某压路机空调压缩机支架振动故障分析

苏俊收，耿彦波，张战文

（江苏徐州工程机械研究院，江苏 徐州，221004）



某压路机空调压缩机支架振动故障分析

苏俊收，耿彦波，张战文

（江苏徐州工程机械研究院，江苏 徐州，221004）

为解决某压路机在转速1 350 r/min左右出现异常振动问题，应用有限元软件分析压缩机支架各阶固有频率及振型，发现压缩机支架前两阶固有频率偏低是造成故障的主要原因，通过对新、旧车的振动瀑布图分析可知，压缩机支架使用一段时间后螺栓松动引起支架固有频率下滑，结合发动机振动加速度幅值谱分析，判定异常振动是由发动机点火激励2倍频振动激发压缩机支架共振引起。

振动与波；模态；瀑布图；频谱；固有频率

压缩机作为压路机空调核心部件，通常通过支架固定在发动机上，由皮带轮驱动。压缩机支架在压路机作业过程中会受到各种动态载荷作用，使得压缩机支架产生振动，如果振动幅值较大就会引发振动疲劳破坏。振动疲劳是指支架受到与其自身固有频率接近的动态载荷，使结构产生共振从而导致疲劳破坏［1］。在此情况下一定的激励会产生更大的响应，以至于在一处或几处产生局部永久性积累损伤，经一定循环次数后产生裂纹或突然发生完全断裂。

压缩机支架的动态特性会直接影响到压缩机工作的可靠性，例如支架螺栓的松动将导致压缩机皮带的异常磨损及异响，支架刚度不足将导致压缩机振动加速度过大，甚至导致压缩机管路断裂等故障［2］。文中主要通过有限元分析软件及振动分析研究某型压路机使用一段时间后，在1 280 r/min至1 440 r/min转速区间内，整车出现异常振动故障的原因。

1　压缩机支架的有限元分析

压缩机支架的实际模型如图1所示，压缩机位于发动机的右后侧，压缩机通过5颗螺栓固定在支架上，压缩机的支架与发动机右后支腿做成一个整体。

图2为有限元分析模型，压缩机简化为一个质量点，与5个螺栓孔耦合在一起，压缩机质量m=6.7 kg，绕X轴的转动惯量IXX=15 000 kg∙mm2，绕Y、Z轴的转动惯量IYY=IZZ=21 000 kg∙mm2，发动

图1　压缩机支架

机悬置三个方向的刚度用三个方向的弹簧来代替，悬置的刚度ky=450 N/mm，kx=kz=450 N/mm，发动机通过6个螺栓固定在压缩机上。

图2　压缩机支架有限元分析模型

有限元边界条件为6个螺栓孔采用完全固定的方式，采用六面体占优的划分方法，采用solid 185单元，划分数量78 171，节点数量85 322，求出前6阶固有频率如表1，可以看前2阶固有频率不高，第1阶振型如图3，主要为Z方向的振动。

表 1压缩机支架固有频率

图3　1阶振型

2　新车支架加速度有效值分析

为研究压缩机支架在运行过程中的加速度状态，将两个加速度传感器放置在图2中的A、B两点，其中A点代表压缩机支架的振动状态，B点代表发动机的振动状态，测试工况为发动机从怠速逐渐加速到最高转速的过程，信号的采样频率为2 560 Hz，每隔一秒进行一次有效值统计，整个升速过程在65秒左右。

图4、图5为新车测试结果，在Y、Z方向压缩机的振动比发动机大，基本上是发动机支架位置振动有效值的1.5倍左右，在最高档时A点的加速度有效值已经超过3个g，在冲击条件下压缩机及支架的工作状态将极为恶劣。

图4　新车压缩机加支架B点加速度有效值

图5　新车压缩机加支架A点加速度有效值

B点的振动有效值随着转速上升均匀增大，A点的振动有效值随着转速上升较快，并且存在剧烈波动，从振动的角度看结构可能出现了谐振现象，因此，需要对结构振动特征进行频谱分析。

3　支架运行模态参数识别

3.1新车支架运行模态参数识别

测试压缩机支架实际的固有频率可以采用各种模态实验，比如利用力锤或电磁激振器，但在实际当中，有时候锤击法或激振器法并不理想，例如，动力总成质量太大，动力总成的空间狭小无法找到合适的锤击点等。文中采用了运行状态下的参数识别方法，原理上与阶比分析方法类似，因为并不考察回转基频及其倍频在升速下的关系，所以无需进行转速跟踪，采用等时基采样，运用加速度幅值，对模态频率进行大致估计［3］。具体分析步骤如下：

（1）将发动机从怠速匀速升到最高，测试A点的振动加速度时域信号，采样频率2 560 Hz。

（2）对信号进行STFT变换，求出功率谱，变换窗口长度为5 120点，数据重叠率为75%，绘制功率谱瀑布图。

（3）在功率谱瀑布图中，各阶模态频率处会出现极大值，因此可以通过极值搜索的方法得到各阶模态频率。

在信号计算中采用了短时傅里叶变换-STFT［4］，其定义如式（1）所示。

式中∗代表复数共轭，γ（τ）为一时间宽度很小的时窗。STFT的时间-频率能量分布（瞬时功率谱）SPEC定义为STFT（t，f）模的平方即

图6为新车A点在升速过程中Z方向的功率谱瀑布图，横坐标为频率，纵坐标为时间，高度方向为幅值，可以看出，最左边的谱线为发动机点火激励，随转速上升振动的幅值逐步增大，而右侧出现岛状谱线即说明结构存在谐振现象［5］，图7为图6的等高线图，可以看出存在两个明显的谐振频率，分别为f1=118.5 Hz，f2=147.5 Hz，其实还存在更高阶的固有频率但是受到信噪比的限制难以准确识别。

图6　新车A点Z方向功率谱瀑布图

图7　新车A点Z方向功率谱瀑布图

利用有限元分析方法及运行状态下参数识别的方法对支架固有频率的识别对比如表2所示。

表2　两种方法计算的固有频率对比

从表2可以看出两种方法计算结果差距不大，有限元仿真值前2阶偏大也是正常的，因为支架上6个螺栓孔采用全部固定的理想边界条件，并且忽略了压缩机皮带及发动机质量的影响，因而有限元的计算结果是偏大的。

3.2旧车支架运行参数识别

通过对现场某台经过强化实验的车进行测试，压缩机支架A点的振动瀑布图如图8所示。

图8　旧车A点Z方向功率谱瀑布图

从图8可以看出，支架固有频率随着车辆的使用发生降低，通过检查右后支架6个螺栓发现确实出现松动和滑移。

4　支架振动分析

发动机支架虽然作为一个连接发动机与转台及压缩机的连接部件，但就其自身结构来讲也是一个振动系统，发动机的振动通过支架传递到压缩机上［6-7］，故此系统为被动隔振系统，基础激励型的隔振系统频响曲线为

式中R——放大因子

ε——阻尼比

r——激励频率与固有频率的比值

压缩机支架与橡胶减震器及皮带相连，故假设支架结构的阻尼比ε=0.1，频响曲线见图9。

为避开发动机的激励频率，发动机支架的设计要求其固有频率尽量高，若激励频率接近结构固有频率便会产生谐振。图10为最高转速下发动机Z方向振动的加速度幅值谱，发动机为4缸4冲程，最高转速为2 382 r/min，点火激励的频率为79.4 Hz，2倍及3倍点火频率为158.8 Hz、238.2 Hz，可以看出支架前两阶固有频率落在了发动机点火频率的2倍频内，这是导致压缩机振动剧烈的主要原因，而根据图8，旧车1阶固有频率为92 Hz，计算可知92 Hz对应点火激励2倍频下发动机的转速为1 380 r/min，正好落在1 280 r/min～1 440 r/min故障转速区间内，这是导致异常振动的主要原因。现场对发生螺栓松动的旧车进行拧紧，振动故障排除。

图9　基础激励系统的隔振率

从图8也可算出新车在1 785 r/min时也存在共振，但是由于发动机转速高感觉不明显，而此转速为柴油机最常用转速，此转速又加速了结构动态性能的衰减。

5　结语

（1）有限元分析结果与运行状态下参数识别得到前两阶固有频率相差较小，能够满足工程应用要求，可为故障诊断和结构改进提供理论支持。

（2）结合发动机的激励谱和支架固有频率，分析得到结构产生异常振动的原因为支架运行中振动过大导致螺栓松动引起支架固有频率降低，点火2倍频激励激发了支架一阶固有频率的振动。

图10　发动机Z方向振动幅值谱

［1］朱继梅.非稳态振动信号分析［J］.振动与冲击，2000，19（2）.

［2］秦荣.基于振动分析的发动机故障诊断实用方法研究［D］.广州：华南理工大学，2011.

［3］钟秉林.机械故障诊断学［M］.北京：机械工业出版社，1997.

［4］郭瑜，秦树人.无转速计旋转机械升降速信号零相位阶比跟踪滤波［J］.机械工程学报，2004，40（3）.

［5］许本文，焦群英.机械振动与模态分析基础［M］.北京：机械工业出版社，1998.

［6］邱飞力，张立民，张卫华，等支架结构建模中设计参数的修正与优化［J］.噪声与振动控制，2014，34（1）：36-40.

［7］邱飞力，张立民，张卫华，等.基于响应面方法的支架结构模型修正研究［J］.噪声与振动控制，2014，34（3）：139-143.

Analysis of Vibration Fault of anAir-conditioner Compressor Bracket in a Roller

SU Jun-shou，GENG Yan-bo，ZHANG Zhan-wen

（Jiangsu Xuzhou Construction Machinery Research Institute，Xuzhou 221004，Jiangsu China）

To analyze the abnormal vibration fault of a roller at about 1350rpm speed，the finite element software is used to compute the natural frequency and vibration mode of each order of the compressor’s bracket.It is found that the main cause of the fault is the low natural frequencies of orders 1 and 2 of the compressor’s bracket.Through the analysis of the vibration waterfall diagrams of new and old compressor’s brackets，it is found that the abnormal vibration will cause bolt loose after some time operation of the compressor’s bracket which can lower the natural frequency.Combining with the engine vibration acceleration amplitude spectrum，it is found that the abnormal vibration is inspired by double frequency vibration during the engine ignition which stimulates the resonances of the compressor’s bracket.

vibration and wave；modal；waterfall diagram；spectrum；natural frequency

U463.1

ADOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.030

1006-1355（2016）04-0144-04

2015-12-06

苏俊收（1988-），男，山东省聊城市人，硕士生，主要研究方向为工程车辆振动与噪声分析。E-mail:sujunshou@163.com