楊 陽(yáng)，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(chǎng)對(duì)適應(yīng)超低溫環(huán)境機(jī)組的需求越來越大，造成空調(diào)系統(tǒng)設(shè)計(jì)越來越復(fù)雜，從而造成管路系統(tǒng)設(shè)計(jì)復(fù)雜度上升，對(duì)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(jī)并聯(lián)系統(tǒng)機(jī)組的出現(xiàn)［1］，對(duì)空調(diào)及其管路系統(tǒng)的可靠性形成了嚴(yán)峻挑戰(zhàn)，管路應(yīng)力超標(biāo)問題極為普遍。

某轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)并聯(lián)系統(tǒng)機(jī)組如圖1所示，其由2臺(tái)壓縮機(jī)組成，2臺(tái)壓縮機(jī)的管路并聯(lián)耦合，在原理樣機(jī)開發(fā)初期，管路振動(dòng)應(yīng)力反復(fù)整改均無法滿足公司企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求，而在具體現(xiàn)象上呈現(xiàn)出在單一壓縮機(jī)開啟模式下管路應(yīng)力基本滿足企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求，在雙壓縮機(jī)開啟模式下出現(xiàn)大范圍運(yùn)行頻率區(qū)間管路應(yīng)力超標(biāo)嚴(yán)重現(xiàn)象，這種現(xiàn)象的出現(xiàn)與以往對(duì)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)單系統(tǒng)管路振動(dòng)特性的認(rèn)知存在較大差別。

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

在轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)單系統(tǒng)振動(dòng)特性中基本呈現(xiàn)出以下2點(diǎn)特性：（1）轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)本體振動(dòng)在15～35 Hz運(yùn)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(jī)隔振系統(tǒng)共振點(diǎn)；（2）壓縮機(jī)振動(dòng)激勵(lì)引起管路共振的運(yùn)行頻率區(qū)間在35～49 Hz范圍較為普遍。在轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)55～95 Hz運(yùn)行頻率區(qū)間轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)運(yùn)行較平穩(wěn)，管路振動(dòng)響應(yīng)小，引起的管路應(yīng)力超標(biāo)問題較少。

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

1 轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)并聯(lián)系統(tǒng)管路振動(dòng)機(jī)理研究

1.1 并聯(lián)系統(tǒng)管路振動(dòng)特性分析

1.1.1 振動(dòng)信號(hào)特征分析

在空調(diào)機(jī)組運(yùn)行環(huán)境工況下，采集了空調(diào)機(jī)組在不同運(yùn)行頻率下的壓縮機(jī)及管路振動(dòng)加速度時(shí)域數(shù)據(jù)，如圖2所示，包括轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)1、轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)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(dòng)應(yīng)變時(shí)域數(shù)據(jù)。

圖2 壓縮機(jī)及管路振動(dòng)信號(hào)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(dòng)加速度響應(yīng)信號(hào)，包絡(luò)線呈現(xiàn)簡(jiǎn)諧特性，同位置管路振動(dòng)應(yīng)變時(shí)域數(shù)據(jù)同樣呈現(xiàn)相似特性。

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

對(duì)壓縮機(jī)1，2和Y型集氣管彎口3個(gè)位置振動(dòng)加速度響應(yīng)信號(hào)進(jìn)行快速傅里葉變換分析，由圖4可知，轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)1主頻率成分為68.17 Hz，轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)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(shí)域數(shù)據(jù)發(fā)現(xiàn)管路振動(dòng)時(shí)域數(shù)據(jù)波動(dòng)周期同樣為12.5 s，初步判斷是由于存在頻差的雙壓縮機(jī)振動(dòng)激勵(lì)源作用引起在并聯(lián)管路組件中形成“拍振現(xiàn)象”，進(jìn)而引起管路振動(dòng)應(yīng)變超標(biāo)。

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

1.1.2 拍振機(jī)理

（1）拍振的概念。

拍振是2個(gè)頻率接近的力（激勵(lì)源）產(chǎn)生的振動(dòng)疊加在一起造成的，由于頻率接近，周期也接近，每過一個(gè)周期2個(gè)信號(hào)的相對(duì)相位就會(huì)有一點(diǎn)變化，接近同相的時(shí)候2個(gè)信號(hào)疊加，幅值變大，接近反相的時(shí)候兩個(gè)信號(hào)相互抵消，幅值變小，造成波形總幅值的周期性波動(dòng)［4-10］。

（2）拍振的周期。

如圖5所示，假如不同頻率的2個(gè)信號(hào)F1和F2，其波形周期分別是T1和T2，從一次同時(shí)達(dá)到最大值開始，每經(jīng)過T1的時(shí)間，2個(gè)波形達(dá)到峰值的時(shí)間差（T2-T1），經(jīng)過 T2/（T2-T1）個(gè) T1周期后2個(gè)波形再次同時(shí)達(dá)到最大值，所以每隔T1T2/（T2-T1）的時(shí)間，2個(gè)波形疊加達(dá)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(dòng)周期T1T2/（T2-T1）的倒數(shù)就是波動(dòng)的頻率，（T2-T1）/T1T2=1/T1-1/T2=F1-F2。也就是說這個(gè)波動(dòng)頻率是兩個(gè)原始信號(hào)的頻率差。

圖5 信號(hào)疊加及拍振周期計(jì)算Fig.5 Signal superposition and beating period calculation

（3）拍振發(fā)生的條件。

任意2個(gè)振動(dòng)力頻率接近，且兩個(gè)振動(dòng)會(huì)傳遞到一起產(chǎn)生疊加，就會(huì)發(fā)生拍振。所以這就解釋了在目前機(jī)組中呈現(xiàn)出的“在單開模式下管路應(yīng)力基本滿足企標(biāo)要求，而在雙開模式從低頻運(yùn)行段、中頻運(yùn)行段、高頻運(yùn)行段均出現(xiàn)大面積管路應(yīng)變超標(biāo)嚴(yán)重現(xiàn)象”，2個(gè)本來不超標(biāo)的振動(dòng)產(chǎn)生拍振時(shí)，振動(dòng)峰值疊加，導(dǎo)致超標(biāo)。

（4）拍振的處理方案。

拍振的根源是2個(gè)力產(chǎn)生的振動(dòng)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(gè)振動(dòng)源，或者切斷振動(dòng)傳遞路徑。如通過基礎(chǔ)或者管道傳遞振動(dòng)的，增加隔振措施。

一般認(rèn)為，受2個(gè)頻率差與原始頻率的比值影響，比值小于10%時(shí)會(huì)發(fā)生拍振。

1.1.3 壓縮機(jī)頻差及相位對(duì)管路振動(dòng)影響分析

從拍振的通用處理方案中可以總結(jié)出針對(duì)本機(jī)組可以通過調(diào)整雙壓縮機(jī)激勵(lì)源頻率，實(shí)現(xiàn)錯(cuò)開一定運(yùn)行頻率來減弱拍振影響效應(yīng)，達(dá)到管路振動(dòng)滿足企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)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(jī)殼體表面，實(shí)現(xiàn)模擬雙壓縮機(jī)激勵(lì)源及相位信息，同步采集管路振動(dòng)應(yīng)變響應(yīng)，實(shí)現(xiàn)量化頻差與相位合理范圍邊界。

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

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

在保證雙激振器激勵(lì)頻率及幅值一致的情況下，研究雙壓縮機(jī)不同相位對(duì)管路振動(dòng)的影響，圖7表明在雙激勵(lì)源相位差-30°下管路振動(dòng)響應(yīng)最惡劣，而在90°，120°下管路振動(dòng)響應(yīng)最佳，這對(duì)2臺(tái)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子位置獨(dú)立控制上實(shí)現(xiàn)對(duì)管路振動(dòng)的抑制上具有較大實(shí)用意義。

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

但上述2個(gè)從激勵(lì)源角度的策略點(diǎn)解決管路振動(dòng)問題的技術(shù)方案目前實(shí)施難度較大，因此確定從振動(dòng)傳遞路徑及振動(dòng)響應(yīng)的角度解決管路耦合振動(dòng)問題。

1.2 動(dòng)力學(xué)分析

雖然管路振動(dòng)特性分析確定了引起管路振動(dòng)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(dòng)應(yīng)力超標(biāo)的多個(gè)壓縮機(jī)頻段區(qū)間內(nèi)存在管路振動(dòng)模態(tài)被激起的可能。

1.2.1 管路組件試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析

基于軟件模塊，采用某公司試驗(yàn)力錘錘擊管路組件與PCB加速度傳感器拾取響應(yīng)，針對(duì)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(yàn)頻響曲線，最終采用LMS PolyMAX法完成對(duì)管組件固頻及振型的辨識(shí)，管路在真實(shí)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(biāo)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(biāo)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(jī)開啟模式下排氣管組件應(yīng)變超標(biāo)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(tái)壓縮機(jī)開啟模式下排氣管組件應(yīng)變超標(biāo)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(dòng)模態(tài)與管路應(yīng)力超標(biāo)問題存在較大關(guān)聯(lián)性，當(dāng)單臺(tái)壓縮機(jī)開啟模式下，雖然壓縮機(jī)激勵(lì)源運(yùn)行頻率與管路固有頻率重疊，但激勵(lì)源能量不足于全面激起各區(qū)間管路共振，而在雙壓縮機(jī)開啟模式下，在“拍振效應(yīng)”下壓縮機(jī)激勵(lì)源能量能全面激起管路各階振動(dòng)模態(tài)，引起管路共振。

這對(duì)解決轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)并聯(lián)系統(tǒng)管路振動(dòng)超標(biāo)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(biāo)的原因有以下2個(gè)方面：（1）雙壓縮機(jī)激勵(lì)源的“拍振效應(yīng)”放大了激勵(lì)源能量；（2）排氣管路組件多階振動(dòng)模態(tài)被激起，引起管路共振。因此解決該管路應(yīng)力超標(biāo)問題將從降低管路振動(dòng)響應(yīng)上考慮，抑制管路主振動(dòng)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(jì)

上述機(jī)理研究基于排氣管組件詳細(xì)說明，在整機(jī)系統(tǒng)中管路應(yīng)力超標(biāo)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(yùn)行頻率區(qū)間［30 Hz，40 Hz］內(nèi)管路應(yīng)力超標(biāo)，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(jì)

2.1.1 降低激勵(lì)源能量耦合作用

盡量隔離雙壓縮機(jī)激勵(lì)源的耦合作用，等效為2個(gè)單壓縮機(jī)激勵(lì)源對(duì)管路振動(dòng)的影響，達(dá)到降低激勵(lì)管路振動(dòng)的能量，比如在排氣管叉分管組件位置增加1個(gè)金屬“T型”固定支架，不僅可以減弱雙激勵(lì)源之間的耦合作用，還能增加1個(gè)管路振動(dòng)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(yàn)?zāi)B(tài)可以基本確定管路振型，但還需進(jìn)一步確認(rèn)實(shí)際管路工作變形，即ODS，由于管路振動(dòng)模態(tài)密集，采用ODS能夠識(shí)別出在實(shí)際系統(tǒng)中被激起的管路真實(shí)振動(dòng)形態(tài)，使得管路優(yōu)化有針對(duì)性。

排氣管ODS實(shí)驗(yàn)表明，管路組件主振動(dòng)形態(tài)主要體現(xiàn)在如表1所述振型“前后異向擺動(dòng)+大幅左右擺”，因此需要抑制管組件雙支錯(cuò)位擺動(dòng)及整體切向擺動(dòng)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(cuò)位擺動(dòng)，金屬固定支架抑制管組件整體切向擺動(dòng)。實(shí)際排氣管組件減振支架設(shè)計(jì)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(jì)

2.2.1 吸氣管主激勵(lì)源

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

圖10 吸氣管與儲(chǔ)液罐橡膠管夾約束及儲(chǔ)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(jī)激勵(lì)源對(duì)管路振動(dòng)的耦合作用，抑制吸氣管組件振動(dòng)。具體實(shí)施如圖11所示，在壓縮機(jī)1吸氣管與壓縮機(jī)2吸氣管分氣總管上增加1個(gè)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(yàn)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(duì)比可以證實(shí)。

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

2.3.2 管路振動(dòng)應(yīng)力仿真

轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)并聯(lián)系統(tǒng)在采用排氣管組件減振設(shè)計(jì)方案及吸氣管組件減振設(shè)計(jì)方案下，定性分析管路振動(dòng)應(yīng)力，在壓縮機(jī)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(dòng)應(yīng)力仿真對(duì)比結(jié)果。

圖13 管路振動(dòng)應(yīng)力仿真對(duì)比Fig.13 Vibration stress simulation comparison of pipeline assembly

3 整機(jī)管路振動(dòng)應(yīng)力試驗(yàn)驗(yàn)證

按照全新管路設(shè)計(jì)方案下單做樣并完成2臺(tái)商用空調(diào)樣機(jī)試制，1臺(tái)機(jī)組在我司性能試驗(yàn)臺(tái)完成整機(jī)管路運(yùn)行振動(dòng)應(yīng)力驗(yàn)證，表3為排氣管組件管路應(yīng)變?cè)囼?yàn)驗(yàn)證數(shù)據(jù)，管路振動(dòng)應(yīng)力平均降幅43%，應(yīng)變峰值滿足我司企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求；同步1臺(tái)機(jī)組在振動(dòng)臺(tái)完成整機(jī)運(yùn)輸振動(dòng)試驗(yàn)驗(yàn)證，實(shí)驗(yàn)后樣機(jī)結(jié)構(gòu)無損傷、無冷媒泄露，滿足我司企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求。

表3 新排氣管組件試驗(yàn)驗(yàn)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(dòng)應(yīng)力大的原因之一是由于存在頻差的雙壓縮機(jī)振動(dòng)激勵(lì)源在管路組件中形成了“拍振效應(yīng)”。雙激勵(lì)源相位差-30°下管路振動(dòng)響應(yīng)最惡劣，而在90°，120°下管路振動(dòng)響應(yīng)最佳，可指導(dǎo)從雙轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子位置控制上實(shí)現(xiàn)對(duì)管路振動(dòng)的抑制；雙激勵(lì)源頻差在0.04～0.1 Hz下管路振動(dòng)響應(yīng)最惡劣，而在頻差逐漸拉開下管路振動(dòng)響應(yīng)有一定改善，因此可從雙壓縮機(jī)頻率控制邏輯上實(shí)現(xiàn)減弱管路“拍振效應(yīng)”。

（2）引起管路振動(dòng)應(yīng)力大的另一原因是在“拍振效應(yīng)”下的壓縮機(jī)激勵(lì)源能量能全面激起管路多階振動(dòng)模態(tài)，引起管路共振?？刹捎脧囊种乒苈分髡駝?dòng)形態(tài)方向上的響應(yīng)的技術(shù)路線來解決雙壓縮機(jī)并聯(lián)系統(tǒng)管路振動(dòng)應(yīng)力超標(biāo)問。針對(duì)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(gè)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(duì)并聯(lián)系統(tǒng)吸氣管組件，采用儲(chǔ)液罐包裹膠泥、隔音棉約束儲(chǔ)液罐包裹，采用橡膠管夾約束吸氣管出管與儲(chǔ)液罐之間相對(duì)擺動(dòng)以及在吸氣管分氣總管上增加1個(gè)管路金屬固定支架。

（3）采用CAE仿真工具驗(yàn)證，定性分析管路振動(dòng)應(yīng)力，在壓縮機(jī)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(dòng)應(yīng)力試驗(yàn)驗(yàn)證，滿足企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求，管路振動(dòng)應(yīng)力平均降幅43%，驗(yàn)證了上述管路減振設(shè)計(jì)方法的有效性及實(shí)用性，形成一套解決轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)并聯(lián)系統(tǒng)管路振動(dòng)的通用指導(dǎo)方案。