模态测试在空调压缩机配管系统减振中的应用
基于ANSYS Workbench空调配管模态分析与优化
计 算机 辅助 技术
·２９·
基于 ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ空调配管 模 态 分析 与优 化
于翔麟 ，李文强 ，李迅
（四川大学 制造科学 与工程 学院，四川 成都 ６１００６５）
摘要：以 某品牌 空调 压缩机 配管为研 究对 象，利用 ＡＮＡＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ软件模 态计 算方法对 空调 压缩机
· ３Ｏ·
计 算机 辅助 技术
２０１６年第４期 第４３卷
开展相关研究工作 。Ａｓｈｌｅｙ和 Ｈａｖｉｌａｎｄ对阿拉 究连接压缩机排气 、吸气管 以及四通阀的振动
Hale Waihona Puke 伯半岛输 油管道的振动进行研究 ，建立 了输流 问题 。 管道横 向振动的运动微分方程 ＩＪ Ｊ。Ｐａｉｄｏｕｓｓｉｓ对
输流管道进行细致和系统 的研究 ，其成果可见 ２模 态分析方 法与步骤
配管进行动态特性研究。利用 Ｐｒｏ／Ｅ对 空调 压缩机 配管建立动力学模型 ，根据 ＡＮＳＹＳ软件 网格 划分 功能
建立 其有限元模 型并进行 模态分 析，获得压缩机配管前 １０阶 的固有频率。通过将其 与外界激励频率进行
校核 ，获得 避免共振产 生条件 的可行性。在此基础 上提 出相应 的改进措施 ，从 而有效保 障管道 的安全使
针对管道系统 的振动研究 ，国内外学者已
收稿 日期 ：２０１５一ｌ２—３Ｏ 基金项目：科技部创新方法工作专项 （２０１３ＩＭ０３０５００）；四川省应用基础研究 （２０１３ＪＹ００１６）
作者简介：于翔麟 （１９９０一），男 ，辽宁辽阳人 ，硕士研究生 ，主要研究方向为创新方法与创新设计；李文强 （１９７６一），男，新疆乌鲁 木 齐人 ，博 士 ，副教 授 ，硕士 生导 师 ，主要 研 究方 向为 创新 方法 与创 新设 计 。
往复式天然气压缩机管线振动分析及减振措施应用
往复式天然气压缩机管线振动分析及减振措施应用摘要：天然气压缩机是油田伴生气处理装置使用最多的增压设备，在装置运行过程中会由于气流脉动、共振、机组振动、声学振动等各种原因引起压缩机管线振动。
长时间的管线振动会引起管件连接松动、焊缝破坏、仪表失灵等危害，严重时可能导致管线破裂，引起天然气泄漏着火爆炸，严重影响装置安全运行。
本文通过对压缩机管线振动原因的分析，将探讨适合天然气压缩机管线的减振措施及现场应用效果比较。
关键词：天然气压缩机管线振动减振措施1引言中原油田采油一厂所用往复式压缩机主要作用是为油田伴生气增压。
在压缩机及其工艺管线设计时，虽然从生产工艺条件、土壤条件、设备本身等方面考虑了压缩机管线振动影响并采取了管卡、支墩等固定形式，但由于工区特殊的土壤地质条件和装置经过较长年限运行，设备本身工况也发生了较大变化，在运行过程中管线振动明显。
长时间的管线振动既降低了压缩机的容积效率，减少排气量，损耗功率，导致吸、排气阀以及控制仪表使用寿命缩短；更严重的是管线与其附件连接部位易发生松动和破裂，影响管线附属仪表的显示精度，对装置安全生产运行构成严重威胁。
严重时引起管线焊缝断裂，发生天然气泄漏燃烧或爆炸事故。
所以认真分析管线振动原因并采取有效措施尽可能消除管线振动对天然气处理装置安全运行有重要作用。
2 压缩机管线振动原因天然气压缩机主要工艺管线有循环水系统管线、润滑油系统管线和天然气压缩关系。
由于压缩机水、油系统压力一般低于天然气管线，而天然气管线中二级排气管线压力较一级进气、一级排气和二级进气压力高，同时大量现场实践也证明压缩机二级排气管线是所有管线中振动最为明显的，所以以二级排气管线为分析对象对整套管路进行分析。
选取的压缩机是两级往复式压缩机，由电动机驱动，从结构可分电动机、机身部分和压缩部分。
机组的电动机通过靠背轮和压缩部分的曲轴相连。
压缩部分有两级4缸，呈180℃对称平衡布置曲轴两边，电动机产生的动力通过靠背轮和曲轴连杆机构传递给压缩机做功。
空调压缩机管路模态分析与模态测试
该涡旋压缩机空调系统配管在设计阶段采用了有限元分析及模态试验相结合的手段，高效解决了压缩机吸排气管路的共振问题，现总结如下：
1模态分析基本原理
模态分析是将线性定常系统振动微分方程组中的物理坐标变换为模态坐标，使方程组解耦，成为一组以模态坐标及模态参数描述的独立方程，以便求出系统的模态参数。空调管路由多段管焊接组成，并且有其他感温包、阻尼块等零件附着其上，可以看做是n个有限个自由度的离散系统。
管结构的模态分析
空调管路系统的三维结构：空调管路系统主要包括压缩机、配管，配管与压缩机焊接连接，压缩机通过减震垫圈和螺栓固定于空调底板上。本次测试只针对配管，由于配管单体自由状态与实际装配有差异，增加的约束将导致配管模态发生变化，因此在管路装配在整机上的状态下进行测试。空调配管系统在工作时发生振动，主要受压缩机吸气口和排气口低频气流激励，在管道上产生压力脉动（尤其是管道的折弯、变截面和阀门处）导致管道振动。由于配管结构主要承受压缩机振源的激励，非出口的定频涡旋压缩机额定转速一般在2900r/min，所以配管结构的固有频率及振型主要关注压缩机激励主频率±10%附近的共振影响频带，即44~53Hz。为了探究压缩机激励是否与配管系统发生共振，采用有限元方法对配管系统进行模态分析。本分析主要考察管路振动特性，对机组简化完非必要部件后，建立有限元模型。将压冷凝接管端、压缩机支撑底脚、气液分离器底脚、壳管底脚施加固定约束。所有铜管采用壳单元，并使用子空间迭代法对管系结构进行求解，提取前20阶模态的固有频率。根据模态分析结果显示，共振带内共有5阶固有频率，但振型最大位移非双系统下的吸气管与排气管管型，设计较好的避开了43~53Hz共振带的影响，无运行共振风险。但在试验样机测试阶段，双系统下的吸气管与排气管皆出现明显振动超标问题，为此开展了对应模块机试验整改问题的深入研究。
制冷空调压缩机配管系统振动的有限元分析
２０年， ０３ 我国的主要制冷空调产品产量己经达到世界第一位， 随着空调器的 普及， 人们对空调的性能要求日益苛刻， 许多问题因此而显现出来。 一台质量好 的空调器应达到节能、能效比高、 温度调节性能好、噪音低， 使用寿命长等技术 指标， 但是不少空调器却 由于多种因素产生振动大，噪声高等问题。目前有些空 调的蒸发器和冷凝器管道的振动强烈， 这使得空调器运行时的噪音明显增加， 而
摘要
摘 要
随着我国经济的飞速发展 ， 人们的生活水平和生活质量不断提高， 空调在我
国得到了普遍的应用 ， 随着空调器的普及， 人们对空调的性能要求 日益苛刻， 许 多问题 因此而显现 出来 。一 台质量好 的空调器应达到节能、能效 比高 、温度调节
性能好 、噪音低 ，使用寿命长等技术指标 。
ａ ｅ ｆ ｒ ｄ Ｙ Ｒ ｒ ｌ ｖ ｎ ｅ ｇ ｎ ｅ ｏ Ｃ ｍ ａ ｙ ｒ ｏ ｅ ｅ ｂ Ｏ Ｋ ｅ ａ ｔ ｉ ｅ ｒ ｏ ｐ ｎ ． ｆ ｙ ｅ ｎ ｆ
ｉｒ ｔｏ Ｋ ｙ ｏ ｄ ：Ｒｆｉｅａｉｎ ｍｒｓｏ ；ｐｉｐｅ； ｖ ｂ ａ ｉ ｎ： ｅ ｗ ｒ ｓ ｅｒｇｒｔｏ ｃ ｐｅｓｒ ｏ
24本章小结本章首先简单讲述了有限元法有限元思想有限元发展历史以及通用的有限元软件并对作了介绍对本文要用到的ansys大型有限元分析软件着重介16第三章压缩机振动分析第三章压缩机的振动分析31机械振动概述振动是日常生活和工程实际中普遍存在的一种现象也是整个力学中最重要的研究领域之一事实上人类就生活在振动的世界里地面上的车辆空中的飞机海洋中的船只等等都在不断的振动着
用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。 保密口，在＿ 年解密后适用本授权书。
本学位论文属于
不保密口。
制冷压缩机配管系统模态分析及振动特性_孔祥强
第42卷第6期2016年6月北京工业大学学报JOURNAL OF BEIJING UNIVERSITY OF TECHNOLOGYVol.42No.6Jun.2016制冷压缩机配管系统模态分析及振动特性孔祥强,陈丽娟,郑 瑞,李 瑛(山东科技大学机械电子工程学院,青岛 266590)摘 要:为了减小制冷压缩机运行过程中配管系统的振动,采用Pro /Engineer 软件建立制冷压缩机配管系统和管道内部气柱的三维实体模型,然后利用有限元分析软件ANSYS 分别对配管系统和管道内部气柱进行结构模态分析和声学模态分析,得到配管系统和管道内部气柱的前6阶固有频率.计算结果表明:配管系统的4阶固有频率与压缩机激发频率非常接近,会发生共振;而管道内部气柱的固有频率不在共振区内,不会发生共振.基于此,研究了回气管长度㊁排气管长度和固定支撑数目对制冷压缩机配管系统振动的影响特性.模态分析结果表明:随着回气管和排气管长度的减小,制冷压缩机配管系统和管道内部气柱的各阶固有频率逐渐增大;当回气管长度设计取值合理时,配管系统和管道内部气柱的固有频率能够有效避开共振区,共振不会发生;随着排气管长度的减小或固定支撑数目的增加,配管系统的固有频率逐渐远离共振区,有利于避免共振发生,且设置2个固定支撑较为合理.模拟结果与文献试验比较吻合一致.关键词:制冷压缩机;配管;振动;模态分析;固有频率中图分类号:TB 535文献标志码:A文章编号:0254-0037(2016)06-0825-07doi :10.11936/bjutxb2015050059收稿日期:2015⁃05⁃26基金项目:山东省自然科学基金资助项目(ZR2014EEM018);青岛市黄岛区科技项目(2014⁃1⁃40)作者简介:孔祥强(1976 ),男,副教授,主要从事制冷空调技术方面的研究,E⁃mail:kxqiangly@Vibration Characteristics and Modal Analysis for the PipeSystem Connected to a Refrigeration CompressorKONG Xiangqiang,CHEN Lijuan,ZHENG Rui,LI Ying(College of Mechanical and Electronic Engineering,Shandong University of Science and Technology,Qingdao 266590,China)Abstract :To reduce the vibration during the operation of air conditioner,geometric models of the pipe system connected to refrigeration compressor and the gas column in pipe system were created by Pro /Engineering software,and the modal analysis based on ANSYS software was carried out to obtain the first six⁃order natural frequencies of the pipe system and the gas column.Results show that the fourth natural frequency of the pipe system is very close to the compressor excitation frequency,and resonance occurs.Because the natural frequencies of the gas columns in suction pipe and discharge pipe are not in the resonance region,the gas columns in the suction pipe and discharge pipe cannot resonate.For the problem of pipe system resonance,the vibration characteristics of the pipe system with different lengths of the suction pipe,different lengths of discharge pipe and fixed supporting number are analyzed.The modal analysis results show that the natural frequencies of the pipe system and the gas column in the pipe systemincrease with the decrease of suction pipe length and discharge pipe length.When the rational value of the suction pipe length is taken,the natural frequencies of the pipe system and the gas column are not in resonance region,and resonance cannot occur.With the decrease of discharge pipe length and the网络出版时间：2016-06-07 13:56:43网络出版地址：/kcms/detail/11.2286.T.20160607.1356.008.html北 京 工 业 大 学 学 报2016年increase of the fixed supporting number,the natural frequency of the pipe system gradually gets far away from the resonance region,which is beneficial to avoid resonance.Additionally,it is reasonable to set two fixed supportings for the pipe system if considering the convenience for operation and economic condition.Simulation results accord with the reported experiment results.Key words:refrigeration compressor;pipe system;vibration;modal analysis;natural frequency 制冷压缩机是空调室外机噪声的主要来源[1⁃2],对其结构进行优化设计,能够有效降低压缩机噪声.李春银等[3]为了降低制冷压缩机排气阀片往复运动产生的振动噪声,采取提高限位板高度或限制阀片振幅的措施降低了压缩机噪声.仇颖等[4]采用理论分析的方式研究了制冷压缩机腔内排气消声器的声学性能,得到增加腔体长度能够改善消声器对压缩机噪声的降噪效果.Park等[5]提出一种在线扰动滤波的主动控制技术,有效抑制了空调室外机内部制冷压缩机产生的噪声.橡胶垫㊁支架等是制冷压缩机振动和噪声的传递路径,因此,对它们进行优化也能使压缩机振动噪声得到控制.李树森等[6]将选频隔振技术应用于压缩机减振设计,结果表明在压缩机和空调器底板之间选用黏弹性高的阻尼材料隔振垫,能够有效降低压缩机振动.李保泽等[7]研究了减振垫硬度值对整个制冷压缩机及配管系统固有频率的影响,获得了橡胶垫的最佳刚度值,使得制冷压缩机及其配管系统的振动减小.何吕昌等[8]针对压缩机剧烈振动的问题,采用增强材料的措施提高了压缩机支架的整体刚度,进而有效避免了共振现象的发生.此外,与压缩机相连的配管系统也是压缩机振动噪声的重要传递路径[9⁃10].近年来,国内外对制冷压缩机配管系统振动特性的研究较少,同时考虑制冷压缩机配管系统和管道内部气柱振动特性的文献还鲜有报道.模态分析能够计算出结构系统的固有频率,进而得到系统的振动特性[11].因此,本文采用有限元分析软件ANSYS分别对制冷压缩机配管系统及管道内部的气柱进行模态分析,获得配管系统和管道内部气柱的前6阶固有频率,并分析配管结构参数对制冷压缩机配管系统振动的影响特性.1 制冷压缩机配管系统制冷压缩机及配管系统在空调室外机内部的布置如图1所示,主要由压缩机㊁气液分离器㊁排气管㊁回气管㊁四通阀㊁冷凝器入口管和蒸发器出口管等组成.由于气液分离器与压缩机壳体通过弹簧箍紧固连接,故把压缩机和气液分离器视为一个整体.回气管㊁排气管㊁四通阀㊁冷凝器入口管和蒸发器出口管等构成了制冷压缩机配管系统.制冷压缩机采用滚动转子式压缩机,正常运转时额定转速为3000r/min,排气压力为2.7MPa,排气温度为80℃,吸气压力为0.8MPa,吸气温度为15℃;制冷管道材料为紫铜管,弹性模量为1.23×1011Pa,泊松比为0.34,密度为8940kg/m3;排气管的内径为6.44mm,外径为7.94mm;回气管的内径为8.12mm,外径为9.52mm;冷凝器入口管的内径为4.95mm,外径为6.35mm;配管系统内部制冷剂为R410A.1 排气管;2 回气管;3 气液分离器;4 弹簧箍;5 压缩机;6 蒸发器出口管;7 四通阀;8 冷凝器入口管.图1 制冷压缩机及配管系统结构Fig.1 Schematic of the refrigeration compressorand pipe system其中,制冷压缩机配管系统的各部分管道长度如图2所示,单位为mm.图中未标注的圆角半径均为20mm.由图1可知,制冷压缩机配管系统振动的激发源为压缩机,压缩机激发频率的计算式为f ex=Nm60(1)式中:f ex为压缩机激发频率;N为压缩机转速;m为压缩机的作用方式,对于单级制冷压缩机m取1.由此计算得出压缩机激发频率为50Hz.当管道固有频率落在共振区(0.8~1.2倍f ex)时,管道将628 第6期孔祥强,等:制冷压缩机配管系统模态分析及振动特性图2 配管系统的各部分管道长度Fig.2 Length of each section of pipe system (mm)发生机械共振,产生剧烈振动[12].2 配管系统模态分析数学模型的建立管道系统发生共振包括同时存在的2个振动系统,即管道系统发生结构共振和管道系统发生气柱共振[13].制冷压缩机配管系统受到压缩机的激振处于受迫振动状态,当压缩机激发频率和配管系统的固有频率相近或相等时,制冷压缩机配管系统将产生共振,造成管道的强烈振动.配管内部充满的制冷剂气体称为气柱,气体可以压缩膨胀,故可以把气柱看成一个具有连续质量的弹簧振动系统,当发生气柱共振时,气流脉动幅度显著提高,从而引起制冷压缩机配管系统的强烈振动.因此,在制冷压缩机配管系统的设计过程中,必需同时考虑配管系统和管道内部气柱的振动特性,使两者的固有频率都远离压缩机激发频率,制冷压缩机配管系统才能有效避开共振.2.1 制冷压缩机配管系统固有频率计算数学模型制冷压缩机配管系统的振动微分方程[14]为ΜX ㊃㊃+CX ㊃+KX =F (2)式中:Μ㊁K 和C 分别为制冷压缩机配管系统的质量矩阵㊁刚度矩阵和阻尼矩阵;X ㊁F 分别为振动位移和强迫激励.如果式(2)中的C 和F 均为0,即管道固有频率的数学模型为ΜX ㊃㊃+KX =0(3)2.2 管道内部气柱固有频率计算数学模型管道内部气柱固有频率常采用转移矩阵法进行计算,但转移矩阵法是建立在一维数学模型的基础上,有限元法能够有效计算复杂气柱的固有频率[15].制冷压缩机配管系统较为复杂,因此,本文利用有限元方法计算制冷压缩机配管系统内部气柱固有频率.对于制冷压缩机配管系统内部的制冷剂,做如下假设:1)制冷剂气体无黏性㊁可压缩;2)制冷剂气体的平均密度㊁平均压力和平均速度均为定值;3)制冷剂内部传播小振幅声波;4)忽略制冷剂运动过程中的能量损耗和热传导,仅考虑气体脉动.管道内部气柱声学波动方程[16]为1c 2∂2P∂t 2-Δ2P =0(4)式中:Δ2为拉普拉斯算子;c 为气体的声速;P 为气体的声压;t 为时间.应用微分方程的等效积分形式并结合加权余量法的伽辽金(Galerkin)法,对管道内部气柱振动系统建立有限元方程ΜP ㊃㊃+KP =F(5)式中:Μ㊁K 分别为气柱的质量和刚度矩阵;P 为压力向量;F 为管道内部气柱所受载荷矩阵.如果式(5)中的F 为0,即管道气柱固有频率的数学模型为ΜP ㊃㊃+KP =0(6)3 制冷压缩机配管系统的模态分析在Pro /Engineer 中建立制冷压缩机配管系统的三维实体模型,然后将其导入到有限元分析软件ANSYS,由于压缩机配管系统为薄壁结构,为了减少计算量,因此,采用Shell63单元对其进行网格划分.在数值模拟中,配管系统的排气口管端㊁回气口管端㊁冷凝器入口管端及蒸发器出口管端处均施加固定约束.采用子空间迭代(Subspace)法对制冷压缩机配管系统进行模态求解,求得配管系统的前6阶固有频率值如表1所示.表1 配管系统固有频率Table 1 Natural frequency of pipe system 阶次123456固有频率/Hz 32.5335.8839.1348.9757.5790.89 由表1可知,配管系统的固有频率值大部分落在低频范围内,对避开共振是不利的.配管系统的728北 京 工 业 大 学 学 报2016年4阶固有频率48.97Hz和压缩机激发频率50Hz 非常接近,这使得配管系统易发生共振,产生剧烈的管道振动,其对应的振型如图3所示.可知,当配管系统发生共振时,图1所示位置a处的U形管底部振动最为剧烈.基于此,本文分析回气管长度㊁排气管长度及固定支撑数目对制冷压缩机配管系统固有频率的影响特性,通过合理选择配管系统的结构参数,避免或防止共振现象的发生.另外,固有频率是配管系统的固有属性,它的大小只与配管系统的结构参数相关,和外部作用力无关,而压缩机对配管系统的周期性激发作用力为外部载荷,因此本文获得的配管系统结构参数对配管系统固有频率的影响特性对于不同类型的压缩机具有通用性.图3 配管系统4阶固有频率对应的振型Fig.3 Vibration model of pipe system at fourthorder natural frequency在对制冷压缩机配管系统进行改进时,除使配管系统的固有频率远离压缩机激发频率外,还应同时考虑配管系统内部气柱的固有频率,使其也远离激发频率.回气管和排气管内部气柱如图4所示,将制冷剂气体流经四通阀部位进行了简化.本文采用ANSYS软件分别对排气管内部气柱和回气管内部气柱进行模态分析,采用Fluid30单元,声速为225m/s.计算过程中,对于排气管内部气柱,压缩机侧排气管端面施加2.7MPa的压力载荷,温度为80℃;对于回气管内部气柱,压缩机侧回气管面端施加0.8MPa的压力载荷,温度为15℃.计算结果如表2所示.由表可知,回气管和排气管内部气柱的固有频率均不在共振区内.因此,不会发生气柱共振,配管内部制冷剂气体脉动幅度不大,从而避免了制冷压缩机配管系统剧烈振动.图4 回气管和排气管气柱模型Fig.4 Schematic diagram of gas column in the pipe system表2 配管内部气柱固有频率Table2 Natural frequency of gas columnin the pipe system阶数123456回气管内部气柱/Hz60162170378487593排气管内部气柱/Hz68205342479616754 3.1 回气管长度对配管系统固有频率的影响将图4(a)中所示的回气管直管段长度L1和L2分别取值为原始值㊁各减少50mm㊁各减少100mm㊁各减少150mm,即L1和L2分别为240㊁150mm, 190㊁100mm,140㊁50mm,90㊁0mm四组不同的数据,模拟结果如图5所示.可以看出,配管系统的各阶固有频率随着L1和L2的减小逐渐增大.当L1和L2为190㊁100mm时,配管系统的各阶固有频率都避开了共振区,共振不会发生;当L1和L2为140㊁50 mm或L1和L2为90㊁0mm时,虽然配管系统的4阶固有频率避开了共振区,但其三阶固有频率又落在了共振区内,仍会发生共振.因此,在制冷压缩机配管系统设计中应合理选择回气管长度值,使配管系统的各阶固有频率与压缩机激发频率错开,以免共振现象的发生.828 第6期孔祥强,等:制冷压缩机配管系统模态分析及振动特性图5 回气管长度对配管系统固有频率的影响Fig.5 Effect of suction pipe length on naturalfrequency of the pipe system 回气管长度的变化,也改变了回气管内部的气柱,气柱的固有频率也将随之发生改变.为了避免回气管内部制冷剂气体发生共振,产生强烈的气流脉动,对回气管内部气柱的固有频率进行模态分析,计算结果如图6所示.由图可知,随着L 1和L 2的减小,回气管内部气柱的固有频率逐渐增大,均在共振区外.因此,不会发生气柱共振.图6 回气管长度对回气管内部气柱固有频率的影响Fig.6 Effect of suction pipe length on naturalfrequency of gas column in the pipe system3.2 排气管长度对配管系统固有频率的影响将图4(b)中所示的排气管直管段长度L 3和L 4分别取值为原始值㊁各减少50mm㊁各减少100mm㊁各减少150mm,即L 3和L 4分别为210㊁265mm,160㊁215mm,110㊁165mm,60㊁115mm 四组不同的数据,模拟结果如图7所示.由图可以看出,随着L 3和L 4减小,配管系统的各阶固有频率逐渐增大;当L 3和L 4减小为110㊁165mm,配管系统的各阶固有频率刚刚避开共振区,而当L 3和L 4减小为60㊁115mm 时,制冷压缩机配管系统各阶固有频率大大增加,远离压缩机激发频率,不会发生共振.因此,为了避免配管系统发生剧烈振动,应尽量减小排气管的长度.图7 排气管长度对配管系统固有频率的影响Fig.7 Effect of discharge pipe length on naturalfrequency of the pipe system改变排气管后,排气管内部气柱固有频率的计算结果如图8所示.可知,随着L 3和L 4减小,排气管内部气柱的固有频率逐渐增大.当L 3和L 4为60㊁115mm 时,排气管内部气柱的固有频率也大大增加,远离压缩机激发频率,不会发生气柱共振.图8 排气管长度对排气管内部气柱固有频率的影响Fig.8 Effect of discharge pipe length on naturalfrequency of gas column in the pipe system3.3 固定支撑数目对配管系统固有频率的影响在图1中位置a 处设置固定支撑,位置a㊁b 处设置固定支撑,位置a㊁b㊁c 处设置固定支撑,模拟计算结果如图9所示.由图可知,随着固定支撑个数的增加,配管系统的各阶固有频率逐渐增大.在位置a 处设置固定支撑时,虽然制冷压缩机配管系统的4阶固有频率不在共振区内,但其3阶固有频率接近压缩机激发频率,仍会发生共振;在位置a㊁b 处设置固定支撑或位置a㊁b㊁c 处设置固定支撑,配管系统的固有频率大大增加,远离压缩机激发频率,避928北 京 工 业 大 学 学 报2016年免了共振现象的发生.并且,随着固定支撑个数的增加,配管系统的各阶固有频率增加的幅度减小.因此,在本文所设计的工况下,综合考虑操作的方便性和经济性,在位置a㊁b 处设置固定支撑较为合理.图9 固定支撑数目对配管系统固有频率的影响Fig.9 Effect of fixed supporting number on naturalfrequency of the pipe system4 试验验证薛玮飞等[17]针对制冷压缩机配管系统共振的问题,采取去掉排气管和回气管U 形管的措施,使得配管系统的长度减小,然后对改进前后的配管系统进行振动位移测试,改进后配管系统振幅较原配管大幅度降低.金涛等[18]针对空调配管发生共振导致管道断裂的问题,对回气管进行优化设计,使配管系统的各阶固有频率避开压缩机工作频率,而后依据优化配管设计方案研制试验样机,并进行振动测试,结果表明:采取减小回气管长度的措施能够有效避免配管系统发生共振,且使配管所受应力减小.上述试验研究表明:减小管道长度能够有效降低振动,这与本文研究获得的减小排气管长度或回气管长度能够有效抑制制冷压缩机配管系统振动的结论一致,从而验证了本文模态分析结论的正确性.5 结论1)为了避免由于制冷压缩机激发频率和制冷压缩机配管系统的固有频率相近而导致共振现象的发生,本文采用ANSYS 的模态分析计算了制冷压缩机配管系统和管道内部气柱的固有频率,得出配管系统的4阶固有频率48.97Hz 和压缩机激发频率50Hz 接近,这使得配管系统很容易发生共振,产生剧烈的管道振动.2)随着回气管长度和排气管长度的减小,制冷压缩机配管系统和管道内部气柱的固有频率增大.3)当回气管长度设计取值合理时,制冷压缩机配管系统和管道内部气柱的各阶固有频率能够有效避开共振区,共振不会发生.本文所设定的工况下,回气管直管段长度L 1和L 2分别为190㊁100mm 时较为合理.4)为了控制制冷压缩机配管系统共振现象的发生,应尽量减小排气管的长度.本文将排气管直管段长度L 3和L 4由210㊁265mm 分别减至60㊁115mm 时,有效避免了配管系统的剧烈振动.5)为了避免制冷压缩机配管系统发生共振,应适当增加固定支撑的数目.本文所设定的工况下,增加2个固定支撑较为合理.参考文献:[1]LEE U Y,KIM B J,LEE J B,et al.Design optimizationof an accumulator for noise reduction of rotary compressor [J].Transactions of the Korean Society of Mechanical Engineers,2011,35(7):759⁃766.[2]KIM H C,CHO M G,KIM J,et al.Coherence techniquefor noise reduction in rotary compressor [J].Journal ofMechanical Science and Technology,2012,26(7):2073⁃2076.[3]李春银,王树林.汽车空调旋叶式压缩机排气阀片的振动特性[J].振动与冲击,2014,33(8):186⁃191.LI C Y,WANG S L.Vibration behavior of a discharge valve for vane compressor of a car air conditioner [J].Journal of Vibration and Shock,2014,33(8):186⁃191.(in Chinese)[4]仇颖,李红旗,吕亚东.活塞式制冷压缩机吸排气消声腔的声学分析和测量[J].流体机械,2006,34(11):16⁃18.QIU Y,LI H Q,LÜY D.Acoustics analysis on suction and discharge cavity in hermetic reciprocating compressor [J ].Fluid Machinery,2006,34(11):16⁃18.(in Chinese)[5]PARK C S,KIM S,PARK G G,et al.Active mechanicalvibration control of rotary compressors for air⁃conditioningsystems[J].Journal of Power Electronics,2012,12(6):1003⁃1010.[6]李树森,王开和,许玮.空调器压缩机选频隔振减振降噪研究[J].噪声与振动控制,2003,23(3):27⁃30.LI S S,WANG K H,XU W.Research on noise and vibration reduction of compress of conditiner [J].Noise and Vibration Control,2003,23(3):27⁃30.(inChinese)[7]李保泽,范颖涛.空调室外机减振垫对振动和噪声影响的研究[J].噪声与振动控制,2010,30(2):45⁃49.38 第6期孔祥强,等:制冷压缩机配管系统模态分析及振动特性LI B Z,FAN Y T.Study on the impact of shock absorber on vibration and noise of air⁃condition’s outdoor unit[J]. Noise and Vibration Control,2010,30(2):45⁃49.(in Chinese)[8]何吕昌,左曙光,申秀敏,等.基于空调压缩机支架改进的燃料电池轿车降噪[J].振动㊁测试与诊断,2011, 31(3):339⁃343.HE L C,ZUO S G,SHEN X M,et al.Noise reduction based on frame improvement of air⁃condition of fuel cell vehicle[J].Journal of Vibration,Measurement& Diagnosis,2011,31(3):339⁃343.(in Chinese) [9]LIM S T,JOO K H,AHN H N,et al.Transfer characteristics of vehicle air condition’booming noise[J]. Journal of Mechanical Science and Technology,2014,28 (6):2025⁃2031.[10]LEE U Y,KIM B J,LEE J B,et al.Design optimizationof an accumulator for noise reduction of rotary compressor[J].Transactions of the Korean Society of MechanicalEngineers,2011,35(7):759⁃766.[11]王民,张新云,昝涛,等.基于ANSYS的国产数控机床高速电主轴的仿真分析[J].北京工业大学学报,2012,38(7):988⁃991.WANG M,ZHANG X Y,ZAN T,et al.Investigation ofstatic electric spindle based on ANSYS[J].Journal ofBeijing University of Technology,2012,38(7):988⁃991.(in Chinese)[12]徐斌,冯全科,余小玲.压缩机复杂管路压力脉动及管道振动研究[J].核动力工程,2008,29(4):79⁃83.XU B,FENG Q K,YU X L.Study on pressure pulsationand piping vibration of complex piping of reciprocatingcompressor[J].Nuclear Power Engineering,2008,29(4):79⁃83.(in Chinese)[13]党锡其,陈守五.活塞式压缩机气流脉动与管道振动[M].西安:西安交通大学出版社,1984:1⁃6. [14]郭福祥,史文库,王世朝,等.轻型卡车驾驶室悬置系统优化匹配设计[J].北京工业大学学报,2015,41(3):347⁃352.GUO F X,SHI W K,WANG S C,et al.Match andoptimization of a light truck cab mount system[J].Journal of Beijing University of Technology,2015,41(3):347⁃352.(in Chinese)[15]刘博想,冯健美,王玉莉,等.利用亥姆兹共鸣器减弱压缩机阀腔内压力脉动的研究[J].西安交通大学学报,2012,46(5):85⁃90.LIU B X,FENG J M,WANG Y L,et al.Study ondamping the pressure pulsation in the valve chamber ofreciprocating compressor using the helmholtz resonator[J].Journal of Xi’an Jiaotong University,2012,46(5):85⁃90.(in Chinese)[16]盛美萍,王敏庆,孙进才.噪声与振动控制技术基础[M].北京:科学出版社,2007:33⁃41. [17]薛玮飞,张智,陈进,等.空调配管空间结构的动态仿真与优化[J].机械强度,2011,33(2):170⁃174.XUE W F,ZHANG Z,CHEN J,et al.Dynamicalsimulation and optimum design used for air conditionerpipe[J].Journal of Mechanical Strength,2011,33(2):170⁃174.(in Chinese)[18]金涛,陈建良,赵科.空调管路系统动态仿真及优化设计[J].系统仿真学报,2005,17(1):117⁃120.JIN T,CHEN J L,ZHAO K.A simulation and testsystem used for air conditioner pipe optimum design[J].Journal of System Simulation,2005,17(1):117⁃120.(in Chinese)(责任编辑 杨开英)138。
空调器管路系统的减振研究
技术 ・ 创新 ／口 用 电 器
空 调 器 管 路 系统 的减 振 研 究
Ｓｔ ｕ ｄ ｙ ｏ ｎ Ｖｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ Ｒｅ ｄ ｕ ｃ ｔ ｉ ｏ ｎ ｏ ｆ Ａｉ ｒ — — ｃ ｏ ｎ ｄ ｉ ｔ ｉ ｏ ｎ ｅ ｒ Ｐｉ ｐ ｅ Ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ
１管路 系统振动原 因分析
ｆ Ｊ ｌ 至 父 ， 而管路结 构 没汁 Ｉ 作 一 直 是 卒 器结 卡 勾 究ｊ ｔ 僻路抓 动Ｊ ： 牛 的 味 ， 一 址Ｉ Ｉ Ｉ
ｍ导致管路振动 ， ｌ １ ． 抓 助 强 度 随 脉 动 增 姒 而增 姒 原因３ ： １ 缩 机上 耋 ｉ 振 动频 率 卡 ¨ Ｊ Ｈ 水 动 的 澈 振 顿 率 ｊ 管路 … 仃 频 接 近 Ｉ Ｉ 、 ，管 路 会 ， Ｉ 振 ．￣ ｌ ｔ ｌ ｌ ｑ 管 路 振 动 强 烈 ，抓 功 化 侈 岐竹 路 心 力枞 ．疲 劳 做 坏 险
Ａｂｓｔ ｒ ａｃｔ ： Ｐｉ ｐ ｅ ｓ ｙｓ ｔ ｅ ｍ ｉ ｓ ａ ｎ ｉ ｍｐ ｏｒ ｔ ａ ｎｔ ｐａ ｒ ｔ ｏ ｆ ａ ｉ ｒ ｃ ｏ ｎｄ ｉ ｔ ｉ ｏ ｒ ｍｒ ，ｔ ｈｅ ｖｉ ｂｒ ａ ｔ ｉ ｏｎ ｏｆ ｗｈｉ ｃ ｈ ｉ ｓ ｐ ｒ ｏｄ ｕｃ ｅ ｄ ｂ ｙ ｔ ｈ ｅ ｖｉ ｂｒ ａ ｔ ｉ ｏｎ ｏｆ ’ ｃ ｏｍ ｐｒ ｅ ｓ ｓ ｏｒ ａ ｎｄ ｔ ｈｅ ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ ｐｒ ｅ ｓ ｓ ｕ ｒ ｅ ｐ ｕｌ ｓ ａ ｔ ｉ ｏｎ ．Ｗ ｈ ｅｎ ｔ ｈ ｅ ｖｉ ｂ ｒ ａ ｔ ｉ ｏｎ ｉ ｓ ｂｅ ｙ ｏｎ ｄ ａ Ｅ ｅｌ ’ ｔ ａ ｉ ｎ ｒ ａｎ ｇ ｅ ｔ ｈｅ ｐｉ ｐｅ ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ ｗｉ ｌ ｌ ａ ｐ—
LMS TestLab在空调压缩机降噪中的运用
LMS b在空调压缩机降噪中的运用作者：上海日立电器有限公司靳海水何继访摘要运用b 软件的ODS 分析和模态试验分析，本文将公司产品A 与产品B 进行了比较。
在此基础上，提出改变壳体结构，以降低高频段噪音。
装机试验表明，该方法取得了较为显著的效果，同时也证明了b 软件的分析手段的有效性和快速性，也为公司产品的进一步降噪打下了坚实的基础。
1 引言和参考样机B 相比，本公司产品A 的噪音在630Hz～4000Hz 频段幅值较高（参见图1.1），从OA 值看，X 方向高2.2dB,Y 方向高3dB 。
因此计划降低这一频段的噪音，同时使OA 值降低2-3dB，以其达到与竞争对手相当的水平。
由图1.1 可知，2000Hz 以上频段，A 样机的平均噪音都远大于B 样机，根据以往的测试数据推测是壳体引起的。
因此，本文首先比较分析A 样机和B 样机壳体ODS 和模态试验的试验结果，提出了解决方法降低2500Hz 以上频段噪音较高的问题，最后装机验证。
图 1.1 A 样机和B 样机噪音值对比2 使用的硬件可软件介绍2.1 统组成LMS Test Lab 振动测试系统的组成为：LMS S CAD AS 305 多通道数采前端，以及用作测试分析的b 软件部分。
2.2 硬件LMS SCADAS 305 多通道数采前端的主机箱为24 输入机箱，包括SCSI 接口，功率要求约为260W,风机噪声很低,很适合于振动与噪声测量分析；输入通道数为24 通道电压/ICP 测量，能很方便的扩展通道数；并且能够产生2 通道的用于模态试验的激振器信号源，以及有两路转速测试通道。
2.3 软件LMS b 测试分析软件主要包括几何建模、常规信号采集与分析、锤击法模态测试、工作变形分析以及PolyMAX 方法模态分析等模块组成，这些模块均建立在软件平台之上，模态分析软件由前端驱动程序通过SCSI 接口将动态数据采集并存储在计算机中。
本论文主要运用模态测试以及工作变形分析（ODS）等相关模块。
空调管路系统的振动分析及优化研究
空调管路系统的振动分析及优化研究摘要：空调室外机的振动与噪声严重影响着人们的舒适性体验。
针对该情况，以某空调管路为研究对象，建立管路模型，运用管路仿真分析软件对不同方案管路进行模态分析，通过仿真模型与实验测试，获得了优化设计的方案。
关键词：空调管路系统；振动分析；优化引言管路是空调冷媒运输的重要部件，长期的振动会使得管路产生疲劳和松动，甚至导致冷媒的泄漏。
根据调查可知，管路振动是空调故障中的首要破坏因素之。
因此需要对管路进行着重研究，降低管路振动大小，提高管道使用性能。
因此，配管设计十分重要。
1 管路系统设计的概况管路系统设计的方案主要为基于管路动态仿真与测试的管路，在此设计的基础上，实现了空调管理设计系统的开发，该系统的构成主要分为两部分，分别为设计分析子系统与实验测试子系统，同时还构建了管路的三维模型，对管路系统进行了仿真计算，具体体现在固有频率、振动应力及振动响力等。
在管路系统设计过程中，主要的系统有分析系统与测试系统，前者的前提条件为I-deas软件，通过对软件的二次开发从而实现的；后者的构成有噪声测试系统、振动测试系统与管路应力应变测试系统等，对于振动与噪声二者的测量采用的方法B&KPULSE3560C，对于应力的测量主要采用的方法为动态电阻应变仪。
在空调样机制作过程中，主要依据为仿真优化结果，在测试时，主要测试的内容为管路与整机的振动、噪声与应力，同时要对管路运行的动态特征给予关注，再通过仿真结果的比较与分析，从而明确了设计的结构，使设计得以优化。
具体的设计流程如下：其一，配管的三维设计，以管路设计模块为依据，设计配管的三维，并建立相应的部件模型与装配模型；其二，有限元模型的建立，借助I-deas软件，分析结构的应力与动力响应、计算固有频率及应力仿真等；其三，管路布局的改变，针对不同的布局，计算动态管路的动态特性，从而使设计方案进一步优化；其四，空调样机的制作，通过整机与管路振动与噪声的测试，将仿真结果进行对比，在满足相关要求的基础上，便实现了配管结构的设计。
基于模态分析技术的空调配管停机应力超标分析
基于模态分析技术的空调配管停机应力超标分析Excess stress analysis for pipes in air-conditioner on shutdown basedon modal analysis邱丈揮张浩赵强张睿诚游裁QIU Wenhui ZHANG Hao ZHAO Qiang ZHANG Ruicheng YOU Bin广东美的制冷设备有限公司广东顺德528311Guangdong Midea Air-Conditioning Equipment Co.,Ltd.Shunde528311摘要_________________________________________________________________________定频空调在停机时压缩机常常会剧烈振动，导致配管停机应力超标。
本文针对配管停机应力超标问题，通过实验和仿真两种手段，对空调配管系统进行模态分析，得到其固有频率及对应振型。
结合模态分析及应力测试结果,对配管结构进行优化。
优化后的配管的低阶模态固有频率有效地避开了压缩机的固有频率，避免停机过程中的配管共振，减小配管停机应力，提高产品的品质及可靠性。
关權词_______________________________________________________________________空调配管设计;配管停机应力;模态分析;有限元仿真Abstract____________________________________________________________Constant frequency air-conditioners usually vibrate violently on shutdown,leading to excesspipe stress.In this paper,modal analysis is conducted on pipe system in air-conditioner byexperiment and simulation.Natural frequency and modal shape are obtained.Structure of pipesystem is optimized in order that the natural frequency of pipe system is far different from thenatural frequency of the compressor.The results show that the solution reduces pipe stress onshutdown and improves the quality of the product.Keywords___________________________________________________________Pipe design;Pipe stress on shutdown;Modal analysis;Finite element simulationD0l:10.19784/ki.issn1672-0172.2019.06.008如果您对本文内容感兴趣请联系作者邱文辉wenhui.qiu@ 1引言空调配管是连接压缩机与冷凝器等的重要部件，是冷媒的运输通道，其可靠性问题是配管结构设计中的关键问题之一。
模态分析在多联涡旋压缩机组振动分析中的应用
８７
Ｇ９１
模态分析在多联涡旋压缩机组振动
分析中的应用
杨攀
(丹佛斯(天津)有限公司)
摘 要 本文介绍了常见的并联机组管路振动的原 因 及 其 排 查 方 式. 针 对 某 型 号 机 组 排 气 管 路 剧 烈 振 动
的问题,对机组结构和排气管路进行实验模态分析,确定机组结构和排气管路发生共振,通 过 结 构 优 化 改 变
nt
fun
i
t,t
heexpe
r
imen
t
a
lmoda
lana
l
i
so
ft
heun
i
ts
t
ruc
Ｇ
p
ypeo
ys
t
ur
eandd
i
s
cha
r
i
i
ngi
sope
r
a
t
edt
ode
t
e
rmi
net
her
e
s
onanc
e,t
hr
oughs
t
ruc
t
u
r
a
lop
t
i
Ｇ
gep
p
mi
z
a
t
i
on,t
hena
t
u
1多联机组模态分析根据多联机振动2产生的机制如果在运转过程中出现振动问题可以从表1提及的几个方面去分析以笔者所在公司多联机产品为例在设计多联机组之前单体压缩机已经设计完成对于单机振动和脉冲都满足标准因此本文主要从模态分析的角度考虑机组设计中出现的共振问题
第２０卷 第３期
２０２０ 年 ３ 月
基于模态仿真分析的空调系统的低频噪声优化
对比 （ 表１ ）。
行频率及其倍频 比较接近 时， 极 易被激 发产生共 振， 从而 ｆ ） ｌ 起管路 振动 。 管路 振动 偏大， 会引起
管 路的低频 噪声， 该低 频声穿透力较强 ， 对人体
Ｕ ＾ ● ｐｔ ● ｌ ｍ 亿ａｔ ■ ■ ● Ｉ Ｏｎ Ｏｔ 一 － ｌ ０Ｗ ｔ － ｒ ｅｑｕｅｎｃ ｙ ｎｏＩ ■ Ｓｅ Ｏｔ 一 ａｉ ‘ ｒ －ｃｏｎｄｉ ● … ｔ ｉ Ｏｎｌ ■ ｎｇ Ｓ ｙＳ ｔ ‘ ｅｍ ● ｂａＳｅｄ Ｉ
１ 引
空调 系统 管路设计 是空调 系统设计 中是比
为解 决此类 由管路 共振 引起的宅调系统低 频噪 声的问题 ， 本文 以模态 分析 为基础， 利 用有
括压缩机壳体、 上Ｆ 盖、 分液器， 分液器 与壳体 的 及之间连接零部件， 并存壳体位置 加入相同的质
较 关键 的冈素， 当空调系统管路模 态 与 压缩机 运
Ａｂ ｓ ｔ ｒ ａ ｃ ｔ ： Ｔｏ ｒ ｅ ｓ ｏ ｌ ｖ ｅ ｔ ｈ ｅ ｂ ｕ ｚ ｚ ｏ ｃ ｃ ｕｒ ｒ ｅ ｄ ｉ ｎ ａ ｎ ａ ｉ ｒ －ｃ ｏ ｎ ｄｉ ｔ ｉ ｏ ｎ ｉ ｎｇ ｓ ｙｓ ｔ ｅ ｍ ，ｔ ｈ ｅ ａ ｓ ｓ ｅ ｍｂ ｌ ｅ ｏ ｆ ｃ ｏ ｍｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｏ ｒ ａ ｎ ｄ ｔ ｈ ｅ ｐ ｉ ｐ ｅ ｕｎ ｉ ｔ ｗｅ ｒ ｅ
Ｏ ｎ ｍｏ ｄａｌ ａｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ
ＷＡＮ Ｇ Ｙ ｏ ｎ ｇ ＴＩ ＡＮ Ｌ ｉ ｊ ｕ ａ ｎ ＷＡ ＮＧ Ｋ ０
（ Ｚ ｈ ｕ ｈ ＆ ｉ Ｉ ＆ ｎ ｄ ＆Ｃ ｏ ｍ ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ｏ ｒ ｃ ｏ ． Ｌ Ｔ Ｄ． Ｚ ｈ ｕ ｈ ａ ｉ ５ １ ９ １ １ ０ ）
基于模态优化的空压机支架振动优化
MANUFACTURING A ND PROCESS I制造与工艺基于模态优化的空压机支架振动优化孙玉洲汪跃中陈勇敢朱亮张趄英奇瑞新能源汽车技术有限公司安徽#芜湖市241000摘要：纯电动车怠速工况下，空调开启时振动噪声是纯电动车N V H开发的难点，因电动空压机的转速同前舱温度 和整车标定策略有较大关系，因此开发涉及到的领域较复杂。
本文阐述了基于空压机支架模态优化分析进而解决空压机启动时振动大的相关问题。
关键词：模态优化；空压机支架；振动纯电动汽车因缺少了发动机及相关附件 系统，念速工况下噪声振动明显降低，但在 念速上电后空调开启时，空压机启动时的噪 声振动就会突显出来，这直接导致开空调时 车内声品质及舒适性大大降低.本文针对纯电动车的特点以及纯电动车 空压机运行工况的特点，针对空压机支架模 态进行优化，在提升空压机支架模态的情况 下大大降低了空压机本体振动，进而降低了 开空调工况车内噪声声压级。
11.1模态分析理论基础模态分析是将线性定常系统的耦合物理 坐标转换成非耦合的模态坐标，使方程组 解耦，得到一组模态坐标和模态参数来描述 的独立方程，并求出模态参数。
然后，用坐 标变换，使模态坐标下的解转回到物理坐标 的解'物輕标下的运动方程M X+C X+K X=F式中，M、C、K为质量矩阵、阻尼矩阵 和刚度矩阵，X、F为位移向量和激励向量，对于无阻尼自由振动。
MX+ICX=0.设特解则（k-«2m w=o得到特征方程：|K-w2M I=0式中，《、由为系统的固有频率和相应的阵型。
2实例分析2.1问题概述本次分析是基于某主机厂一款纯电动车在怠速上电后，空压机开启时车内抖动较明显，因涉及到空压机单体通用化的要求，我们尽量在原车基础上对空压机支架进行模态分析优化来解决振动大的问組。
2.2模型建立本文模态分析使用H y e r m e s h下Optistruct模块来完成，根据空压机支架的安装方式做相应的边界条件施加。
CAE-空调压缩机配管动力分析
一、问题描述
为减小YORK中央空调压缩机配管系统的振动，利用 ANSYS软件的结构分析功能进行动力分析。 首先进行模态分析，确定结构的固有频率何振形。 然后进行谐响应分析，确定结构的实际振动。 同时进行了多种优化方案的对比分析。
2
二、几何模型及有限元模型
3
4
5
6
7
三、计算结果
15
改进方案：施加配重分析结果
各施加100g配重
16
施加配重结构在50Hz时的位移云图
17
施加配重结构在100Hz时的位移云图
18
改进方案：改变配管结构分析结果
19
改变配管结构在50Hz时的位移云图
20
改变配管结构在100Hz时的位移云图
21
改进方案：配管壁厚增加0.2mm分析结果
增加配管壁厚在50Hz时的位移云图
22
增加配管壁厚在100Hz时的位移云图
23
改进方案：改变Biblioteka 板厚度分析结果改变底板厚度在50Hz时的位移云图
24
改变底板厚度在100Hz时的位移云图
25
结论
施加配重后，结构的固有频率和振型发生改变，合理施加配重 可以 降低振动。
合理改变配管结构，配管的振动减小。 改变配管壁厚对系统的模态分析结果和谐响应分析结果都有影 响，应注意使结构避开共振区。 增加底板板金的厚度，对结构的振动响应影响比较小。
26
原始结构47.274Hz时的振型
8
原始结构56.817Hz时的振型
9
原始结构98.762Hz时的振型
10
原始结构101.60Hz时的振型
11
原始结构在50Hz时的谐响应分析位移云图
模态测试在空调压缩机配管系统减振中的应用
模态测试在空调压缩机配管系统减振中的应用王继承，董术海，黄建平，段向春（珠海格力电器股份有限公司，珠海，519070）摘要：文中采用模态测试技术对压缩机脚垫系统的模态进行识别以及修正。
通过对实验数据的分析，得到配管振动大的原因。
文中还分析了阻尼在压缩机配管系统减振中的作用，最后给出了一种阻尼减振的方法。
关键词：模态测试压缩机配管减振The Modal Test’s Application on Reducing the Vibration of the Systemcomposed of compressor and pipesWang Jicheng，Dong Shuhai， Huang Jianping，Duan Xiangchun（Gree Electric Appliances，INC. of Zhuhai, 519070）Abstract：In this paper, the modal parameters of the compressor mounting grommets have been identified and validated. Based on the tested data, the causes of vibration have been found. In addition, the effects of the damping materials on vibration system composed of compressor and pipes have been analyzed, the methods of reducing vibration have been presented.Keywords: modal test, compressor, pipes, reducing vibration1、前言空调系统中室外机的振动不但影响到空调的噪声品质，而且直接关系到空调产品的可靠性。
空调系统中减振措施有些 工程
空调系统中减振措施有些工程通风空调系统中的风机、水泵、制冷压缩机等设备运转时，会因转动部件的质量中心偏离轴中心而产生振动，空调装置的减振措施就是在振源和它的根底之间安装弹性构件，即在振源和支承构造之间安装弹性避振构件(如弹簧减振器、软木、橡皮等)，在振源和管道间采用柔性连接，这种方法称为积极减振法，对怕振的精细设备、仪表等采取减振措施，以防止外界振动对他们的影响，这种方法称为减振法。
削弱风机传给根底的振动，实际上是消除他们之间的刚性连接，即在振源和它的根底之间安设减振装置。
如把风机安装在减振台座上，在台座与楼板或根底之间安装减振器或减振垫，从而引起减振作用。
通风与空调设备常用的减振垫和减振器有橡胶减振垫、橡胶减振器、弹簧减振器等。
1.橡胶减振垫橡胶弹性好、阻尼比大、制造方便，是一种常用的较理想的隔振材料，橡胶隔振垫是将橡胶材料切成所需要的面积和厚度，直接垫在设备的下面。
一般不需要预埋螺栓固定，易加工制作，安装方便，但易老化变形，降低减振效果。
2.橡胶减振器是由丁腈橡胶制成的圆锥形状的弹性体，并粘贴在内外金属环上受剪切力的作用。
它有较低的固有频率和足够的阻尼，减振效果好，安装和更换方便，且价格低廉。
一般情况下，设备转速n>1200r/min时，宜采用橡胶减振器。
有关产品目录和设计手册提供了必要的参数，当机组重量和静态压缩量后便可选定减振器。
3.弹簧减振器由单个或数个相同尺寸的弹簧和铸铁护罩组成，用于机组座地安装及吊装。
固有频率低，静态压缩量大，承载能力大，减振效果好，性能稳定，应用广泛，但价格较贵。
另外在弹簧减振器底板下面垫有10mm厚的橡胶板，还能起到隔音作用。
当设备转速n<1200r/min时，宜采用弹簧减振器。
4.金属弹簧与橡胶组合减振器当采用橡胶剪切减振器满足不了减振要求，而采用金属弹簧减振又阻尼缺乏时，可以采用金属弹簧和橡胶组合减振器。
在实际工程中，为了方便设计和安装，一些设备如风机、水泵、制冷机组等会自带配套的减振装置，可以按照施工图纸直接安装。
空调室外机管路系统的减振分析
空调室外机管路系统的减振分析张宁波【摘要】空调压缩机工作时会间歇性的吸气和排气,这将会导致压缩机产生相应的振动,而振动将会传递到与之相连的管路上,管路在长期振动下容易断裂导致冷媒的泄漏.通过有限元仿真软件对管路系统进行了模态分析和谐响应分析,并通过增加消声器和增加管路壁厚的方法对管路进行减振分析,通过优化管路系统降低管路振幅,提高管路使用寿命.【期刊名称】《机电工程技术》【年(卷),期】2019(048)006【总页数】3页(P56-57,116)【关键词】管路振动;有限元;模态分析;谐响应分析【作者】张宁波【作者单位】广州华立科技职业学院,广东广州 511325【正文语种】中文【中图分类】TG925.120 引言空调室外机管路振动问题是企业和相关研究学者重点关注对象，并对此进行了大量的研究。
空调室外机管路在冷媒运输过程中起到了重要的作用。
空调压缩机、四通阀和储液罐等构件都是通过管路进行相互连接的，因此管路系统在整个制冷过程中极为关键。
压缩机是空调制冷系统的心脏，压缩机主要由排气管、回气管和四通阀组成，排气管和回气管是制冷剂流通的重要通道。
空调在长期的工作过程中，压缩机产生的振动会传递到管路上，使得管路产生疲劳和松动。
文献[1]分析了引发往复压缩机振动的原因，通过合理设置缓冲器大小和布置管道来控制和降低振动。
文献[2]对空调管路振动的原因进行了相关研究，得出管路振动主要来源于运动机构的动力平衡性差和气流脉动所引起的振动。
文献[3]对大型压缩机重要部位进行了固有模态和阻尼比振型分析，并分析了气流脉动对管道振幅大小的影响，得出了气流脉动是主要振动因素的结论。
文献[4]研究了壁厚以及阻尼配重对管路振动模型的影响，得出了增加壁厚和阻尼管道固有频率有所改善的结果。
文献[5]通过在管道不同连接部位施加约束条件来提高管道固有频率。
本文在上述研究基础上对空调管路系统进行了模态分析和谐响应分析，并通过增加壁厚和增加消声器等方法对管路系统进行了减振对比分析，达到了一定的减振效果。
空调压缩机模糊振动抑制方法
空调压缩机模糊振动抑制方法
罗宇华;张国柱
【期刊名称】《电器》
【年(卷),期】2013(0)S1
【摘要】空调单转子压缩机在低频运行时存在较大的负载转矩波动,若不对其进行抑制,将会令空调压缩机与配管产生明显的振动。
针对此问题,本文提出一种基于模糊控制的压缩机振动抑制方法,该方法利用模糊模型逼近压缩机理想转矩补偿曲线的非线性模型,通过对压缩机转速进行模糊化、规则推理与解模糊得到能有效抑制压缩机振动的转矩补偿量。
该转矩补偿量与速度环输出的转矩指令叠加,作为驱动压缩机的转矩指令。
该方法充分利用了模糊控制对模型依赖性小、适应性与鲁棒性强的优点。
在空调整机上的振动测试表明,本文提出的压缩机模糊振动抑制方法在不同工况下均能有效抑制振动,从而改善压缩机低频运行的平稳性。
【总页数】6页(P475-480)
【关键词】模糊控制;振动抑制;压缩机;空调
【作者】罗宇华;张国柱
【作者单位】广东美的制冷设备有限公司
【正文语种】中文
【中图分类】TM925.12
【相关文献】
1.斯特林制冷机压缩机微振动抑制方法 [J], 张继宇;范仙红
2.富气往复压缩机组管道振动抑制方法研究及应用 [J], 周浩青;项坤;李潇;杨国安
3.基于FIR滤波器及分数阶重复控制的变频空调压缩机电流谐波抑制方法 [J], 梅立雪;汪兆栋;孟凡琨
4.汽车空调压缩机振动特征实验研究及其抑制方法 [J], 万腾; 王刚; 王文静; 袁洪印; 周记国
5.基于傅里叶变换的空调压缩机转速波动抑制方法 [J], 张国柱
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
模态测试在空调压缩机配管系统减振中的应用
王继承，董术海，黄建平，段向春
（珠海格力电器股份有限公司，珠海，519070）
摘要：文中采用模态测试技术对压缩机脚垫系统的模态进行识别以及修正。
通过对实验数据的分析，得到配管振动大的原因。
文中还分析了阻尼在压缩机配管系统减振中的作用，最后给出了一种阻尼减振的方法。
关键词：模态测试压缩机配管减振
The Modal Test’s Application on Reducing the Vibration of the System
composed of compressor and pipes
Wang Jicheng，Dong Shuhai， Huang Jianping，Duan Xiangchun
（Gree Electric Appliances，INC. of Zhuhai, 519070）
Abstract：In this paper, the modal parameters of the compressor mounting grommets have been identified and validated. Based on the tested data, the causes of vibration have been found. In addition, the effects of the damping materials on vibration system composed of compressor and pipes have been analyzed, the methods of reducing vibration have been presented.
Keywords: modal test, compressor, pipes, reducing vibration
1、前言
空调系统中室外机的振动不但影响到空调的噪声品质，而且直接关系到空调产品的可靠性。
压缩机配管系统是室外机振动的主要来源，其振动能直接导致辐射噪声，过大的振动也能导致空调配管的可靠性降低，致使空调使用寿命降低。
现在，室外机的振动和可靠性越来越成为空调厂家关注的焦点。
本文对空调器室外机的压缩机脚垫系统进行模态测试，分析压缩机脚垫系统的减振效果，以及更改方案，然后对压缩机配管系统进行测试，并对比了在配管上增加阻尼和不增加阻尼两种情况下的模态，对阻尼减振进行了分析。
2、空调配管系统的结构和工作原理
图1为常见空调器室外机的结构示意图，压缩机管路系统的主要结构有压缩机、吸气管、排气管、阀门管和冷凝管等结构。
制冷过程，低压气体通过阀门管和吸气管进入压缩机，压缩机通过电机带动，压缩机气体，然后把高压气体通过排气管和冷凝器管排出到冷凝器，从而形成一个工作循环。
压缩机为空调室外机的主要振源，工作时主要表现为压缩机绕其轴线的扭转运动，其中激励频率主要由压缩机的工作频率决定。
室外机工作时，压缩机把振动传递给配管，同时通过脚垫，也把振动传递给底盘和安装架。
脚垫和管路的设计不合理，将导致管路振动大，影响到管路的可靠性和空调的使用寿命，同时也会使室外机振动过大，导致较大的结构辐射噪声，使得安装的室外机影响多个住户，给空调品牌带来不利的影响。
图1 室外机结构示意图
3、压缩机配管系统试验分析
采用某公司某款压缩机设计的一款室外机，在试验测试中发现，室外机整体振动大，且吸、排气管振动大，分别从压缩机的脚垫和配管两个方面进行着手寻找原因。
3.1压缩机脚垫系统的模态测试和脚垫参数修改
压缩机脚垫系统的结构为压缩机机体支撑在三个橡胶脚垫上，橡胶脚垫对压缩机的振动起衰减作用。
系统的固频随脚垫的硬度增加而最大。
建立如图2所示的压缩机测试坐标系统。
在压缩机三个机脚处，作为拾振点，粘贴加速度传感器，并在3个方向进行激励，测试系统的模态。
图2 压缩机测试坐标系统
稳态图如图3所示。
图3 压缩机模态测试稳态图
压缩机脚垫系统具有明显的刚体运动特点，且第一阶、第二阶和第五阶、第六阶频率较为密集。
其中第三阶的振型为扭转振动，如图4所示，第四阶的振型为上下运动。
图4 压缩机脚垫系统第三阶振型
压缩机脚垫主要起隔振作用，根据隔振理论，则系统的隔振系数为： ()2222
2)1()2(1λξλλξ⋅⋅+−⋅⋅+=F T （1）
式中，λ – 频率比，0
ωωλ=
； ξ – 阻尼比。
绘制隔振系数同频率比λ和阻尼比ξ的曲线如图5所示。
图5 隔振系统幅频特性
对比频率比只有2>λ，隔振系统采用隔振作用，实际工程中，一般频率比λ取为2.5～4.5之间。
压缩机为采用的某厂家某款压缩机，工作转速为2840r/min ，则激励频率为2840/60=47.3Hz 。
由于压缩机主要表现为扭转振动，在计算频率比时采用压缩机脚垫系统的第三阶固频。
则该压缩机的频率比：
08.3356
.15602840
==λ 原机采用的脚垫的硬度Hs 为50，有近一步优化压缩机振动衰减性能的空间。
把脚垫的硬度调整为42，第三阶的固有频率降为12.40Hz ，则该压缩机的频率比为：
78.350
.12602840
==λ 由式1可知，对脚垫的硬度调整后，隔振系数降低了1.5倍。
3.2压缩机配管模态分析
分别对带阻尼和不带阻尼的两种配管结构进行模态测试，分析阻尼对配管的模态影响。
图6为压缩机配管的结构示意图。
分别在吸气管、排气管和压缩机上布置41个测点作为拾振点，分别在吸气管口处和压缩机上个采用一个点，用力锤进行激励。
其中测点如图7所示。
图6 压缩机配管结构示意图 图7 配管模态测试布点图
无阻尼压缩机配管系统的稳态图如图8所示。
图8 配管模态测试的稳态图
分别提取具有阻尼和不带阻尼对应的两阶模态，不带阻尼的配管系统和带阻尼的配管系统对应阶的固
频、阻尼比见表1所示。
从测试数据来看，不带阻尼的配管在压缩机激励频率附近具有一阶模态，这是造成吸气管振动大的原因，在吸气管上合理布置阻尼块后，固频调整为38.477Hz，同时，阻尼比也有所提升，能对有效改善吸气管的振动，在随后进行的振动和应变测试中，也验证了改方案的效果。
表1 带阻尼和不带阻尼相应参数对比表
吸气管阻尼情况固频(Hz)阻尼比
不带49.4170.17%
带38.4770.40%
(1) 不带阻尼配管系统的振型图(2) 带阻尼配管系统的振型图
图9 配管系统振型图
4、结论
(1) 通过对压缩机脚垫系统模态的测试，能较为准确的识别6阶模态，并且能对压缩机脚垫系统的振动衰减性能进行评估，并以此优化脚垫的参数，减少压缩机传递到室外机底盘上的振动；
(2) 通过对压缩机脚垫系统的测试，结合对压缩机脚垫系统建立的质量矩阵和刚度矩阵，能对压缩机的质量和振动惯量参数进行确认，达到修正CAE模型的目的；
(3) 通过对配管系统的模态测试，能帮助分析配管系统振动的原因，并且通过优化阻尼块的位置和大小，能有效的改善管路的振动。
参考文献：
[1] Ali T. Herfat Experimental Study of Vibration Transmissibility Using Characterization of Compressor Mounting Grommets , Purdue
[2] 海伦等著. 白化同，郭继忠译 . 模态分析理论与试验 . 北京理工大学出版社
[3] [日]户原春彦主编 . 《防振橡胶及其应用》 . 中国铁道出版社 , 1982, 第6页.
[4] 张阿舟,诸德超,姚起杭等 . 《实用振动工程（3） 振动测量与试验》 . 航空工业出版社 , 1997年7月第1版 , 第1页.。