流體引起的空調(diào)管路振動(dòng)分析與實(shí)驗(yàn)研究

譚博歡, 舒 寶, 李 冬, 柳小勤, 伍 星

(1.昆明理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院振動(dòng)噪聲監(jiān)測(cè)與控制研究所,昆明 650500; 2.四川長(zhǎng)虹空調(diào)有限公司,四川 綿陽(yáng) 621000)

流體引起的空調(diào)管路振動(dòng)分析與實(shí)驗(yàn)研究

譚博歡1, 舒 寶2, 李 冬2, 柳小勤1, 伍 星1

(1.昆明理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院振動(dòng)噪聲監(jiān)測(cè)與控制研究所,昆明 650500; 2.四川長(zhǎng)虹空調(diào)有限公司,四川 綿陽(yáng) 621000)

結(jié)合流體動(dòng)力學(xué)和結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析了空調(diào)室外機(jī)管路系統(tǒng)由流體引起的振動(dòng)問(wèn)題。采用有限元方法建立了管路系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型，并通過(guò)模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。使用流體動(dòng)力學(xué)方法分析了管內(nèi)流場(chǎng)，獲得管道內(nèi)壁的表面壓力，并以壓力作為激勵(lì)，結(jié)合實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證后的管路動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了諧響應(yīng)分析。通過(guò)管路ODS(Operational Deflection Shapes)實(shí)驗(yàn)，驗(yàn)證了由流體引起的管路振動(dòng)分析方法的可靠性和有效性。研究表明：管路理論模態(tài)分析與實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本吻合，確保建立的動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，為后續(xù)分析的準(zhǔn)確度提供了基礎(chǔ)；管路振動(dòng)分析與ODS實(shí)驗(yàn)對(duì)比結(jié)果在低頻段理論與實(shí)驗(yàn)吻合較好，而在高頻段誤差較大。分析了誤差產(chǎn)生的原因，為后續(xù)研究指明了方向。

空調(diào);管道振動(dòng);模態(tài)分析;流體激勵(lì);ODS

隨著經(jīng)濟(jì)的發(fā)展和環(huán)境的影響，空調(diào)已成為生活中不可或缺的家用電器，同時(shí)其產(chǎn)品質(zhì)量的好壞也顯得尤為重要?？照{(diào)外機(jī)中的壓縮機(jī)是整個(gè)空調(diào)動(dòng)力源，而連接壓縮機(jī)的配管由于壓縮機(jī)的振動(dòng)傳遞與管內(nèi)流體的擾動(dòng)，容易產(chǎn)生劇烈振動(dòng)，使配管加速疲勞破壞，降低其使用壽命。所以對(duì)空調(diào)配管進(jìn)行振動(dòng)機(jī)理研究有著重大的意義和應(yīng)用價(jià)值。

管道系統(tǒng)的振動(dòng)研究,早期國(guó)外學(xué)者ASHLEY等[1]對(duì)阿拉伯半島輸油管道的振動(dòng)進(jìn)行研究，建立了輸流管道橫向振動(dòng)的運(yùn)動(dòng)微分方程。之后引起廣大學(xué)者的研究興趣，PAIDOUSSIS[2-4]對(duì)輸流管道的結(jié)構(gòu)與流體相互作用進(jìn)行了細(xì)致和系統(tǒng)的研究。HIRAHAYASHI等[5-6]研究管路振動(dòng)，并用壓縮機(jī)的振動(dòng)和氣流脈動(dòng)作為激勵(lì)源分析了管路系統(tǒng)的振動(dòng)情況，提出了計(jì)算振動(dòng)的影響系數(shù)。AHMADI等[7]對(duì)流體與管道流固耦合產(chǎn)生的流致管道振動(dòng)進(jìn)行了研究。國(guó)內(nèi)，在空調(diào)管路減振降噪方面也做了不少工作，段傳學(xué)[8]利用模態(tài)綜合法建立了精確的空調(diào)管路系統(tǒng)數(shù)值模型。郭亞娟[9]將近似模型的阻尼層優(yōu)化方法應(yīng)用到空調(diào)管路系統(tǒng)當(dāng)中，為空調(diào)系統(tǒng)的仿真提供了一種可行的方法。在管道流固耦合方面，王雯等[10]研究了調(diào)節(jié)閥-管道-流體系統(tǒng)流固耦合動(dòng)態(tài)特性研究，分析出了流體對(duì)其的影響。

空調(diào)外機(jī)連接壓縮機(jī)配管的振動(dòng)主要是因?yàn)椋孩賶嚎s機(jī)的動(dòng)力平衡性欠佳引起的自身振動(dòng)傳遞到配管；②壓縮機(jī)排氣和吸氣時(shí)流體在管道的轉(zhuǎn)彎、變截面、閥門等處產(chǎn)生壓力脈動(dòng)而引起振動(dòng)。第二種比較常見[11]?？照{(diào)外機(jī)配管具有直徑小、管壁薄、質(zhì)量輕以及支撐簡(jiǎn)單等特點(diǎn)，這些特點(diǎn)導(dǎo)致管道系統(tǒng)剛度小，質(zhì)量分布不均，固有頻率相對(duì)較低，這使得壓縮機(jī)排出的高壓高溫流體容易引發(fā)管道系統(tǒng)振動(dòng)甚至共振，產(chǎn)生劇烈的流固耦合振動(dòng)[12]。

本文以某款空調(diào)室外機(jī)管路系統(tǒng)為研究對(duì)象，結(jié)合結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)和流體動(dòng)力學(xué)對(duì)管路進(jìn)行研究，提出一種由流體引起的空調(diào)管路振動(dòng)分析方法，并用實(shí)驗(yàn)的方法驗(yàn)證其有效性。

1 管路模態(tài)分析與實(shí)驗(yàn)

為了探究由壓縮機(jī)排出的流體而引起的管路振動(dòng)響應(yīng)，首先要對(duì)管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，提取管路系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)。本文采用有限元方法對(duì)配管系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析，并進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。

圖1 空調(diào)管路系統(tǒng)有限元模型Fig.1 The finite element model of pipeline system

使用ANSYS軟件按照表1所示材料參數(shù)建立管路系統(tǒng)的有限元模型，如圖1所示。分析中，將低壓冷凝接管端、吸氣管低壓閥接管端加上固定約束，壓縮機(jī)低端施加平面固定約束，并使用空間疊代法對(duì)管系結(jié)構(gòu)進(jìn)行求解。由于配管結(jié)構(gòu)主要承受壓縮機(jī)低頻激勵(lì)，所以配管結(jié)構(gòu)低階的固有頻率及振型是主要關(guān)注對(duì)象。

表1 管系數(shù)值模型參數(shù)表

對(duì)管路系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)實(shí)驗(yàn)，通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方法提取系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)[13-15]，驗(yàn)證理論模態(tài)分析的準(zhǔn)確性。

配管試驗(yàn)?zāi)B(tài)分析應(yīng)用了LMS Test.lab模態(tài)測(cè)試軟件及LMS SCADAS305動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)。實(shí)驗(yàn)中，使用PCB沖擊力錘進(jìn)行錘擊激勵(lì)，并用壓電式加速度傳感器(PCB，333B30)測(cè)量配管結(jié)構(gòu)的振動(dòng)加速度信號(hào)。根據(jù)配管的實(shí)際工作狀態(tài)，振動(dòng)的主要方向是橫向(沿Y方向)和縱向(沿Z方向)，故進(jìn)行Y和Z兩個(gè)方向的實(shí)驗(yàn)。

表2 管路理論固有頻率與實(shí)驗(yàn)固有頻率

圖2 管路理論模態(tài)固有振型Fig.2 The natural vibration type of pipeline system in theoretical method

圖3 管路實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)固有振型Fig.3The natural vibration type of pipeline system in experimental methods

理論模態(tài)和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)固有頻率對(duì)比見表2，振型分別如圖2和圖3所示。從表2可知，管路系統(tǒng)由理論數(shù)值計(jì)算出來(lái)的和實(shí)驗(yàn)獲取的固有頻率和固有振型在低階頻率上基本吻合。并且，從理論模態(tài)分析得出的振型如圖2和實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析得出的固有振型圖3可以看出：同一階固有頻率的振動(dòng)運(yùn)動(dòng)形態(tài)(振型)基本一致。當(dāng)然，理論計(jì)算結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果之間存在誤差，前12階固有頻率最大絕對(duì)誤差6.01 Hz出現(xiàn)在第11階，最大相對(duì)誤差10.78%出現(xiàn)在第2階，但其絕對(duì)誤差僅有2.78 Hz。綜上所述，管路系統(tǒng)模態(tài)實(shí)驗(yàn)的理論值與實(shí)驗(yàn)值誤差較小，基本吻合，驗(yàn)證了管路動(dòng)力學(xué)模型的準(zhǔn)確性，為后續(xù)分析提供了基礎(chǔ)。

2 管路流體動(dòng)力學(xué)分析

空調(diào)工作中，受到壓縮機(jī)排至管內(nèi)的高溫高壓流體激勵(lì)，導(dǎo)致管路系統(tǒng)產(chǎn)生振動(dòng)，這涉及到流體與結(jié)構(gòu)的相互作用。因此，為了得到管道內(nèi)壁的具體壓力激勵(lì)，需進(jìn)行管路的流體動(dòng)力學(xué)分析。

2.1 管路結(jié)構(gòu)流體動(dòng)力學(xué)模型的建立

空調(diào)外機(jī)管路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，為了能使用計(jì)算機(jī)進(jìn)行數(shù)值計(jì)算分析，必須對(duì)管路結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化。四通閥是管路系統(tǒng)一個(gè)重要的元件，它的主要作用是轉(zhuǎn)換制熱和制冷兩種工況。根據(jù)空調(diào)制冷時(shí)的四通閥流向和結(jié)構(gòu)，經(jīng)簡(jiǎn)化后建立管路流體力學(xué)模型見圖4。流體模型中分為了兩部分：一部分為圖中的1號(hào)流路，流體從壓縮機(jī)排出口流入管路，從與室內(nèi)機(jī)蒸發(fā)器相連的管道流出；另一部分為圖中的2號(hào)流路，流體從與室外機(jī)冷凝器相連的管路流入，從壓縮機(jī)吸氣流出。兩部分模型可以同時(shí)進(jìn)行計(jì)算。

圖4 管路流體動(dòng)力學(xué)模型Fig.4 Fluid dynamics model of pipeline

2.2 邊界條件設(shè)置

模型1號(hào)流路入口與壓縮機(jī)的排氣口相連，壓縮機(jī)是以脈沖形式排出高壓氣體，故可假設(shè)壓縮機(jī)的排量符合正弦函數(shù)，表達(dá)式如下

(1)

式中：α為壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)角；A為流量最大值；k為整數(shù)。

根據(jù)壓縮機(jī)流量參數(shù)15.1 mL/rev，通過(guò)式(2)可得到峰值A(chǔ)=7.84×10-3kg，則1號(hào)流路入口邊界條件如圖5所示。

(2)

式中：Q為流量mL/rev。

圖5 排氣口的邊界條件Fig.5 Boundary conditions of exhaust port

1號(hào)流路出口與室內(nèi)機(jī)的蒸發(fā)器相連、2號(hào)流路入口與冷凝器相連、出口與壓縮機(jī)儲(chǔ)液罐相連，流速和壓力都較為平緩，所以都設(shè)為壓縮機(jī)的平均流量。

2.2 流場(chǎng)計(jì)算及結(jié)果

本分析以壓縮機(jī)工作頻率為80 Hz為例，建立好流體力學(xué)模型后導(dǎo)入CFX中，設(shè)置好兩個(gè)流路的邊界條件，并流態(tài)設(shè)為K-Epsilon湍流進(jìn)行穩(wěn)態(tài)分析。然后以穩(wěn)態(tài)分析結(jié)果作為初始條件進(jìn)行瞬態(tài)分析。瞬態(tài)分析中總分析時(shí)間為0.25 s，時(shí)間步長(zhǎng)設(shè)置為0.001 s，流態(tài)為Detached Eddy Simulation(DES)湍流模式。

經(jīng)過(guò)流體分析后得到了管壁壓力值也為瞬態(tài)值，提取0.159 s和0.245 s時(shí)刻的瞬時(shí)壓力分布如圖6(a)(b)所示。并選取模型上A、B兩點(diǎn)，查看整個(gè)0.25 s時(shí)間內(nèi)的壓力頻譜，如圖7(a)、(b)所示。

(a) 0.159 s瞬時(shí)壓力值 (b) 0.245 s瞬時(shí)壓力值圖6 壓力分布Fig.6pressure contours

圖7 管壁節(jié)點(diǎn)壓力值頻譜Fig.7 Pressure spectrum on node

從圖7(a)所示的壓力譜可知，1號(hào)流路管壁壓力值的基頻與壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)頻80 Hz一致，其它頻率峰值均對(duì)應(yīng)80 Hz的倍頻；而圖7(b)所示2號(hào)流路的壓力值能量相對(duì)較小，峰值較為平坦，且倍頻不突出，這是因?yàn)?號(hào)流路的邊界條均為恒定值。

3 流體激勵(lì)諧響應(yīng)分析

由流體力學(xué)計(jì)算得到管道內(nèi)壁壓力值作為激勵(lì)，結(jié)合通過(guò)模態(tài)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證過(guò)的動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行由管內(nèi)流體激勵(lì)的管路系統(tǒng)諧響應(yīng)分析。

管路流體分析得到瞬態(tài)壓力值后，將其保存為‘CGNS’格式，導(dǎo)入到LMS Virtual.lab軟件中作為激勵(lì)。另外，將模態(tài)分析方法建立的管路精確動(dòng)力學(xué)模型結(jié)果保存為‘rst’類型文件，導(dǎo)入LMS Virtual.lab軟件中。將頻域壓力數(shù)據(jù)映射到‘*.rst’網(wǎng)格上作為激勵(lì)，進(jìn)行諧響應(yīng)分析。分析中，激勵(lì)的最高頻率為500 Hz，故取分析頻率范圍為4～500 Hz，分析步長(zhǎng)2 Hz。經(jīng)過(guò)以上分析得到管路系統(tǒng)的振動(dòng)響應(yīng)。振動(dòng)響應(yīng)結(jié)果發(fā)現(xiàn)管路振動(dòng)在80 Hz和160 Hz振幅較大且主要沿Y方向，而在其他頻率點(diǎn)下振幅相對(duì)很小，故分別提取80 Hz和160 Hz的振動(dòng)響應(yīng)如圖8所示，并取圖8(a)中C點(diǎn)位置在整個(gè)頻率范圍內(nèi)沿Y方向的振動(dòng)位移幅值譜如圖9所示。

(a) 80 Hz下的振動(dòng)響應(yīng) (b) 160 Hz下的振動(dòng)響應(yīng)圖8 管路振動(dòng)響應(yīng)Fig.8 Vibration response of pipeline

圖9 C點(diǎn)Y方向的振動(dòng)位移幅值譜Fig.9 Displacement spectrum of C node in Y direction

從圖8可知，在80 Hz頻率下管路系統(tǒng)振動(dòng)主要集中在消音器與四通閥的連接管上，主要振動(dòng)方式為排氣管沿Y方向振動(dòng)和四通閥部件繞Z軸旋轉(zhuǎn)振動(dòng)；而在160 Hz頻率下管路系統(tǒng)主要集中在四通閥與冷凝器的連接管上，主要振動(dòng)方式為Y方向振動(dòng)和繞X軸旋轉(zhuǎn)振動(dòng)。

由圖9可知，C位置點(diǎn)的振動(dòng)僅體現(xiàn)在80 Hz及其倍頻程上。這是因?yàn)榱黧w分析得到的管壁流體壓力激勵(lì)源的基頻為80 Hz(即壓縮機(jī)的工作頻率)，所以管路的受迫振動(dòng)穩(wěn)態(tài)響應(yīng)也是以80 Hz為基頻。

以上通過(guò)以壓縮機(jī)工作頻率為80 Hz為例的流固耦合振動(dòng)分析，得出如下結(jié)論：

(1)通過(guò)對(duì)管路進(jìn)行流體分析能準(zhǔn)確的得到壁面壓力值，并且得到的壓力值與壓縮機(jī)的工作頻率一致。與此同時(shí)，也能得到由壓縮機(jī)流體引起的倍頻程，這在圖7中得到充分體現(xiàn)。

(2)在管路振動(dòng)分析中，使用了已經(jīng)用模態(tài)實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證過(guò)的管路精確學(xué)模型，具有準(zhǔn)確的動(dòng)態(tài)特性參數(shù)，這使得分析結(jié)果更為精確。

(3)通過(guò)流固耦合分析可得到管路由管內(nèi)流體引起的振動(dòng)響應(yīng)，為添加阻尼減振方案提供了依據(jù)。

4 空調(diào)管路工作變形實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

空調(diào)管路系統(tǒng)流固耦合振動(dòng)分析中是以壓縮機(jī)的工作頻率為80 Hz、制冷運(yùn)行工況為例，為了驗(yàn)證其分析方法的有效性和可行性還需進(jìn)行實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證。本文中采用工作變形(Operating Deflection Shapes，ODS)實(shí)驗(yàn)，同樣以壓縮機(jī)工作頻率為80 Hz為例，對(duì)空調(diào)管路流固耦合振動(dòng)分析方法進(jìn)行驗(yàn)證。

工作變形是指結(jié)構(gòu)在工作狀況下的振動(dòng)形變。一般地，ODS也被定義為機(jī)器在特定工況下，結(jié)構(gòu)在特定的時(shí)刻上或頻率上的振動(dòng)形態(tài)，也被普遍的理解為工況下結(jié)構(gòu)上兩點(diǎn)或幾點(diǎn)之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)。實(shí)質(zhì)上，ODS就是通過(guò)實(shí)驗(yàn)的方法測(cè)得結(jié)構(gòu)的振動(dòng)響應(yīng)，并生成直觀的振動(dòng)動(dòng)畫圖。所以，空調(diào)管路系統(tǒng)在壓縮機(jī)工作頻率為80 Hz和制冷運(yùn)行工況下的ODS實(shí)驗(yàn)與同工況下的理論分析得到的振動(dòng)響應(yīng)是相對(duì)應(yīng)的。而ODS實(shí)驗(yàn)結(jié)果更為接近真實(shí)值，因此將其應(yīng)用于理論振動(dòng)分析方法的驗(yàn)證。

4.1 管路工作變形實(shí)驗(yàn)

配管ODS實(shí)驗(yàn)使用了LMS Test.lab軟件及LMS SCADAS305動(dòng)態(tài)測(cè)試系統(tǒng)。與配管模態(tài)實(shí)驗(yàn)相類似，需建立管路實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ?，如圖10所示。實(shí)驗(yàn)中由于傳感器數(shù)量有限，使用7個(gè)加速度傳感器(PCB，333B30)分批次采集加速度數(shù)據(jù)，其中1個(gè)通道為參考點(diǎn)，另外6個(gè)為響應(yīng)點(diǎn)通道。將壓縮機(jī)工作頻率設(shè)置為80 Hz，測(cè)量時(shí)參考點(diǎn)的傳感器始終固定不動(dòng)，而采集響應(yīng)點(diǎn)的6個(gè)傳感器每次采集完6個(gè)測(cè)點(diǎn)后移動(dòng)到下6個(gè)測(cè)點(diǎn)上進(jìn)行采集，依次將所有測(cè)點(diǎn)加速度數(shù)據(jù)采集完成為止。按以上方法分別進(jìn)行Y方向和Z方向的ODS實(shí)驗(yàn)。實(shí)驗(yàn)中，管路測(cè)點(diǎn)的振動(dòng)都集中在80 Hz及其倍頻程上，故分別提取管路在80 Hz及其倍頻程160 Hz下的Y和Z方向ODS振型如圖11和12所示。

圖10 管路ODS實(shí)驗(yàn)?zāi)Ｐ虵ig.10 ODS experimental model of pipeline

圖11 80 Hz ODS響應(yīng)Fig.11 ODS response in 80 Hz

圖12 160 Hz ODS響應(yīng)Fig.12 ODS response in 160 Hz

4.2 管路振動(dòng)分析方法與ODS實(shí)驗(yàn)對(duì)比

根據(jù)管路振動(dòng)分析結(jié)果和管路ODS實(shí)驗(yàn)結(jié)果，分別在80 Hz和160 Hz頻率下對(duì)管路的振動(dòng)形態(tài)和管路振動(dòng)幅值兩方面進(jìn)行對(duì)比分析。

(1)振型對(duì)比分析

對(duì)于80 Hz的頻率下，圖8(a)和圖11分別理論計(jì)算和ODS實(shí)驗(yàn)得到的振動(dòng)響應(yīng)，兩者振動(dòng)都集中在消音器與四通閥的連接管上，主要振動(dòng)方式為排氣管沿Y方向振動(dòng)和四通閥部件繞X軸旋轉(zhuǎn)振動(dòng)，理論與實(shí)驗(yàn)基本吻合。對(duì)于160 Hz的頻率下，圖8(b)中計(jì)算得到的管路系統(tǒng)振動(dòng)主要集中在四通閥與冷凝器的連接管上；而ODS實(shí)驗(yàn)結(jié)果圖12中，管路振動(dòng)主要集中在吸氣管上，理論與實(shí)驗(yàn)不吻合。

圖13 管路上C、D節(jié)點(diǎn)Y方向振動(dòng)位移頻譜Fig.13 Displacement spectrum of C and D node in Y direction

頻率對(duì)比項(xiàng)目理論分析ODS實(shí)驗(yàn)對(duì)比誤差對(duì)比結(jié)果80Hz振動(dòng)振型消音器與四通閥的連接管消音器與四通閥的連接管—吻合振動(dòng)幅值2.031.4350.605吻合160Hz振動(dòng)振型四通閥與冷凝器的連接管吸氣管—不吻合振動(dòng)幅值2.1321.7440.388吻合

(2)幅值對(duì)比分析

分別選取圖8(a)和圖11(a)中C、D的振動(dòng)位移幅值譜進(jìn)行對(duì)比，其中C曲線為理論分析得到的結(jié)果，D曲線為實(shí)驗(yàn)分析得到的結(jié)果，如圖13所示。圖中可得，在80 Hz頻率下理論分析得到位移幅值2.03 mm，實(shí)驗(yàn)得到的位移幅值1.435 mm，理論與實(shí)驗(yàn)誤差0.605 mm。同理，160 Hz頻率下理論與實(shí)驗(yàn)誤差0.388 mm。

振動(dòng)振型與振動(dòng)幅值對(duì)比分析見表3。由表3可知，管路流固耦合振動(dòng)仿真分析與管路ODS實(shí)驗(yàn)在80 Hz頻率下的振型和振動(dòng)幅值基本一致，理論計(jì)算與實(shí)驗(yàn)基本吻合；但在160 Hz頻率下的振型理論計(jì)算出入較大。這是由很多原因所引起的，主要原因有以下幾點(diǎn)：

(1)建立的結(jié)構(gòu)有限元數(shù)值模型在100 Hz內(nèi)的低頻模態(tài)參數(shù)很精確，但是在100 Hz以上的中高頻段的模態(tài)參數(shù)與實(shí)際情況相差較大。而結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)有限元模型是結(jié)構(gòu)振動(dòng)分析中的基礎(chǔ)。

(2)本文中只考慮了流體引起的管路振動(dòng)，而忽略了壓縮機(jī)工作時(shí)的振動(dòng)傳遞。

(2)流體分析中的流體材料物理特性值是根據(jù)理論標(biāo)準(zhǔn)而設(shè)定，并沒有與實(shí)際參數(shù)進(jìn)行驗(yàn)證。

(3)在流體分析中，定義了許多假設(shè)條件，這些假設(shè)的合理性直接導(dǎo)致經(jīng)過(guò)流體分析而提取的壓力值的準(zhǔn)確性，最終影響振動(dòng)分析結(jié)果的準(zhǔn)確性。

5 結(jié) 論

本文結(jié)合結(jié)構(gòu)模態(tài)分析方法、流體動(dòng)力學(xué)方法及結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析方法建立了空調(diào)外機(jī)管路系統(tǒng)的流固耦合振動(dòng)分析方法，揭示了某空調(diào)管路流體激振的振動(dòng)形態(tài)。該方法通過(guò)模態(tài)分析驗(yàn)證了管路結(jié)構(gòu)模型的準(zhǔn)確性，并且結(jié)合流體動(dòng)力學(xué)分析得到了流體壓力激勵(lì)，提高了分析的準(zhǔn)確度。

通過(guò)管路結(jié)構(gòu)ODS實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證理論分析方法的可靠性。結(jié)果表明：在低頻段理論與實(shí)驗(yàn)基本吻合，高頻段出入較大，驗(yàn)證了本文分析方法在低頻段的有效性，為實(shí)際工程應(yīng)用提供了有效分析手段。同時(shí)，根據(jù)誤差原因?yàn)楹罄m(xù)分析指明了方向。

[ 1 ] ASHLEY H, HAVILAND G. Bending vibrations of a pipeline containing flowing fluid[J]. Journal of Applied Mechanics, 1950,17:229-232.

[ 2 ] PAIDOUSSIS M P. Flow-induced instabilities of cylindrical structures [J]. Applied Mechanics Reviews, 1987, 40:163-175.

[ 3 ] PAIDOUSSIS M P, LI G X. Pipes conveying fluid: a model dynamical problems[J]. Journal of Fluid and Structures, 1993,7:137-204.

[ 4 ] PAIDOUSSIS M P. Fluid-structure interactions[M]. Vol 1: Slender Structures and Axial Flow. San Diego, CA: Academic Press lnc，1998:196-275.

[ 5 ] HAIRAHAYASHI S，KAZUHIRO S． Measurement of vibration Energy-Flow in piping system of Air-Conditioner[R]. Technical Review-Mitsubishi Heavy Industries，1988，25(3).

[ 6 ] OKUTSU N，Study on the vibration and stress of copper tubes in refrigerators and air conditioners[J]. Transactions of the Japan Society of Mechanical Engineers，Part C，1997，63(611):2201-2205.

[ 7 ] AHMADI A, KERAMAT A. Investigation of fluid-structure interaction with various types of junction coupling[J]. Journal of Fluids and Structures,2010,26(7/8):1123-1141.

[ 8 ] 段傳學(xué). 空調(diào)管路系統(tǒng)振動(dòng)建模與分析[D]. 上海：上海交通大學(xué)，2006.

[ 9 ] 郭亞娟，孟光. 基于近似模型的空調(diào)配管阻尼層優(yōu)化設(shè)計(jì)[J].振動(dòng)與沖擊，2013,32(6):185-189. GUO Yajuan, MENG Guang. Optimization design of pipe’s damping layers in air conditioner based on approximation model[J]. Journal of Vibration and Shock,2013,32(6):185-189.

[10] 王雯，徐麗，傅衛(wèi)平，等. 調(diào)節(jié)閥-管道-流體系統(tǒng)流固耦合動(dòng)態(tài)特性研究[J]. 振動(dòng)與沖擊，2014,33(21):161-165. WANG Wen, XU Li, FU Weiping, et al. Dynamic characteristics of a control valve-pipeline-fluid system considering fluid-structure interaction[J]. Journal of Vibration and Shock,2014,33(21): 161-165.

[11] 薛瑋飛，張智，陳進(jìn)，等. 空調(diào)配管空間結(jié)構(gòu)的動(dòng)態(tài)仿真與優(yōu)化[J]. 機(jī)械強(qiáng)度，2011,33(2):170-174. XUE Weifei, ZHANG Zhi, CHEN Jin, et al. Dynamical simulation and optimum design used for air conditioner pipe[J]. Journal of Mechanical Strength,2011,33(2):170-174.

[12] 付永領(lǐng)，荊慧強(qiáng). 彎管轉(zhuǎn)角對(duì)液壓管道振動(dòng)特性影響分析[J]. 振動(dòng)與沖擊，2013,32(13)：165-169. FU Yongling, JING Huiqiang. Elbow angle effect on hydraulic pipeline vibration characteristics[J]. Journal of Vibration and Shock,2013,32(13):165-169.

[13] 巨麗 李永堂.對(duì)擊式液壓錘理論與實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2009,45(1)：273-276. JU Li, LI Yongtang. Theoretical and testing modal analysis of counterblow hydraulic hammer[J]. Journal of Mechanical Engineering,2009,45(1):273-276.

[14] SCHRAGE D S. Thermal modeling of NI-MH battery cells operating under transient orbital conditions[C]//Proceedings of the 26th Intersociety Energy Conversion Engineering Conference, August 4-9, 1997. Boston, MA: American Nuclear Society, 1991:21-44.

[15] PEETERS B, VAN DER AUWERAER H, GUILLAUME P, et al. The PolyMAX frequency-domain method: a new standard for modal parameter estimation[J]. Shock and Vibration, 2004, 11:395-409.

Analysis and test for fluid flow induced vibration of air conditioner pipes

TAN Bohuan1, SHU Bao2, LI Dong2, LIU Xiaoqin1, WU Xing1

(1. Institute of Monitoring & Control of Vibration & Noise, College of Mechatronic Engineering, Kunming University of Science and Technology, Kunming 650500, China;2. Sichuan Changhong Air Conditioning Co., Ltd, Mianyang 621000, China)

Pipes connecting compressor and heat exchange coils play an important role in noise and vibration control of air conditioners. The vibration of pipes caused by fluid flow was analyzed with fluid dynamics and structural dynamics. The accurate FE dynamic model of the pipe system was established and the correctness of the FE model was verified using modal analysis and tests. The pressures on the pipe surface were obtained with the fluid dynamic analysis. The excitations (the pressures) were combined with the FE model verified with tests to analyze harmonic vibration responses of the pipes. Then, the pipes’ operational deflection shapes (ODS) test was performed to verify the reliability and effectiveness of the analysis method for fluid flow induced vibration of pipes of air conditioner. The results showed that the results of the pipe system’s theoretical modal analysis agree well with those of tests to ensure the correctness of the FE dynamic model and to lay a foundation for further analysis; the theoretical analysis results of the pipe system vibration agree better with the results of its ODS test in lower frequency range, but there are larger errors in higher frequency range. The reasons to cause errors were analyzed, they provided a reference for further study.

air conditioning; pipe vibration; modal analysis; flow excitation; ODS

國(guó)家自然科學(xué)基金地區(qū)基金(51465022)

2015-09-01 修改稿收到日期：2015-11-23

譚博歡 男，碩士生，1989年生

柳小勤 男，博士,副教授，1981年生

TB

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.01.038