摘要 ：改進大客車常用曲軸連桿式空調壓縮機懸置機構，基于與汽車動力總成懸置系統的相似性，考慮發動機振動和帶傳動對壓縮機振動影響，建立壓縮機總成—發動機集總參數模型。以系統能量解耦率為優化目標，系統固有頻率和懸置剛度約束作為約束條件，懸置的三向剛度值為設計變量進行優化設計。基于ADAMS建立壓縮機總成—發動機動力學模型，仿真結果表明懸置機構改進后壓縮機振動減弱，優化后懸置支反力、壓縮機質心縱向位移和繞轉動軸角加速度明顯下降，證明改進懸置機構和優化方法對壓縮機隔振的可行性和有效性。

關鍵詞 ：振動與波；空調壓縮機；懸置機構；動力學仿真；大客車；解耦率

壓縮機是大客車空調系統核心部件，其中曲軸連桿式壓縮機由于制造技術成熟、結構簡單、對加工材料和加工工藝要求低、制冷量大等特點多應用在大型客車上[1]，如圖1所示。但其在工作過程中會有較大的振動，所以必須安裝有相應的懸置機構。

目前國內普遍采用如圖2 所示的懸置機構，壓縮機總成安裝在可繞支架芯軸轉動的底座上，減振彈簧吸收發動機振動、保持皮帶張緊[2-4]。由于減振機構無法吸收壓縮機自身產生的振動，且與車身剛性連接，振動直接傳遞至車身，極大降低大客車NVH性能和乘坐舒適性。

1 改進后的懸置機構

針對目前國內大客車壓縮機懸置機構無法降低、吸收壓縮機自身振動的缺點，對懸置機構作相應的改進。改進后的壓縮機懸置機構用橡膠塊替代支架芯軸機構，壓縮機總成通過橡膠塊和張緊彈簧柔性地和車身相連接，如圖3所示。

改進后的壓縮機總成通過橡膠塊和螺旋彈簧柔性地和車身連接，類似于動力總成懸置系統，二者具有如下相似性：

（1）二者都起到支承、連接作用，前者連接壓縮機總成和車身，后者連接動力總成和車身；

（2）二者都起到保護、限位作用，分別防止壓縮機總成和動力總成出現較大的位移，出現干涉和碰撞現象；

（3）二者都起到隔振作用，分別降低壓縮機和發動機振動對車身的影響；

（4）二者的激振源具有相似性，曲軸連桿式壓縮機和發動機產生的往復慣性力和傾覆轉矩具有相似性。

因此，基于動力總成懸置系統優化設計理論對壓縮機總成懸置系統進行優化設計。

2 建立集總參數模型

壓縮機總成固有頻率遠大于懸置系統固有頻率，因此將壓縮機總成簡化為剛體，將橡膠懸置簡化為沿空間3 個相互垂直方向上的彈性—阻尼元件，發動機和壓縮機連接的V型皮帶約束則簡化為沿皮帶方向的線性彈簧[5, 6]。

簡化后的懸置模型如圖4所示。

建立如圖4 所示的壓縮機總成坐標系G0 xyz 和懸置局部坐標系Oi xi yi zi，G0為壓縮機總成質心，x 軸垂直于壓縮機曲軸、平行于地面且指向發動機，y 軸平行于壓縮機曲軸中心線，z 軸按右手定則確定。常用橡膠懸置系統阻尼很小，基于實模態理論，利用式（1）研究懸置系統的固有振動特性[7]

式中M為系統質量矩陣；K為系統剛度矩陣；x 為系統坐標列向量。

表1 列出某款大客車壓縮機總成質量和在壓縮機總成坐標系下的轉動慣量和慣性積，可以得出系統的質量矩陣M。

懸置局部坐標系Oi xi yi zi坐標原點為其彈性中心，坐標軸為其彈性主軸，則懸置i 的剛度矩陣定義為

式中kui、kvi、kwi為懸置i的三向剛度值。懸置系統總的剛度矩陣為

式中Bi0為懸置i 的坐標系Oi xi yi zi在壓縮機總成坐標系G0 xyz 中的方向余弦矩陣，懸置i 坐標系Oi xi yi zi與G0 xyz夾角如表2。

Ei為壓縮機總成位移x 計算沿局部坐標彈性變形的位移轉換矩陣。

3 懸置系統優化設計

懸置系統設計應盡可能解除六個自由度之間的振動耦合，一方面減小可能激起共振的相應頻帶寬度，另一方面合理配置固有頻率，使激振頻率遠離共振頻率，獲得良好整體隔振效果[8]。

第i 階主振動第k 個坐標上的振動能量占系統總能量的百分比為[9]

式中mkl為系統質量矩陣M的第k 行第l 列元素，(φi)l為陣型(φi)的第l 個元素，(φi)k 為陣型(φi)的第k 個 元素。

Tki可以用來表示懸置系統在k 方向的解耦度。如果Tki=100 %，則表示懸置系統作第i 階模態振動時，能量全部集中在k 坐標上，其余廣義坐標上振動能量為0。

優化設計以系統解耦率最大為目標函數，尤其是激振力Z 和θx方向解耦率，以左、右懸置的三向剛度和后螺旋彈簧剛度為優化設計的變量。優化設計的約束變量有兩個。首先，懸置系統固有頻率范圍約束，須大于地面的激勵頻率，小于壓縮機自身激振頻率。

式中fi為系統固有頻率（i=1,2, ?,6）。

其次，懸置的剛度約束，剛度太低易出現碰撞，剛度太大不起減振作用。

以序列二次規劃法即SQP算法為本次優化的優化算法。

對懸置機構改進后，初步設定左右懸置橡膠塊和后懸置螺旋彈簧剛度初始值和優化后懸置剛度如表3 所示，優化后懸置系統固有頻率、解耦率和初始值對比如表4所示。

優化后系統固有頻率配置更加合理。優化后最大固有頻率為19.00 Hz，遠小于優化前最大固有頻率24.99 Hz，且在合理范圍之內。六個自由度方向解耦率均有明顯的提高，尤其是比較關注的Z 和θx方向，分別提高到85.91 %和91.90 %，均達到85 %以上。

4 懸置系統仿真分析

基于ADAMS建立壓縮機總成—發動機動力學模型，其中發動機曲軸和壓縮機惰輪的參數如表5所示。

在壓縮機總成質心處施加周期正弦載荷模擬壓縮機自身振動激勵[10]。

發動機振動激勵主要是曲軸產生的周期旋轉速度產生的振動，其振動頻率和發動機點火頻率相同，該激勵源的波動部分可用一組簡諧波疊加表示為[11]

式中nc為曲軸穩態轉速；i 為曲軸轉速階次；Ai和φ 為曲軸第i階轉速幅值、相位。

綜合采用的發動機和壓縮機，曲軸轉速波動函數為

建立動力學模型如圖6所示。

對壓縮機總成—發動機模型進行仿真分析，對比改進前后壓縮機質心Z 向位移和繞壓縮機曲軸角加速度值如圖7、圖8所示。

改進懸置機構后，壓縮機質心Z 向位移振幅明顯下降，繞曲軸角加速度幅值也大大下降，表明改進壓縮機懸置機構后壓縮機振動有較大降低。

基于ADAMS/view得到優化前后三個懸置支反力、壓縮機質心Z 向位移和繞壓縮機曲軸角加速度，如圖9—圖12所示。

優化后三個懸置支反力幅值都有下降，尤其是后懸置支反力。壓縮機質心位移振動幅值有所下降，繞曲軸角加速度幅值下降比較明顯。

5 結語

（1）對目前國內常用的壓縮機懸置機構進行改進，基于動力總成懸置設計理論對壓縮機總成懸置進行設計，仿真結果表明改進后的懸置機構隔振性能明顯提升；

（2）以系統解耦率為目標函數，對壓縮機總成—發動機模型懸置系統進行優化設計，取得較好效果，證明這種優化方法的可行性。

作者：陳述，范讓林，梁策

作者單位：（北京科技大學機械工程學院，北京100083）

來源：噪聲與振動控制