基于弹性轴控制的压缩机悬置系统启停工况的振动分析

胡克佳，史文库，孙 亮，朱建国

（1.宁波市生力科技服务中心，浙江宁波 315000；2.吉林大学汽车仿真与控制国家重点实验室汽车工程学院，吉林长春 130022；3.宁波宏都电器有限公司，浙江宁波 315202）

1 引言

随着社会经济的发展和国民生活水平的提高，房车空调系统的NVH特性受到越来越多的关注。压缩机作为空调系统的主要激励源，其悬置系统隔振性能优劣将直接决定空调整机的振动与噪声水平。为了降低空调系统的振动与噪声，提高房车的乘坐舒适性，就需要保证压缩机悬置系统具有良好的隔振性能。

对于悬置系统隔振性能的优化，国内外已进行大量的研究，拥有许多较为成熟的设计理论与研究方法。在优化目标方面，Stephen R.Johnson[1]以系统各自由度间的振动解耦和合理分配悬置系统的固有频率为目标函数；M.Demic[2]以悬置点力和力矩为目标函数；Bretl J[3]以频率范围内响应的最大值最小化作为优化目标；徐安石等[4]以悬置支反力最小化，固有频率适当控制，进行悬置系统优化；裘新[5]以振动传递率为主要目标函数，侧倾方向固有频率最优为次要目标函数；史文库[6]以悬置处动反力、振动传递率、固有频率合理配置为目标函数，采用不同加权因子对悬置系统进行优化。在优化算法方面，大多采用广义简约梯度法、序列二次规划法、复合形法和惩罚函数法等[7]传统优化算法，对悬置系统的隔振性能进行优化。以上对悬置系统的研究大多针对稳态工况，而对启停工况的研究较少。Bang等[8]使动力总成在俯仰和纵向充分解耦，从而减小发动机启停时引起的振动；Rao等[9]利用小波分析的方法，通过改变悬置与防扭拉杆的刚度减小汽车启停时的振动；Sugimura等[10]通过分析汽车启动振动的传递路径，发现启动时的冲击主要来自动力总成悬置系统。

综述国内外研究，悬置系统隔振性能的优化大多针对稳态工况，且对启停工况的优化措施也多通过调整悬置系统刚度。本文在悬置系统刚度不变的情况下，通过调整悬置位置来改变弹性轴和扭矩轴间的距离，总结出二者间距离对压缩机悬置系统启停工况振动的影响规律，结果表明随二者间距离的减小，悬置系统启停工况下振动也随之减小。

2 启停工况振动分析

通过进行整车及压缩机本体振动测试，利用频谱分析的方法，得到空调启停时整车振动较大的原因。结合压缩机模态测试结果，分析相应频率下振动产生的原因。

2.1 整车振动测试

在车内表面对应压缩机处布置三向振动加速度传感器，利用LMSTest.Lab软件进行振动测试，获得空调启停及平稳运行中整车振动结果。

从图1～3 的频谱图中可以看出，测点在48.5 Hz、98 Hz、100 Hz和300 Hz处始终存在振动。本文所研究的压缩机工作转速为约2850 r/min，其旋转基频为47.5 Hz，因此，48.5 Hz处振动考虑是由于压缩机工作时转子旋转质量不平衡所引起，并激起97 Hz谐波处的振动。压缩机内含电机部分且采用的电源频率为50 Hz，根据电机气隙磁场中电磁力的分布特点，分析可知100 Hz（即两倍电源频率） 处的振动主要是由于电磁力引起，并激起3次谐波处（300 Hz） 的振动。

此外，从图1和图3的切片图中可以看出，测点在7.1 Hz和22.5 Hz附近处同样存在振动峰值。结合colomap图发现，这2个频率下的振动峰值仅在空调启停时刻短暂出现。

图1 启动工况

图2 稳态工况频谱图

图3 停机工况

2.2 压缩机本体振动测试

本文所研究的空调系统振源有3个：压缩机、室内风机和室外风机，如图4。为探讨整车测点处短暂振动峰值是由何种振源引起，进行了压缩机本体振动测试。在压缩机前轴承处布置三向振动加速度传感器，利用Test.Lab软件进行振动测试，获得压缩机本体启停工况下的振动结果，如图5和图6。

从图5和图6中可以看出，压缩机本体在7.1 Hz和22.5 Hz附近处同样出现短暂振动，结合整车测试结果可知，整车测点处的短暂振动是由压缩机引起。

2.3 压缩机模态测试

为分析压缩机本体在7.1 Hz和22.5 Hz附近处出现短暂振动的原因，利用锤击法获得压缩机的各阶模态，下面给出压缩机沿Z向平动与绕X向转动的模态测试结果，如表1所示。

从模态测试结果看出，压缩机沿Z向平动的固有频率（7.18 Hz）和绕X向转动的固有频率（22.44 Hz）与整车及压缩机本体测点出现短暂振动的频率基本相同。因此，短暂振动峰值出现的原因是由于压缩机开启（关闭） 过程中，内部转子的转速升高（降低），使其旋转工作频率与压缩机的Z向及RXX向模态频率重合，导致共振所引起。

图4 空调系统

图5 启动工况colormap图

图6 停机工况colormap图

表1 压缩机模态

3 多体动力学仿真

3.1 理论分析

压缩机启停过程中，在瞬时扭矩的作用下，转子转速必然越过压缩机的模态共振区。若共振频带过宽，则容易引起振动耦合，而耦合现象的存在对悬置系统的隔振性能极为不利。因此，本文借鉴汽车动力总成弹性轴与扭矩轴理论，对压缩机悬置系统进行解耦优化。

无刚度约束下，仅考虑动力总成固有参数的影响时，由于启动扭矩的作用，动力总成会绕某一由其质量及惯性参数所决定的固定轴转动，该轴称为扭矩轴（Torque Roll Axis，TRA）。动力总成关于TRA的位移响应可用式（1） 表示

式中 HTRA（ω）——动力总成相对于TRA的位移响应，mm

ω——激励频率，Hz

M——质量矩阵

fTA——动力总成在曲轴方向的单位扭矩激励向量，N·mm

无质量条件下，仅考虑悬置支撑约束的影响时，由于启动扭矩的作用，动力总成会绕弹性轴（Elastic Axis，EA） 转动。该轴的位置与悬置的刚度及安装布置方式有关，动力总成关于EA的位移响应可用式（2） 表示

式中 HEA——关于EA的位移响应，mm

K——刚度矩阵

在实际工况中，悬置支撑约束下的动力总成的位移响应是由扭矩轴和弹性轴共同作用，其表达式如式（3）

式中 H——实际工况下的位移响应，mm

由式（3） 可知，在启动过程中，动力总成的位移响应由系统扭矩轴和弹性轴共同决定。只有当两轴重合时，动力总成仅沿一个轴转动，才能实现振动解耦，尤其是俯仰方向上的解耦，从而提高隔振性能。

3.2 改进方案

首先，根据压缩机悬置系统的各向参数，包括压缩机惯性参数（质量、转动惯量及惯性积）和悬置参数（位置、安装角度以及三向刚度），计算出原悬置系统弹性轴与扭矩轴位置，如图7所示。可以发现，此时弹性轴与扭矩轴同在XZ平面内，但二者间存在一定角度且相距较远约为80 mm。

根据理论分析，本文在悬置刚度不变的情况下，通过调整悬置位置，减小弹性轴与扭矩轴间距离，依次选取4种改进方案，如表2所示。

3.3 仿真结果

在多体动力学软件ADAMS中建立压缩机悬置系统的整车动力学模型，利用Bushing模拟悬置。在压缩机质心处施加模拟激励，测得各改进方案下整车模拟点的振动结果，如图8所示。为便于观察，表3给出模拟点在启动时刻的振动峰值及变化情况。

从图8和表3中可以看出，随着弹性与扭矩轴间距离的减小，启动过程中，模拟点振动也逐渐减小。由于压缩机质心处力矩及整车模型的精度偏低，本次仿真仅需观察数值变化的整体趋势，为台架试验提供参考依据。

4 压缩机悬置系统台架试验

4.1 试验目的

对压缩机悬置系统进行台架试验，通过测量各改进方案下悬置被动端振动变化趋势，与动力学仿真结果比较，为压缩机启停工况下的减振问题提供参考依据。

表2 各改进方案说明

图8 启动工况测点振动对比

表3 改进方案测点振动对比结果

4.2 试验仪器

试验仪器主要有LMS声振信号采集系统、LMS Test.Lab测试系统和PCB振动加速度传感器等。

4.3 试验测点布置与测试方法

在压缩机悬置系统4个悬置被动端附近各布置一个振动加速度传感器。

利用LMS Test.Lab软件测量空压机模块在启动和停机状态下的振动特性。

（1）启动工况：打开软件，开始测试的同时开启压缩机，数据采集时间30 s。由于压缩机在短时间内达到稳定转速，所以应对启动工况下的振动进行多次测量，本次试验测试3次。

（2）停机工况：待压缩机稳定运行后，点击软件开始测试，5 s后关闭压缩机，待压缩机完全停止后结束测试，本次测试3次。

4.4 试验结果分析

由于安装条件的限制，本文仅对前三种改进方案进行试验，图9和图10分别为启动和停机工况下被动端振动时域图。

从振动时域图曲线及表4中看出，随着弹性轴与扭矩轴间距离的减小，各被动端振幅也呈现减小的趋势，与仿真结果一致。当弹性轴与扭矩轴间距离减小至25 mm时，启停工况的振动峰值减小38%以上。

图9 启动工况被动端振动时域图

5 结论

（1）通过整车及压缩机本体振动测试，发现整车启停工况振动较大的原因是由压缩机引起的。结合压缩机模态测试结果，得知压缩机启停过程中其工作频率与Z向（7.18 Hz） 和绕X向（22.44 Hz） 的固有频率相重合产生共振，导致启停振动较大。

（2）本文以改变悬置系统弹性轴位置为思路，在悬置系统刚度不变的情况下，通过调整悬置位置，依次减小弹性轴与扭矩轴间距离选取4种方案进行仿真，仿真结果表明：随弹性轴与扭矩轴间距离的减小，启动工况下的振动也逐渐减小。

图10 停机工况被动段振动时域图

表4 改进方案被动端振动对比

（3）通过分析空压机模块的试验结果，发现与仿真趋势一致，验证了弹性轴和扭矩轴理论可以应用于压缩机悬置系统启停工况的振动控制。当弹性轴与扭矩轴间距离减小至25 mm时，启停工况的振动峰值减小38%以上。