車用空調鼓風機減振結構的性能對比分析＊

任金波 張翔

（福建農林大學，福州 350002）

車用空調鼓風機減振結構的性能對比分析＊

任金波 張翔

（福建農林大學，福州 350002）

介紹了車用空調鼓風機的結構和振動原因，并對圓環減振墊、兩級夾心式減振套和梅花形6孔減振墊3種不同減振結構的鼓風機進行振動測試和對比分析。結果表明，鼓風機在采用圓環減振墊和梅花形6孔減振墊結構時，減振效果不明顯，兩級夾心式減振結構在徑向和軸向上的減振效果最優。

1 前言

鼓風機是汽車空調系統的主要耗能部件之一，其中大量裝車使用的有刷電機工作效率約65%[1]，而直流無刷電機的工作使用壽命長，且工作效率可達75%以上，其能保證在空調制冷量不減小的情況下，降低空調系統的能耗，不僅節油，而且有利于緩解中小型車輛因空調系統耗能而導致汽車動力性能不足及安裝多個空調鼓風機而造成電能供需的矛盾問題[2]。因此，車用空調鼓風機采用直流無刷電機驅動將成為必然。

課題組與某公司已合作研發出國內首批擁有自主知識產權的車用空調鼓風機試驗樣機，并裝配在某B級車型的樣車上進行各項路試。為解決產品產業化的部分關鍵技術問題，需根據現有產品的技術特點及該汽車制定的產品標準和試驗要求，通過優化機械減振結構，提高各零部件的制造工藝水平，合理分配各零部件的制造精度等方法，達到降低振動與噪聲、提高產品機械性能、確保試驗樣機產品化后的品質與成品合格率的目的。

2 風機總體結構

圖1為車用空調鼓風機樣機實物與二維裝配圖。可以看出，鼓風機主要由外轉子葉輪、減振結構、法蘭盤底座、直流無刷電機等組成。轉子結構中，風輪與轉子不是獨立的兩個零件，而是將電機外轉子的磁軛簡化為一個簡單的套筒，然后以緊配合的方式壓入風輪，共同形成整體式的電機外轉子風輪[1]。由圖1b知，鼓風機采用兩級夾心式減振套結構方案，包含有第1、第2兩級減振套。當采用圓環減振墊結構和梅花形6孔減振墊結構時，安裝位置位于編號9處，通過線架與底座連接。

圖1 車用空調鼓風機

3 振動原因

文獻[1]和[2]已對風機進行了前期振動測試試驗和減振技術研究，并得出結論：轉子系統質量不平衡、直流無刷電機的換相和齒槽脈動為影響鼓風機振動的兩大主要因素。為進一步深入研究，將車用空調鼓風機置于振動測試臺進行振動試驗，數據經采集分析后得到風機在2 500 r/min下的功率譜圖，如圖2所示。可知，風機的徑向振動在41 Hz處幅值較大，其它分量處基本無振動能量，該處主要由轉子質量不平衡引起的，其振動的頻率位于風機轉子工作頻率1倍頻分量處；軸向振動在41 Hz和500 Hz處存在較大的幅值，其它分量處的振動能量較小，軸向振動主要是由轉子質量不平衡和電機換相和齒槽脈動引起的，其中轉子質量不平衡振動的頻率仍位于1倍頻分量處，電機換相和齒槽脈動振動的頻率位于12倍頻分量處。

圖2 風機振動功率譜（2 500 r/min）

4 3種減振結構設計

4.1 減振原理

減小風機振動的理論方法有3種：一是減小激振力，找到引起鼓風機振動的各種激振源，消除或減弱，振動水平自然也隨之改善；二是隔振，即在風機內部結構中增加隔振元件，實現減少或隔離振動中能量的傳遞，從而減小振動；三是吸振，即在風機某一受控對象上附加一個子系統從而控制某些頻率的振動。

考慮車用空調鼓風機的結構，可將減振結構簡化等效為一等效阻尼和彈簧系統，將外轉子風輪等等效為一總體質量，則在激振源的作用下，風扇振動可簡化為一質量彈簧阻尼組成的單自由度受迫振動。單自由度體系的振幅和相位為：

式中，F0為干擾力F（t）＝F0cosω0t中的力幅；k和δ為剛度和阻尼系數；ω0為干擾力的圓頻率(或稱角頻率)；ω為結構的自振圓頻率。

當ω＝ω0時，振動加大，系統發生共振；當ω＜ω0/2時,振動大大減少。隔振就是應用這一基本原理來達到減小振動的目的。

因為風機大部分零件為塑料件，且在蝸殼中運轉，結合試驗用樣機的結構特點，主要采用改進風機減振結構的方式從而改變頻率來減小風機振動。對車用空調鼓風機進行減振結構設計時，主要考慮減振結構型式、減振材料特性等因素，并根據風機的結構特點和安裝工藝，按照經濟有效的原則，擬采用3種減振控制方案進行對比分析。

4.2 減振墊材料

車用減振降噪材料一般需要滿足以下幾個特點：材質輕，穩定性和可靠性高，不易損壞、不易老化變質、耐候性好，易加工，壽命長。選用車用空調鼓風機的減振材料時，需從多方面綜合考慮。表1列出了車用空調鼓風機中幾種常見的減振材料及其性價比。

表1 車用空調鼓風機減振材料[1]

考慮各種性能參數和經濟條件，減振墊片的材料最終確定采用TPV材料（邵氏硬度A95）。

4.3 凸臺狀圓環減振墊結構

凸臺狀圓環減振結構中，減振墊片采用階梯式凸臺圓環形上下減振形式，如圖3所示。圖3a為上減振墊片的結構型式，圓形墊片上設有6個均勻分布的小凸臺，凸臺中心孔與直流無刷電機線架連接；圖3b為下減振墊片結構型式，其上有6個均勻分布的雙層階梯狀小凸臺，凸臺中心孔固裝在法蘭盤底座的支柱上。

圖3 圓環減振墊片結構

4.4 兩級夾心式減振套結構

兩級夾心式減振結構通過在固定位置加入彈性減振套，然后以螺釘緊固和預緊的方式實現，結構和工藝簡單可靠。第1級減振采用3個夾心式減振套，結構如圖4a所示，其內中心孔與直流無刷電機的下線架相配合，外圓面與法蘭盤底座的3個圓柱孔裝配在一起；第2級減振與第1級減振結構型式類似，設置在法蘭盤底座與蝸殼的裝配間，結構如圖4b所示。

圖4 兩級夾心式減振結構

4.5 梅花形6孔減振墊結構

梅花形6孔減振墊為一整體式結構，外形呈梅花狀，由6個圓形減振套固聯在一起組成，結構如圖5所示。其在鼓風機中的安裝位置與兩級夾心式減振套結構較類似，6個內中心孔與直流無刷電機的下線架相配合，然后通過減振墊蓋以螺釘連接的方式緊固在法蘭盤底座上。

圖5 梅花形6孔減振墊

5 試驗對比

5.1 動平衡

轉子系統質量不平衡為影響鼓風機振動的重要因素之一，一般方法是對其回轉部分（即轉子）進行高精度動靜平衡[3～4]。為降低質量不平衡對鼓風機的振動影響，采用PHQ-16型圈帶動平衡機對車用空調鼓風機的整體式轉子葉輪進行雙面精密動平衡，如圖6所示。動平衡試驗完成時，左端面剩余不平衡量為0.02 g，右端面剩余不平衡量為0.01 g，風機葉片上施加了2片共計0.6 g的動平衡夾片。

圖6 轉子動平衡

動平衡完成后，為驗證效果，將動平衡完成后的葉輪裝配到采用任一減振結構的風機上進行振動測試（試驗采用凸臺狀圓環減振墊結構），數據經整理分析后得到鼓風機在動平衡前后正常工作轉速范圍內的徑向和軸向功率譜能量對比曲線，如圖7所示。可知，鼓風機葉輪經動平衡后，在徑向和軸向方向上風機的振動能量均有極大降低。風機在超過2 700 r/min高速運轉時，徑向方向上的振動能量幅值降低達25%以上，軸向方向上的振動能量幅值下降達40%以上，表明動平衡后風機轉子的不平衡量減小，動平衡對風機有一定的減振效果。

圖7 風機動平衡前后振動功率譜對比（2 500 r/min）

5.2 振動測試對比

將完成動平衡后的整體式外轉子葉輪分別裝配到3種不同減振結構的鼓風機中，將鼓風機置于振動測試臺，用加速度傳感器采集其正常運行時的徑向和軸向振動信號，經放大濾波后，用INV5160U智能信號采集分析儀（16通道）和DASP數據采集分析軟件對振動信號進行處理，測試現場如圖8所示。

圖8 振動測試現場

啟動鼓風機，從轉速1 200 r/min開始進行振動測試，每間隔100 r/min測試一次風機的徑向和軸向振動信號，直到風機最高穩定在轉速3 000 r/min，測試完成后整理風機在1 200～3 000 r/min的數據。通過多次測試結果的功率譜圖分析[5]，可以得出如圖9所示的功率譜曲線對比圖。

圖9 功率譜曲線對比

從圖9a可以看出，車用空調鼓風機采用圓環凸臺減振墊結構時，風機在高速運轉時振動較劇烈，振動的功率譜在高速狀態下急劇上升；采用兩級夾心式減振套結構后，風機的功率譜曲線變化較平穩，尤其當風機運行在2 500 r/min以上的高轉速時，振動的能量大大降低；采用梅花形6孔減振墊結構時，振動的功率譜曲線也較為平穩，但在高速時的振動能量仍然比夾心式減振套大1倍以上。

從圖9b可以看出，3種不同結構型式的減振結構在1倍頻分量處對軸向振動的影響及功率譜變化，與徑向方向變化規律較為類似。從圖9c可知，3種減振結構下高頻脈動振動均在風機低速工作時影響較為明顯，高速工作時影響較小。低速時，夾心式減振套結構可進一步降低低轉速下的轉矩脈動，與圓環減振墊結構相比，降幅達50%以上，與梅花形減振墊結構相比，降幅可達約30%；而在高轉速下，采用夾心式減振套結構時，高頻轉矩脈動幅值接近于坐標軸零點，振動的功率譜能量得到極大減弱。

6 結束語

a.轉子動平衡后，風機在徑向和軸向方向上的振動能量均有極大降低。

b.采用兩級夾心式減振套結構，在徑向和軸向方向上，風機振動的功率譜曲線在整個轉速范圍內變化均較平穩，尤其當風機運行在2 500 r/min以上高轉速時，振動的能量較其它兩種減振結構大大降低。

c.在低轉速下，夾心式減振套結構可進一步降低高頻脈動，與圓環減振墊結構相比，降幅達50%以上，與梅花形減振墊結構相比，降幅可達約30%；在高轉速下，采用夾心式減振套時高頻轉矩脈動幅值得到極大削弱。

1 任金波.車用空調直流無刷風機的減振研究:[學位論文].福州：福建農林大學，2009.

2 張翔，胡冰樂，任金波.車用空調直流無刷風扇的減振研究.福建農林大學學報（自然科學版），2010，39（5）：552～555.

3 李鑌樺，譚青，蔡小華，等.安裝偏心距對球式自動平衡裝置減振的影響.噪聲與振動控制，2014，34(2)：82～87.

4 劉文倩，譚青，謝燕琴，等.自動平衡裝置減振效益分析.噪聲與振動控制，2010，30(4)：153～157.

5 田運生，費鴻祿，左金庫，等.下穿引水隧洞爆破振動影響新建鐵路隧道響應測試.遼寧工程技術大學學報（自然科學版），2013，32（9）：1166～1171.

（責任編輯 晨 曦）

修改稿收到日期為2016年12月1日。

Performance Comparative Analysis of Vibration Damping Structures of the Vehicle Air Conditioning Blower

Ren Jinbo,Zhang Xiang
（Fujian Agriculture and Forestry University,Fuzhou 350002）

The structure and cause of vibration of the vehicle air conditioning blower were introduced.Three vibration damping structures,i.e.ring anti-vibration pad structure,two-stage sandwich vibration damping bushing structure and quincunx 6-hole anti-vibration pad structure of the vehicle air conditioning were tested,compared and analyzed.It was concluded that the ring anti-vibration pad structure and the quincunx 6-hole anti-vibration pad structure demonstrated insignificant damping effect,whereas the two-stage sandwich vibration damping bushing structure had the optimal damping effect in both the radial and axial directions.

Vehicleair conditioning,Blower,Vibration dampingstructure

車用空調 鼓風機 減振結構

U467.3 文獻標識碼：A 文章編號：1000-3703（2017）10-0058-05

福建省科技廳高校產學研重大專項項目(2011H6004)；福建農林大學機械工程學科整體學科水平提升計劃項目(612014049)；福建農林大學科技創新（培育）團隊資助項目(pytd12002)。