发动机空调压缩机支架改进

董红亮

潍柴动力股份有限公司 山东潍坊 261061

1 空调压缩机支架的两种结构

1.1 “固定支架调节架”结构

“固定托架的空调压缩机支架调整框架”结构通常是安装在引擎，纵向和横向运动的调整框架调整固定支架的长孔，从而调整驱动带的紧张该支架的优点是胶带张力大，且空调压缩机的位置始终处于水平状态。缺点是成本较高，结构复杂，占用空间较大，调节带松紧笨重，不方便使用、检查和修复。

1.2 可旋转支架结构

可旋转支架，用于安装在加载器上。与“固定支架调整架”结构相比，可旋转支架结构简单，驱动带驱动力调整方便，占用空间小[1]。

2 空调压缩机支架结构改进及优化分析

2.1 压缩机及支架避频设计

压缩机支架的避振是目前设计的主要方法，发动机频率公式为：F=[（n×Z/2）×i]/60

其中n-发动机转速，Z-发动机汽缸数，i-谐波次数

例如，发动机转速范围（750-5500）r/min，4缸发动机。发动机基本频率范围：（25- 200）Hz。为有效避免压缩机频率和支架模态频率f≥1.414×f，压缩机和支架频率均大于283Hz能有效避免频率。

对于某型号，在3档全油门工况下，噪音峰值为3200rpm。在分析了213Hz发动机的四阶频率后，对206Hz时的压气机支架模态频率进行了测试，没有有效地避免压气机支架频率和发动机激励频率。对压缩机支架进行了优化设计。

优化的主要解决方案是在原有的压气机支架上增加一个定点升降压气机模态。

通过分析，将压气机支架模态与原模态进行了改进，压气机支架模态由216Hz提高到267Hz。（由于发动机安装点的限制，压缩机支架不能提升到>280Hz）。试验支架半约束模式（无空压机安装），空压机附件系统结构模态

与原支架系统相比，全新支架系统的谐振频率稍有提升，但是效果绝不显著。全新旧支架系统的结构号召于（200-250）Hz。新型支架系统（242Hz）的结构响应会对于噪声性能造成好转冲击，这和车辆噪声测试结果相同，减少了驾驶室噪声。

2.2 空调管路对压缩机及支架的减振

压缩机以及支架透过几条传送路径传至车身，一条压缩机以及支架→发动机悬置→车身→振荡、噪声，另一条，压缩机以及支架→管路固定点→车身→振荡、噪声，压缩机以及支架→管路→收缩阀→HVAC→振荡、噪声。透过对于传动路径的分析推断，冲击压气机以及支架振荡的因素包含发动机悬吊、空调管路隔振、空调管路于传动路径之上的减振。对于上述问题，空调管路优化方案为：

收缩阀出口邻近的空调硬管部分变成软管部分，传输机座的振动传送遭管道衰减。透过对于空调管路的优化，使3200rpm四阶频率明显降低，客观评价符合要求。

2.3 压缩机-支架-压缩机匹配优化

通过以上两项措施，压缩机和托架系统造成的共振基本上获得了克服，但是并且没从根本上克服。去除压气机支架可克服压气机支架自源头造成的谐振。与此同时，因为没单独的压气机支架，减少了成本。无对于整车展开了振动、噪声与舒适性试验。测试压缩机加装于整车之上，模式为330Hz>280Hz，符合整车对于压缩机以及支架系统的模态要求。于同一车型之上，替换、改进左右零件，并且展开3速全油门加快测试。

①噪声对照：优化之后的压缩机以及铝制油底壳之后，3WOT工况，相对原车型设计，全台转速之内亦暴雨（2-4）dB（A），3200转峰值处上升6dB左右，汽车的振动、噪声和舒适性提升效果显著；②振荡号召对照：优化之后设计师于3200转振动峰值消亡[2]。

图1 优化前后瀑布图对比

通过图1的瀑布图可以更直观地看到。速全油门加快工况，改进设计，222HZ、665HZ、753HZ共振带全部消亡，汽车的振动、噪声与舒适性音质显著提升。透过对于该方案的优化设计，从根本上彻底解决了压缩机与支架系统予整车造成的振动问题。除此之外，去除了压气机支架，使用定位孔，增加了支架装配误差导致的误差，减少了皮带非常噪声的风险，减少了整车于成本方面的成本，获得了不错的经济效益。

3 压缩机支架建模、模态仿真分析

3.1 有限元模型建立

根据CAD模型，透过Hyperworks软件对于原空调压气机支架系统展开CAE分析，使用一阶模态防止了共振问题，对于压气机支架系统的减振起到了关键作用。于Hyperworks之中，透过网格细分、表述材料特性与组件间的连接建立有限元模型。模型对象是汽车空调压缩机支架系统。把压缩机支架模型引入超网格软件，使用四面体单元展开网格细分。借以提升测量精度，考量到模型的整体尺寸，把网格尺寸设立作为3mm。单元总数作为37，393，节点总数为10687。细分糟糕的网格经过检验之后，整体jacobian作为0.75，整体warpage作为15，最为小vol-skew为0.91，最为小尺寸作为7mm，符合网格质量要求。

3.2 压缩机支架模态仿真分析

利用Hyper works- Opti struct软件对于所建立的支撑系统有限元模型展开模态分析。这里，借以和模态试验展开比较，只取了模态比较高的后几个固有频率。早期状态螺栓总成的一阶模态有限元计算结果如图7所示。

图2 原状态空调压缩机支架前2阶固有频率及振型

从图2的仿真结果可以看出，压气机支架系统的一阶固有频率为130Hz，于126Hz的频率响应试验下略低于整车固有频率。这是因为模态阻尼对于整车试验的影响；二阶模态支架总成具备显著的y向弯曲倾向，这也许是因为其y往刚度缺乏导致的。除此之外，试验与模拟结果的一阶固有频率皆大于3%，更进一步证明了调试工况之下空调的压缩性能。如果机器运行时，因为压缩机支承系统的低阶固有频率这么高，难以和发动机的高阶鼓舞造成共振，导致车之内噪声。改由机器造成的辐射噪声会减少车辆的振动、噪声与舒适性[3]。

4 结语

本文对于空调压缩机以及支架对于整车的影响展开了系统测试研究：（1）对压缩机螺栓单独的系统，压缩机和支架模态频率>283Hz可构建避频设计；（2）模态达绝不到设计要求的压缩机与支架，减少了和空调管路的隔振，减振角度增大了谐振频率。（3）中止单独的压气机支架方案，可自源头之上去除因为压气机螺栓引发的谐振频率、安装精度与部件。该结构具备显著的成本优势，具备不错的借鉴与推广效果。