×10-5、110×10-5，不符合產品設計要求。

圖3 測點位置的實測應變值Fig.3 Measured strain value at the measuring point

2.2 基于壓縮機管路的顆粒阻尼器模型

對管路減振作進一步研究分析，提出基于壓縮機管路的顆粒阻尼器研究方案。

顆粒阻尼是一種新型被動控制技術，在阻尼器或機械結構內部設計容積，填充一定數(shù)量顆粒阻尼，利用顆粒之間的碰撞與摩擦實現(xiàn)能量消耗或轉變[19-21]，最終實現(xiàn)減振降噪。顆粒材料、粒徑大小、顆粒填充率、阻尼器布置形式及位置等因素與顆粒阻尼特性有著密切聯(lián)系。在不同的工況下，這些參數(shù)會對顆粒運動造成不同的影響，形成不同的阻尼性能。李健等[22]采用離散單元法求解顆粒在固定坐標系下的運動，單個顆粒運動軌跡、顆粒間碰撞作用力大小以及能量損耗指標微觀反映了多單元顆粒的阻尼特性。

2.3 顆粒與顆粒離散元模型

如圖4所示，在顆粒的非彈性碰撞過程中，不同時刻下顆粒的運動狀態(tài)具有隨機性。為了探索顆粒的耗能原理，利用離散元法模擬顆粒的運動過程。在固定坐標下，將每一個顆粒視為個體單元，通過牛頓運動定律計算運動參數(shù)，包括顆粒之間的相互作用力。

圖4 應用于管路的顆粒阻尼系統(tǒng)Fig.4 Particle damping system applied to pipeline

顆粒阻尼是不連續(xù)介質，兼具可壓縮性特點。當壓縮機變頻工作對管路產生振動沖擊時，管路的受力變形與局部區(qū)域相關，筆者建立了基于管路的顆粒能耗模型，模擬多個顆粒單元的碰撞過程。

選取管路顆粒阻尼系統(tǒng)中的顆粒單元i和顆粒單元z作為研究對象，基于牛頓第二定律建立單元振動微分方程，即

(5)

(6)

阻尼器均采用同種粒徑、同種材料的顆粒，故顆粒單元的彈性模量、泊松比和粒徑相同。求得法向彈性系數(shù)為

(7)

式中，Ei為顆粒單元的彈性模量；νi為泊松比。

在切向上，顆粒的運動主要受到摩擦力的影響，切向力為

(8)

2.4 顆粒與阻尼器壁離散元模型

(9)

法向彈性系數(shù)[23]可具體表示為

(10)

式中，Ek、EM分別為顆粒單元k與阻尼器壁M的彈性模量；νk和νM分別為顆粒單元k與阻尼器壁M的泊松比。

切向分力同樣也受到摩擦力的影響，具體為

(11)

2.5 顆粒耗能原理

在周期性變化的激勵下，管路和顆粒阻尼器共同振動，顆粒因此獲得動能，但隨后由于碰撞及摩擦而發(fā)生能量損失。具體碰撞耗能公式為

(12)

式中，e為顆粒單元的恢復系數(shù)；EColl-iz為因碰撞發(fā)生損耗的能量。

摩擦耗散能量值由摩擦力做功決定，故顆粒單元之間的摩擦耗能表示為

(13)

式中，Efric-iz為顆粒單元摩擦消耗的總能量。

同樣，當顆粒單元與阻尼器壁發(fā)生碰撞或摩擦時，損失能量的計算方法也遵循上述定理。故基于壓縮機管路顆粒阻尼系統(tǒng)的離散元模型總耗散能量可表示為

ΔE=EColl-iz+Efric-iz+EColl-kM+Efric-kM

(14)

從式(16)可知，顆粒阻尼系統(tǒng)的耗能特性與顆粒單元的材料、數(shù)量相關。為了探究最佳設計參數(shù)，本文接下來利用離散元軟件計算顆粒的能量耗散值，作相關參數(shù)優(yōu)化。

3 顆粒阻尼系統(tǒng)參數(shù)優(yōu)化

在壓縮機開啟變頻工作前，阻尼器中的顆粒處于靜止狀態(tài)。但隨著管路開始劇烈抖動，部分振動能量逐漸轉化為顆粒的動能。阻尼器中心部分的顆粒仍為靜止，而與阻尼器壁接觸的外部顆粒則處于不確定運動狀態(tài)。外側顆粒先是與內壁發(fā)生碰撞并反彈，在激勵的促進作用下，朝著內部顆粒運動，發(fā)生顆粒之間的碰撞摩擦，進行下一個碰撞的循環(huán)迭代。

將所需顆粒參數(shù)根據(jù)實際情況確定選擇范圍，在同樣工況下對比不同參數(shù)的能量耗散值，可優(yōu)化得到最優(yōu)方案。

3.1 顆粒材質與耗能的關系

顆粒材質是影響阻尼的重要參數(shù)，會受到泊松比、顆粒剪切模量及恢復系數(shù)的影響，最終體現(xiàn)出不同的阻尼效應。考慮制作成本以及在實際工程應用的情況，選用陶瓷基、鐵基合金和鎢基合金三種材質進行仿真計算，具體見圖5。其中，所選用的陶瓷基以氧化鋁為主要成分，具備密度小、硬度大、耐腐蝕性強等優(yōu)良特點。而鐵基合金綜合性能好，適用范圍廣，價格低廉。鎢合金熔點高，在高溫情況下仍具備良好的強度。

圖5 3種顆粒材質Fig.5 Three kinds of granular materials

選取進氣管和排氣管進行仿真，阻尼器的顆粒均選用2 mm粒徑，顆粒按照體心立方方式排列，并以98%的體積填充率將阻尼器填滿。保持其他參數(shù)一致，僅改變顆粒材質，求得不同材質下顆粒阻尼系統(tǒng)的能量耗散值如圖6所示。

圖6 3種顆粒材質相應的能量耗散值Fig.6 Energy dissipation values of three kinds of granular materials

由圖6可以看出，在相同的變頻工況下，能量耗散值最高的管路顆粒阻尼器所用顆粒材質均為鎢基合金，鐵基合金顆粒的能量耗散值次之，而陶瓷顆粒的較小。

從實用性方面而言，盡管采用鎢基合金材質顆粒的減振效果要稍微高于鐵基合金顆粒，但其密度是鐵基合金的一倍，且鐵基合金顆粒的價格更低廉，因此考慮到管路的實際承載能力及阻尼器的應用環(huán)境，顆粒材料選擇鐵基合金。

3.2 顆粒粒徑與耗能的關系

一定形狀尺寸大小的阻尼器具有極其有限的填充空間，與此密切聯(lián)系的顆粒粒徑參數(shù)顯得尤為重要。過大或過小的粒徑均會改變顆粒的運動空間，顆粒間的碰撞次數(shù)與摩擦作用也會受到影響。顆粒單元之間的碰撞與摩擦提供了低階阻尼，而高階阻尼則由顆粒單元與阻尼器壁的碰撞作用決定。

所選取的顆粒單元粒徑越小，阻尼器單位體積下所容納的顆粒數(shù)量就會越多，顆粒之間發(fā)生接觸的可能性就會越大，但顆粒的流動性同時也會減弱，使得整個阻尼器趨向于一個完整的固態(tài)，減小了結構阻尼系數(shù)，進一步影響碰撞和摩擦耗能。

而顆粒單元粒徑越大，顆粒與顆粒的碰撞和摩擦作用會越多，單次接觸耗能會增大，但阻尼器容納的顆粒數(shù)量會減少，顆粒物質形態(tài)趨于流體形態(tài)，并不利于增強阻尼效應。

為得到最優(yōu)的顆粒粒徑方案，如圖7所示，對管路顆粒阻尼器采用六種粒徑的鐵基合金顆粒分別進行仿真計算。在計算中，顆粒按體心立方方式排列，體積填充率為98%，保持其他相關參數(shù)相同，得到不同粒徑的能量耗散值如圖8所示。

圖7 不同顆粒粒徑Fig.7 Different particle sizes

圖8 不同顆粒粒徑的能量耗散值Fig.8 Energy dissipation values of different particle sizes

由圖8可知，隨著顆粒粒徑增大，管路阻尼器的能量耗散值呈現(xiàn)先增大后逐漸減小的規(guī)律。其中，針對排氣管管路，阻尼器顆粒粒徑從1.0 mm增大至2.0 mm，能量耗散值迅速增大，意味著顆粒單元之間的平均作用力增大。隨著粒徑繼續(xù)增大至3.0 mm，耗能不再繼續(xù)增大而是減小，顆粒的流動性下降，顆粒碰撞的作用明顯減小，阻尼器的結構阻尼系數(shù)也隨之減小。

對于進氣管管路，同樣在顆粒材質為鐵基合金和填充率為98%的情況下，最佳顆粒粒徑選用范圍在1.5～2.5 mm之間，選用2.0 mm能獲得最高的能量耗散值，1.8 mm的顆粒情況次之。顆粒粒徑是顆粒阻尼器減振性能最主要的影響因素，但針對不同的工況、不同阻尼器尺寸的情況，最優(yōu)的顆粒粒徑并不相同，需根據(jù)實際情況進行分析。

3.3 填充率與耗能的關系

顆粒填充率參數(shù)表示顆粒阻尼總體積占實際容積空間的大小，其大小除了改變阻尼器的質量外，還涉及顆粒阻尼的材料特性以及顆粒整體的流體形態(tài)。安裝顆粒阻尼器后，填充率越高的阻尼器，對整體管路結構固有頻率的改變越明顯。在同一容器下，不同填充率的顆粒在運動過程中會形成不同的力鏈，并由此產生不同的剪切作用，最終起到劇烈的摩擦耗能作用。

在顆粒實際填充過程中，由于顆粒之間以及顆粒與內壁接觸間存在空隙，最大顆粒填充率并不能完全達到實際意義上的100%，此時顆?？傮w積僅為阻尼器容積的74.06%，故將自然填充的最大顆粒體積占比視為100%的顆粒填充率，并根據(jù)顆粒材料特性、阻尼器空腔總體積計算一系列顆粒填充率下的顆粒凈質量。

仿真中選用粒徑為2.0 mm的鐵基合金材質顆粒，分別對填充率為70%，75%，80%，85%，90%，95%的阻尼器確定顆粒凈質量。

顆粒填充率見圖9，通過控制填充率改變顆粒的排列方式，揭示顆粒體系宏觀力學特性的機理。不同顆粒填充率下的能量耗散結果如圖10所示。

圖9 不同的顆粒填充率Fig.9 Different particle filling rate

圖10 阻尼器不同顆粒填充率的能量耗散值Fig.10 Energy dissipation value of damper with different particle filling rate

容積內的顆粒數(shù)量會直接影響顆粒填充率的耗能效果，同時耗能效果也會受到顆粒的相對運動空間的限制。顆粒數(shù)量可由顆粒材料特性及顆粒凈質量推算得到。由圖10可得，隨著填充率從70%增大至90%，系統(tǒng)的能量耗散值逐漸增大至最大值，這是由于在一定容積下，隨著顆粒數(shù)量的增多，顆粒之間所產生的摩擦與碰撞的機會同樣也增大，能耗增加。但當顆粒填充率從90%繼續(xù)增大時，顆粒的相對運動空間以限制顆粒運動為主導，大部分顆粒密集堆積，顆粒單次碰撞與摩擦耗能減少，系統(tǒng)總耗能降低，阻尼效應進而降低，減振效果不佳。

綜合比較顆粒粒徑以及填充率的耗能結果，最優(yōu)顆粒粒徑及阻尼器填充率分別為2.0 mm和90%，在顆粒材質方面，考慮到顆粒的生產成本，采用鐵基合金作為顆粒材質。下一步對仿真計算結果進行實驗驗證。

4 實驗驗證

制造管路模型和不同的實驗夾具，設計管路顆粒阻尼器振動測試試驗臺，對不同的安裝位置、不同型號阻尼器等變量因素進行實驗驗證，優(yōu)化顆粒阻尼器的設計。

4.1 管路減振試驗臺的搭建

圖11為管路振動測試原理圖，先通過計算機將激勵函數(shù)輸入至振動臺控制系統(tǒng)，隨后系統(tǒng)一方面通過功率放大器驅動振動臺體振動，另一方面通過安裝在振動試驗臺上的臺體傳感器測定試驗臺的加速度值，并與設定加速度值作對比，根據(jù)結果，系統(tǒng)調整相應的功率輸入大小。振動試驗臺帶動管路模型振動，在測點位置上安裝的加速度傳感器同時測取振動加速度值，經由信號采集系統(tǒng)采集整理數(shù)據(jù)，發(fā)送至計算機。

圖11 管路振動測試原理圖Fig.11 Schematic diagram of pipeline vibration test

振動測試試驗臺包括航天希爾的DC-1000電動振動試驗臺及其控制系統(tǒng)、北京東方所的INV信號采集系統(tǒng)、北京東方所INV9821型傳感器、江蘇聯(lián)能CA-YD-181-10型傳感器、DASP信號分析軟件等。

振動試驗臺如圖12所示，振動臺主要包括振動臺體、電動振動試驗臺以及相應的固定壓塊。

圖12 振動試驗臺Fig.12 Test shaking table

管路模型及具體測點位置見圖13。在振動測試之前，對測試系統(tǒng)進行校準，包括加速度傳感器、信號放大器以及信號處理系統(tǒng)。設置好正弦激勵的輸入參數(shù)及測試參數(shù)后，選擇合適的采樣頻率進行測試，具體操作流程如下：

圖13 管路試驗及測點位置Fig.13 Pipeline test and measuring point position

(1)在不同工況下，振動平臺以輸入的正弦激勵帶動管路模型振動時，對管路指定測點測試加速度值，此時管路模型尚未安裝阻尼器。

(2)在指定位置安裝顆粒阻尼器，對管路模型在相同工況下進行振動測試，并測定相應的加速度變化值。

(3)對比試驗數(shù)據(jù)，得到安裝阻尼器前后結構的振動特性。

4.2 不同型號的顆粒阻尼器管路減振試驗

根據(jù)管路在無阻尼工況下的振動情況及管路形狀特點，本文針對進氣管和排氣管分別設計了不同型號的阻尼器，各型號阻尼器的參數(shù)如表3所示。

表3 不同型號阻尼器參數(shù)Tab.3 Parameters of different types of dampers

顆粒阻尼材料選用鐵基合金，其密度為7.93 g/cm3，硬度為HRC48～HRC60，抗磨耐磨損性能極好，具備馬氏體良好的韌性等特點。試驗中，顆粒阻尼器填充所用的顆粒直徑為2.0 mm，填充率為90%，阻尼器在管路模型上均采用水平布置方式進行測試。

表4為無阻尼以及添加不同型號阻尼器工況下的試驗測得加速度均方根值。由表4可得，進氣管和排氣管安裝顆阻尼器后，各自獲得最佳減振效果的阻尼器型號分別為B型和A型，測點1～6的加速度均方根值綜合減幅分別為31.97%，25.81%，47.72%，40.87%，62.04%，50.42%。采用0～500 Hz作為管路的變頻試驗范圍，對試驗中進氣管安裝B型阻尼器前后以及排氣管安裝A型阻尼器前后采集時域加速度值，并自譜分析得到對應的頻譜圖。針對進氣管和排氣管，分別采集測點3和測點5的時域圖及頻譜圖，如圖14和圖15所示。

表4 測點位置的加速度均方根值Tab.4 Root mean square value of acceleration at measuring point

(a)時域圖

(b)頻譜圖圖14 測點3安裝B型顆粒阻尼器前后的時域圖及頻譜圖Fig.14 Time domain and frequency spectrum of point 3 before and after installing particle damper

(a)時域圖

(b)頻譜圖圖15 測點5安裝A型顆粒阻尼器前后的時域圖及頻譜圖Fig.15 Time domain and frequency spectrum of point 5 before and after installing type a particle damper

4.3 不同布置方式下的管路減振試驗

顆粒阻尼的阻尼特性在同一激勵下，在結構體上不同的布置方式會產生不一樣的減振效果[24]。因此，本文深入探索不同布置方式的最佳減振效果，針對管路有限元法分析得到的薄弱處設計不同布置的減振方案，并進行相關的優(yōu)化。圖16為顆粒阻尼器在管路上布置方式的示意圖，由于進氣管和排氣管的管徑大小、管路長度等不同，因此阻尼器在進氣管和排氣管的布置方式也各不相同。

圖16 阻尼器在管路上布置方式示意圖Fig.16 Schematic diagram of damper layout on pipeline

管路的測點1和測點3均采用水平、豎直和45°三種布置方式，測點4和測點6采用水平和45°兩種布置方式，位于管路中部的測點2和測點5由于機械結構限制，僅采用水平布置方式，其中測點5分為水平左側及水平右側。

對進氣管和排氣管分別采用B型和A型阻尼器，對顆粒阻尼器不同布置方式進行試驗。所測加速度均方根值如表5所示，當進氣管和排氣管分別采用45°和水平布置方式時，加速度均方根值減幅最大。測點1～6的綜合減幅分別為36.57%，30.15%，45.79%，40.87%，62.04%，50.42%。

表5 測點位置的加速度均方根值Tab.5 Root mean square value of acceleration at measuring point

對比管路在安裝顆粒阻尼器前后的時域加速度值，自譜分析得到測點3和測點6對應的頻譜圖，如圖17、圖18所示。

(a)時域圖

(b)頻譜圖圖17 測點3采用45°布置方式下安裝B型顆粒阻尼器前后的時域圖及頻譜圖Fig.17 Time domain and frequency spectrum of point 3 before and after installing B-type particle damper under 45° arrangement

(a)時域圖

(b)頻譜圖圖18 測點6采用水平布置方式下安裝A型顆粒阻尼器前后的時域圖及頻譜圖Fig.18 Time domain and frequency spectrum of point 6 before and after installing A-type particle damper under horizontal arrangement

4.4 理論計算與實測數(shù)值分析對比

在相同顆粒參數(shù)下，對不同型號阻尼器、不同布置方式的工況進行離散元仿真分析,統(tǒng)計能量耗散值得到變化規(guī)律，并與試驗實測加速度均方根值的減幅曲線作對比。

圖19和圖20所示為理論計算能量耗散值與試驗數(shù)據(jù)的對比結果，由圖可知：在不同型號阻尼器和不同布置方式的工況下，通過試驗方法得到的進氣管及排氣管的加速度均方根值減幅曲線與基于離散元理論分析的能量耗散值的變化趨勢相一致。針對圖19，進氣管和排氣管的加速度均方根值有最大減幅，對應的阻尼器型號分別為B型和A型，此時理論分析的能量耗散值均為最大。同樣，由圖20可知，在同一型號阻尼器的工況下，進氣管、排氣管擁有最大減幅/能量耗散值時，對應最佳的布置方式分別為45°方式和水平方式。

(a)阻尼器型號(針對進氣管)

(b)阻尼器型號(針對排氣管)圖19 不同型號阻尼器的耗能理論分析與試驗結果對比Fig.19 Comparison between theoretical analysis and experimental results of energy consumption models of different dampers

(a)布置方式(針對進氣管)

(b)布置方式(針對排氣管)圖20 不同布置方式的耗能理論分析與試驗結果對比Fig.20 Comparison of theoretical analysis and experimental results on energy consumption of different arrangements

5 結論

(1)針對壓縮機管路易振動甚至斷裂的通病，本文利用動力學方法對管路進行仿真分析，選取5個測點位置進行試驗測試，結果表明應變值均超過標準值。

(2)提出基于變頻空調壓縮機管路的顆粒阻尼設計研究方案，利用離散元法建立模型，研究顆粒材質、顆粒粒徑以及填充率參數(shù)對顆粒阻尼系統(tǒng)耗能的影響，對能量耗散理論計算的可行性進行了實驗驗證。

(3)本文將顆粒阻尼器應用于壓縮機管路系統(tǒng)上，不僅克服了壓縮機內部的高溫工作環(huán)境，還為管路的振動問題提供了一種新的研究手段。在阻尼器型號和布置方式上對顆粒阻尼器的實際減振效果作進一步優(yōu)化，將理論計算與試驗測試進行對比，分析結果揭示了顆粒阻尼能量耗散的原理，驗證了管路顆粒阻尼耗能模型的可行性，為突破壓縮機管路維修空間狹窄、載荷交替變化的技術瓶頸提供新的思路。