空調(diào)管路系統(tǒng)振動(dòng)建模與分析.pdf

1、空調(diào)系統(tǒng)振動(dòng)和噪聲控制研究是當(dāng)前的一個(gè)重要課題,研究空調(diào)系統(tǒng)的振動(dòng)和噪聲機(jī)理,了解其運(yùn)行情況,對(duì)各零部件的疲勞和壽命進(jìn)行估計(jì),對(duì)結(jié)構(gòu)和設(shè)計(jì)進(jìn)行修正等研究都需要對(duì)空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行振動(dòng)建模.包括壓縮機(jī)和換熱器等主要部件在內(nèi)的空調(diào)管路系統(tǒng)是空調(diào)系統(tǒng)室外機(jī)的主要部分,其振動(dòng)建模具有極大的科研和工程意義. 現(xiàn)有的研究手段和方法還無法對(duì)壓縮機(jī)和換熱器內(nèi)部的動(dòng)力特性和熱質(zhì)交換進(jìn)行有效的數(shù)學(xué)建模,實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ统蔀橹饕芯糠椒?有效可行的空調(diào)管路系統(tǒng)振動(dòng)

2、建模需要考慮半實(shí)驗(yàn)半有限元分析模型.建立合適的半實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ托枰齻€(gè)條件:一是管路部分的精確有限元模型;二是準(zhǔn)確適合的實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?可以通過實(shí)驗(yàn)測(cè)試分析后得到;三是連接兩個(gè)不同類型模型的有效方法.模態(tài)綜合法可以連接這兩種模型,但由于實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ偷淖杂啥炔煌陚湫院蛯?shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ痛嬖谡`差,其應(yīng)用于半實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ蜁r(shí)受到很大的限制.本文就是在這三個(gè)方面進(jìn)行研究,解決了以上的問題,建立了整體管路系統(tǒng)的振動(dòng)模型. 考慮到管路系統(tǒng)中的彎管部分由于加工過程中的塑性變

3、形影響,其結(jié)構(gòu)幾何尺寸和物性會(huì)發(fā)生了變化,影響了管路系統(tǒng)模型的精度.在塑性變形理論、應(yīng)力和應(yīng)變關(guān)系分析的基礎(chǔ)上,根據(jù)管路壁厚遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于其截面半徑的基礎(chǔ)上而忽略了壁厚方向的應(yīng)力,取塑性材料的泊松比為0.5,推導(dǎo)出了彎管的壁厚變化公式和截面的變形公式.壁厚變化和彎管的彎曲半R、管路截面名義半徑r相關(guān),并沿截面周向變化.彎管的截面變形為橢圓,根據(jù)模具的特點(diǎn)知其長(zhǎng)軸半徑保持為r,短軸半徑6變短.分析彎管圓周的收縮率后簡(jiǎn)化橢圓周長(zhǎng)公式,得出短軸半徑

4、6的表達(dá)公式.可見短軸半徑6和R、與r相關(guān). 根據(jù)彎管的振動(dòng)模態(tài)實(shí)驗(yàn),對(duì)彎管變形進(jìn)行了校驗(yàn),預(yù)先計(jì)算出不同型號(hào)的彎管的長(zhǎng)短軸半徑以便于管路的有限元模型建立.管路的示例表明考慮彎管變形公式使彎管部分有限元模型的剛度分布更趨于合理,精度比未考慮的模型大大提高. 通過實(shí)驗(yàn)和模擬指出,如果自由邊界的吊繩彈性較大(剛度非常小)而不影響第1階模態(tài)的話可以忽略吊繩的影響.如果剛度較大,則主要影響第1階的模態(tài)測(cè)試值。指出激勵(lì)力出現(xiàn)方向誤

5、差時(shí)會(huì)影響傳遞函數(shù)譜的質(zhì)量.實(shí)驗(yàn)中傳感器的質(zhì)量會(huì)試驗(yàn)結(jié)果,由此提出了一個(gè)原點(diǎn)傳遞函數(shù)處理公式來消除傳感器質(zhì)量的影響. 采用切比雪夫正交多項(xiàng)式擬合頻率響應(yīng)函數(shù),采用實(shí)模態(tài)分析最小誤差方法估算出模態(tài)頻率、模態(tài)質(zhì)量、模態(tài)剛度、阻尼比矩陣和模態(tài)振型等參數(shù).由實(shí)驗(yàn)結(jié)果來確定簡(jiǎn)單管當(dāng)量彈性模量,發(fā)現(xiàn)當(dāng)量彈性模量和管路直徑成正比,原因在于小徑的管由大徑的管拉伸而成,拉伸后退火引起彈性模量變小.假定實(shí)驗(yàn)結(jié)構(gòu)的阻尼為比例阻尼,測(cè)試得出了各部件在自

6、由邊界和安裝后的系統(tǒng)阻尼比,對(duì)實(shí)驗(yàn)的阻尼比進(jìn)行數(shù)據(jù)擬合,根據(jù)最小二乘法得到阻尼比隨頻率的變化曲線:對(duì)比安裝前后的阻尼比變化,可見安裝后的管路組件阻尼比增加,且低頻變化較大而高頻變化較小. 由于激勵(lì)力的能量分布問題,對(duì)復(fù)雜結(jié)構(gòu)采用單點(diǎn)激勵(lì)無法得到全部整體模態(tài),需要采用多點(diǎn)激勵(lì).由于管路系統(tǒng)是一個(gè)復(fù)雜的空間結(jié)構(gòu),實(shí)驗(yàn)中對(duì)激勵(lì)點(diǎn)和測(cè)試點(diǎn)均進(jìn)行了優(yōu)化,根據(jù)最佳激勵(lì)點(diǎn)ODP和平均驅(qū)動(dòng)自由度速度ADDOFV來確定最佳的激勵(lì)點(diǎn)和測(cè)試點(diǎn).本文采

7、用了分區(qū)模態(tài)綜合法來綜合多個(gè)不同方向的單點(diǎn)激勵(lì)實(shí)驗(yàn)得到整體模型模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果,結(jié)果得到更多的實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài).對(duì)整機(jī)進(jìn)行實(shí)驗(yàn),得到整個(gè)管路系統(tǒng)的實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?由實(shí)驗(yàn)分析得到的模態(tài)參數(shù)和實(shí)際響應(yīng)來校驗(yàn)整體半實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ秃推湔駝?dòng)分析結(jié)果.對(duì)管路系統(tǒng)各連接部分進(jìn)行實(shí)驗(yàn),得到管路系統(tǒng)基座的實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ陀糜谡w模型的建立. 半實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ托枰褜?shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ秃陀邢拊Ｐ瓦M(jìn)行結(jié)合,而模態(tài)綜合法則是一種行之有效的方法.模態(tài)綜合法建立半實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ痛嬖趦蓚€(gè)問題:模態(tài)振型矩陣自由度

8、空間不完備性和實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ痛嬖谡`差.根據(jù)傳遞函數(shù)矩陣的對(duì)稱性和秩一定的前提下,證明了在只有力激勵(lì)下只要得到位移和轉(zhuǎn)角響應(yīng),就可以得到整個(gè)系統(tǒng)的全自由度傳遞函數(shù)矩陣(包括力激勵(lì)和力矩激勵(lì)、位移響應(yīng)和轉(zhuǎn)角響應(yīng)之間的傳遞函數(shù)矩陣),根據(jù)傳感器的空間布置可以由位移響應(yīng)間接估算轉(zhuǎn)角響應(yīng),由此解決了模態(tài)振型矩陣自由度空間不完備性問題. 由轉(zhuǎn)角估算的差分表達(dá)式,分析系統(tǒng)誤差和舍入誤差的影響知:測(cè)點(diǎn)之間的間距耐于不同的振型各有一個(gè)最優(yōu)值.解決方案就

9、是在振型二階連續(xù)和邊界條件已知的前提下,可以對(duì)振型進(jìn)行空間的曲線擬合來減小邊界點(diǎn)位移誤差和轉(zhuǎn)角估算誤差,對(duì)實(shí)驗(yàn)的要求就是測(cè)試盡量多的測(cè)點(diǎn),通過分析來確定合適的d.由于傳感器方向和坐標(biāo)軸之間存在夾角誤差、激勵(lì)力存在和坐標(biāo)軸的夾角誤差以及實(shí)際結(jié)構(gòu)的非對(duì)稱性等因素的影響,方向誤差會(huì)影響數(shù)據(jù)的采集和分析結(jié)果.定義一個(gè)相對(duì)振幅參數(shù)R<,v>,意義為某一階模態(tài)的非主振動(dòng)方向的運(yùn)動(dòng)相對(duì)于主振動(dòng)方向運(yùn)動(dòng)的比重,如果R<,v><20﹪,可以認(rèn)為副振動(dòng)方向

10、的振動(dòng)是由實(shí)驗(yàn)誤差所致,其相應(yīng)的轉(zhuǎn)角則被忽略.通過預(yù)先知道的關(guān)于模態(tài)振型的知識(shí)可以對(duì)模態(tài)振型進(jìn)行修正,這就是模態(tài)振型二次校正,它把實(shí)驗(yàn)測(cè)試和估算值同預(yù)先知道的知識(shí)和經(jīng)驗(yàn)結(jié)合起來,減小了轉(zhuǎn)角的估算誤差. 得到精確有限元管路模型和基座的實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ秃?通過轉(zhuǎn)角估算模態(tài)綜合法建立了空調(diào)管路系統(tǒng)的半實(shí)驗(yàn)半有限元振動(dòng)模型.模型的振動(dòng)分析結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)相比較,結(jié)果顯示該振動(dòng)模型可以很好地描述實(shí)際的振動(dòng)情況,清楚地區(qū)分即使非常接近的模態(tài).分析了管路

11、系統(tǒng)的強(qiáng)迫位移載荷和管內(nèi)流體激勵(lì)載荷,在壓縮機(jī)的排吸氣管口強(qiáng)迫位移振幅一定和管內(nèi)流體壓力脈動(dòng)振幅一定的情況下,對(duì)管路系統(tǒng)施加這兩種載荷并進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析,分析結(jié)果顯示管內(nèi)流體激勵(lì)載荷是管路系統(tǒng)的振動(dòng)幅值變大.以管路系統(tǒng)的振動(dòng)速度響應(yīng)為邊界,建立管路系統(tǒng)的輻射噪聲邊界元(BEM)模型,分析后得到前面板側(cè)面板上的聲壓分布和聲壓頻譜,有助于空調(diào)系統(tǒng)室外機(jī)的噪聲控制研究.在點(diǎn)45增加質(zhì)量塊后重新進(jìn)行振動(dòng)響應(yīng)分析,對(duì)比前后的分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)增加質(zhì)量塊