【摘要】本文运用有限元分析方法分析空调压缩机系统模态，并通过分析引起振动的激励源，找出压缩机支架和安装螺栓断裂的根本原因，并根据分析提出了解决措施。

关键词：空调压缩机支架模态激励共振

一、引言

发动机轮系需要驱动的工作部件一般包括水泵、发电机、空调压缩机、动力转向泵等，这些工作部件以及布局需要的若干张紧轮、惰轮大多通过支架安装在发动机上。

在轮系支架设计中，首先需要进行静强度及动强度分析。静强度分析只需在支架上加载皮带张力及零件重力，动强度则需根据发动机振动加速度加载惯性力（一般惯性力加速度取20倍重力加速度）。

二、工程上遇到的问题

在工程实际上，通过静强度和动强度校核的支架在台架试验和整车耐久性试验中仍有不少发生了支架断裂，安装螺栓断裂等零件失效，其中空调压缩机支架或螺栓断裂最为频繁。下图1为某车型轮系中空调压缩机部分，该车型空调压缩机支架和螺栓断裂频次很高。

图1 某车型空调压缩机及支架系统

图1中，压缩机支架由上下两部分组成，皮带的张力为450N，压缩机重6.5kg。在有限元强度分析中，加载的惯性力方向与皮带张力相同方向，分析结果为上下两支架及螺栓均满足强度要求，所以压缩机及支架系统很有可能在发动机某转速工作时发生共振，导致支架和螺栓断裂。为证明猜测的正确性，需要进行有限元系统模态分析及发动机和压缩机的激励分析。

三、用ABAQUS进行系统模态分析

图2是在ABAQUS中的系统模型，由于压缩机上端固定在调节区域靠近固定电位置，所以在模型中取消了其远端部分。下图左图显示将压缩机简化成质点，该质点包含绕质心三方向转动惯量并通过耦合连接固定在上下支架上。右图显示整个系统约束调件，与实际情况相同，上支架约束住除旋转外的5个自由度，下支架约束三个安装孔的所有自由度。模型中方向如图，发动机前方为Y正方向，发动机上方为Z正方向。

图2 ABAQUS中压缩机支架系统的模型

下表是前10阶模态数值结果，

表1 系统各阶模态值

各阶次振型如下各图，

图3 系统1阶振型

从对比图中看出，1阶振型近似为沿Y方向的振动。

图4 系统2阶振型

2阶振型近似为绕X轴的扭振。

图5 系统3阶振型

3阶振型近似沿Z轴的振动。

四、激励分析

1、发动机激励

本文研究对象为直列4缸4冲程发动机，点火顺序为1、3、4、2。振动的基本力源有：缸内气体压力；曲轴离心惯性力；活塞往复惯性力；连杆扭摆惯性力。

如果曲轴平衡块设计合理，曲轴离心惯性力基本可以被抵消掉；连杆扭摆惯性力很小，在发动机振动分析中经常忽略；活塞往复惯性力在单缸机中作用明显，在曲轴前后端对称布置的四缸机中，该惯性力及力矩互相抵消。所以产生振动的力源主要为缸内气体压力。

缸内气体压力在沿气缸中心方向上是上下抵消，但由于连杆并不是始终垂直与活塞，所以在气缸侧面和曲轴上受到大小相等、方向相反的两个力，形成一个力矩。容易证明这个力矩与发动机输出扭矩为相互作用力矩，该力矩称为“倾覆力矩”，是发动机振动的最主要的激励，该激励的方向是绕曲轴轴线的扭转方向。激励的基频为

，由于四缸双冲程机每转一周点火两次，所以需重点关注的激励为2阶激励

和4阶激励

。

2、压缩机工作特性和激励分析

当代汽车空调压缩机机主要有：活塞式、旋叶式及涡旋式三种工作方式。

活塞式压缩机也称斜盘式压缩机，目前使用最广泛。其工作原理是：在压缩机主轴上装有一个斜盘，压缩机机身上均布3或5个活塞，活塞两边都是气缸，因而整个压缩机起到6或10缸的作用。活塞通过滑履与斜盘相连，压缩机工作时，斜盘转动带动活塞前后运动压缩气缸，活塞及其连接部件运动时的惯性力为振动激励的根源。下面根据压缩机工作原理，分析出活塞式压缩机激励。

图6 4缸压缩机受力图          

图7   6缸压缩机受力图

分析时可先分析简单的4缸压缩机工作状况，图6为假设的4缸机受力分析图（4缸机工作中振动激励大，所以工程上不采用）。从上图中容易看出压缩机由于上下受到反方向的力从而受到前后方向的扭振，压缩机每转动一周，扭振循环一次，所以4缸压缩机的1阶激励频率为

。

6缸压缩机振动原因与4缸机相同，但由于6个缸按圆周分布，会形成一边前后扭振一边绕转子中心旋转的振型。如图7所示，左图为6缸的分布情况，右图的三个粗向量代表三个活塞对压缩机的惯性力， 向量旋转的速度等于压缩机转动速度，所以6缸压缩机的1阶激励频率为

，通常还需要关注3阶激励频率

。10缸压缩机原理同6缸压缩机，1阶激励频率为

，还需要关注5阶激励频率

。

旋叶式压缩机工作原理是：在圆形或椭圆形气缸内安装一个带有几个刮片的转子，转子转动时，在离心作用下刮片伸出碰到气缸壁，将气缸分成几个隔腔。随着轴旋转，隔腔体积发生变化从而进行吸气和压缩。根据工作原理，分析出旋叶式压缩机激励主要为绕转子中心的扭转振动，振动频率和刮片数有关，刮片数为m的压缩机，转速为n时激励频率为

Hz。

涡旋式压缩机工作原理是：利用固定涡旋体（定片）与可动涡旋体（动片）的相对转动，使密闭空间体积发生变化，从而排出高压气体。涡旋式压缩机工作过程几乎可以看成是连续的，所以它引起的振动激励也很小，所以可以将涡旋式压缩机看作平稳工作的设备。

根据对上述三类压缩机的分析，总结出以下结论：

1、活塞式和旋叶式的压缩机振动激励需要考虑，涡旋式压缩机激励可以忽略；

2、活塞式压缩机激励为前后扭振，6缸机需关注的频率为

和

，10缸机需关注的频率为

和

；

旋叶式压缩机激励为绕转子中心扭振，当刮片数为m时，需关注的频率为

。

五、共振分析

1、发动机激励共振分析

发动机工作转速在750～6000r/m之间，所以产生的2阶激励范围为25～200Hz，4阶激励范围为50～400Hz。通过有限元分析计算出的压缩机系统前3阶的模态为130Hz、243 Hz、297 Hz（4阶以上模态较高，可不用分析），其中3阶模态的振型与发动机激励相同。297Hz在发动机4阶激励范围内，所以会发生发动机4阶激励共振，共振转速为4455r/m，考虑到计算误差，4000～5000之间的发动机转速都属于危险转速。

2、压缩机激励共振分析

压缩机转速与发动机转速比一般在1.05～1.1之间，本文根据实际设计取1.06传动比，则压缩机的工作转速为795～6360r/m。

实际中采用的是10缸活塞式压缩机，1阶激励在压缩机工作转速范围内对应的频率为13.3～106Hz，5阶激励为66.5～530Hz。压缩机系统2阶振型与压缩机激励振型相同，所以当压缩机5阶激励为243Hz时，系统会发生共振，此时压缩机转速为2916r/m，对应的发动机转速为2751r/m。

六、措施

前文已经分析，上述压缩机系统模态低（前3阶模态分别为130Hz、243 Hz、297 Hz），会在发动机4阶激励及压缩机5阶激励下产生共振，造成较大的应力，这是造成支架断裂及安装螺栓断裂的根本原因。解决问题需要从提高系统模态角度考虑，有效途径是改变支架设计或安装方式。

图8是采用“爪”式支架的压缩机系统：

图8 “爪”式支架的压缩机系统

同样用ABAQUS软件对系统建模，并进行有限元分析，将压缩机简化成带转动惯量的质点，通过耦合约束固定在支架三个支撑腿上，并将支架的四个安装孔自由度约束。模型如图9所示。

图9 ABAQUS中新压缩机支架系统的模型

通过模态计算，得到前6阶模态如下表：

表2 新系统各阶模态值

从表中可以看出新支架组成的压缩机系统模态比原设计提高很多，前3阶模态为444Hz、684Hz和1243Hz。前3阶振型图如下（4阶后模态较高，此处不做分析）：

图10 新系统1阶振型

1阶振型，为绕Y轴的扭振

图11 新系统2阶振型

2阶振型，沿X轴方向的振动。

图12 新系统3阶振型

3阶振型，绕X轴的扭振。

新系统的1阶振型与发动机激励方向相同，但频率值444Hz已经高出发动机2阶激励范围，所以发动机激励不会使系统发生共振；新系统3阶振型与压缩机激励方向相同，但1243Hz的频率值已远高于压缩机5阶激励，也不会发生共振。

结论

本文针对某车型压缩机支架断裂和安装螺栓断裂问题，运用ABAQUS软件进行系统模态分析，并研究了空调压缩机系统受到的两个激励——发动机激励和压缩机激励，找出了这两个激励的方向和频率，从而找出了问题的根本原因是系统模态太低，容易在某转速激励下发生共振造成的。最后提出了采用“爪”型支架的更改设计方案，并继续通过系统模态分析证明新支架的有效性。

当前轮系支架设计正在更改过程中，尚未实施，但“爪”型压缩机支架已经在另一款新车型上应用，耐久试验中没有出现过支架断裂和螺栓断裂的故障。调查其它厂家车型，大部分的汽车及几乎全部的轿车均采用了“爪”型支架，这种设计不仅能解决零件及螺栓断裂问题，还能有效降低附件产生的噪声。调节支架式压缩机系统已经很少采用，工程师在设计时应尽量避免。