空調(diào)管路系統(tǒng)振動建模與分析.pdf

1、空調(diào)系統(tǒng)振動和噪聲控制研究是當(dāng)前的一個重要課題,研究空調(diào)系統(tǒng)的振動和噪聲機理,了解其運行情況,對各零部件的疲勞和壽命進(jìn)行估計,對結(jié)構(gòu)和設(shè)計進(jìn)行修正等研究都需要對空調(diào)系統(tǒng)進(jìn)行振動建模.包括壓縮機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)室外機的主要部分,其振動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壓縮機和換熱器內(nèi)部的動力特性和熱質(zhì)交換進(jìn)行有效的數(shù)學(xué)建模,實驗?zāi)Ｐ统蔀橹饕芯糠椒?有效可行的空調(diào)管路系統(tǒng)振動

2、建模需要考慮半實驗半有限元分析模型.建立合適的半實驗?zāi)Ｐ托枰齻€條件:一是管路部分的精確有限元模型;二是準(zhǔn)確適合的實驗?zāi)Ｐ?可以通過實驗測試分析后得到;三是連接兩個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,但由于實驗?zāi)Ｐ偷淖杂啥炔煌陚湫院蛯嶒災(zāi)Ｐ痛嬖谡`差,其應(yīng)用于半實驗?zāi)Ｐ蜁r受到很大的限制.本文就是在這三個方面進(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)模具的特點知其長軸半徑保持為r,短軸半徑6變短.分析彎管圓周的收縮率后簡化橢圓周長公式,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)彎管的振動模態(tài)實驗,對彎管變形進(jìn)行了校驗,預(yù)先計算出不同型號的彎管的長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. 通過實驗和模擬指出,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)測試值。指出激勵力出現(xiàn)方向誤

5、差時會影響傳遞函數(shù)譜的質(zhì)量.實驗中傳感器的質(zhì)量會試驗結(jié)果,由此提出了一個原點傳遞函數(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式擬合頻率響應(yīng)函數(shù),采用實模態(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).由實驗結(jié)果來確定簡單管當(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.假定實驗結(jié)構(gòu)的阻尼為比例阻尼,測試得出了各部件在自

6、由邊界和安裝后的系統(tǒng)阻尼比,對實驗的阻尼比進(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. 由于激勵力的能量分布問題,對復(fù)雜結(jié)構(gòu)采用單點激勵無法得到全部整體模態(tài),需要采用多點激勵.由于管路系統(tǒng)是一個復(fù)雜的空間結(jié)構(gòu),實驗中對激勵點和測試點均進(jìn)行了優(yōu)化,根據(jù)最佳激勵點ODP和平均驅(qū)動自由度速度ADDOFV來確定最佳的激勵點和測試點.本文采

7、用了分區(qū)模態(tài)綜合法來綜合多個不同方向的單點激勵實驗得到整體模型模態(tài)實驗結(jié)果,結(jié)果得到更多的實驗?zāi)B(tài).對整機進(jìn)行實驗,得到整個管路系統(tǒng)的實驗?zāi)Ｐ?由實驗分析得到的模態(tài)參數(shù)和實際響應(yīng)來校驗整體半實驗?zāi)Ｐ秃推湔駝臃治鼋Y(jié)果.對管路系統(tǒng)各連接部分進(jìn)行實驗,得到管路系統(tǒng)基座的實驗?zāi)Ｐ陀糜谡w模型的建立. 半實驗?zāi)Ｐ托枰褜嶒災(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)綜合法建立半實驗?zāi)Ｐ痛嬖趦蓚€問題:模態(tài)振型矩陣自由度

8、空間不完備性和實驗?zāi)Ｐ痛嬖谡`差.根據(jù)傳遞函數(shù)矩陣的對稱性和秩一定的前提下,證明了在只有力激勵下只要得到位移和轉(zhuǎn)角響應(yīng),就可以得到整個系統(tǒng)的全自由度傳遞函數(shù)矩陣(包括力激勵和力矩激勵、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:測點之間的間距耐于不同的振型各有一個最優(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,可以對振型進(jìn)行空間的曲線擬合來減小邊界點位移誤差和轉(zhuǎn)角估算誤差,對實驗的要求就是測試盡量多的測點,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、激勵力存在和坐標(biāo)軸的夾角誤差以及實際結(jié)構(gòu)的非對稱性等因素的影響,方向誤差會影響數(shù)據(jù)的采集和分析結(jié)果.定義一個相對振幅參數(shù)R<,v>,意義為某一階模態(tài)的非主振動方向的運動相對于主振動方向運動的比重,如果R<,v><20﹪,可以認(rèn)為副振動方向

10、的振動是由實驗誤差所致,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)振型的知識可以對模態(tài)振型進(jìn)行修正,這就是模態(tài)振型二次校正,它把實驗測試和估算值同預(yù)先知道的知識和經(jīng)驗結(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驗?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)的半實驗半有限元振動模型.模型的振動分析結(jié)果和實驗結(jié)相比較,結(jié)果顯示該振動模型可以很好地描述實際的振動情況,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)的強迫位移載荷和管內(nèi)流體激勵載荷,在壓縮機的排吸氣管口強迫位移振幅一定和管內(nèi)流體壓力脈動振幅一定的情況下,對管路系統(tǒng)施加這兩種載荷并進(jìn)行振動響應(yīng)分析,分析結(jié)果顯示管內(nèi)流體激勵載荷是管路系統(tǒng)的振動幅值變大.以管路系統(tǒng)的振動速度響應(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)室外機的噪聲控制研究.在點45增加質(zhì)量塊后重新進(jìn)行振動響應(yīng)分析,對比前后的分析結(jié)果發(fā)現(xiàn)增加質(zhì)量塊