徐周亮，陸益民，涂志健，徐　傲

（合肥工業(yè)大學(xué) 汽車與機(jī)械工程學(xué)院，合肥 230009）

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斜盤(pán)式壓縮機(jī)活塞滑履間隙對(duì)振動(dòng)的影響

徐周亮，陸益民，涂志健，徐傲

（合肥工業(yè)大學(xué) 汽車與機(jī)械工程學(xué)院，合肥 230009）

加工精度等因素使得斜盤(pán)式壓縮機(jī)活塞滑履間隙不可避免，不同間隙對(duì)壓縮機(jī)的振動(dòng)貢獻(xiàn)量也不同。首先對(duì)同型號(hào)不同活塞滑履間隙的壓縮機(jī)進(jìn)行仿真分析，再結(jié)合試驗(yàn)對(duì)不同轉(zhuǎn)速和活塞滑履間隙工況下的壓縮機(jī)進(jìn)行振動(dòng)測(cè)試，利用時(shí)域信號(hào)和頻譜分析確定間隙是壓縮機(jī)空轉(zhuǎn)時(shí)的主要振動(dòng)源之一。通過(guò)仿真和試驗(yàn)分析發(fā)現(xiàn)，壓縮機(jī)的振動(dòng)沖擊隨著間隙和轉(zhuǎn)速的增加而加劇，試驗(yàn)與仿真結(jié)果比較吻合，研究結(jié)果為壓縮機(jī)故障診斷提供參考和依據(jù)。

振動(dòng)與波；斜盤(pán)式壓縮機(jī)；仿真；沖擊；間隙

隨著噪聲與振動(dòng)控制技術(shù)的提高，汽車空調(diào)系統(tǒng)的噪聲與振動(dòng)水平日益受到重視，壓縮機(jī)是空調(diào)系統(tǒng)的核心，其噪聲振動(dòng)水平直接影響空調(diào)系統(tǒng)的性能。為了擴(kuò)大市場(chǎng)各生產(chǎn)廠家開(kāi)始注重對(duì)壓縮機(jī)進(jìn)行噪聲和振動(dòng)優(yōu)化改進(jìn)，以提高空調(diào)系統(tǒng)的性能。

壓縮機(jī)的振動(dòng)源主要是其運(yùn)動(dòng)件，由于加工精度和裝配精度等原因，活塞和滑履之間必然存在間隙。在活塞和滑履的慣性作用下，運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中存在沖擊是不可避免的。對(duì)于壓縮機(jī)整體而言這種沖擊會(huì)表現(xiàn)為軸向振動(dòng)。鑒于沖擊力的理論計(jì)算較為復(fù)雜，文中通過(guò)對(duì)6 Sexx型變排量斜盤(pán)式壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)模型的建立，仿真6 Sexx型變排量斜盤(pán)式壓縮機(jī)工作過(guò)程中的沖擊，并對(duì)三種不同間隙情況下的測(cè)試信號(hào)進(jìn)行時(shí)域、頻域分析，分析研究壓縮機(jī)在各間隙下的的振動(dòng)。由于穩(wěn)態(tài)時(shí)氣體力的存在使得活塞受力方向不改變，從而弱化了活塞滑履之間的沖擊，因此僅研究空轉(zhuǎn)狀態(tài)［1］。

1　變排量壓縮機(jī)的仿真分析

1.1工作原理及動(dòng)力學(xué)仿真

圖1所示為變排量斜盤(pán)式壓縮機(jī)的剖面圖。主軸旋轉(zhuǎn)帶動(dòng)驅(qū)動(dòng)盤(pán)、斜盤(pán)一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，由于斜盤(pán)有一定傾斜角度，將帶動(dòng)活塞沿軸向做周期性往復(fù)運(yùn)動(dòng)，斜盤(pán)和活塞之間由半球作為連接件。采用三維軟件建立實(shí)體模型，然后將裝配后的文件轉(zhuǎn)換成中間文件導(dǎo)入ADAMS中。在ADAMS中輸入各零件的材料密度等原始模型數(shù)據(jù)后，施加相應(yīng)的運(yùn)動(dòng)副約束和力約束構(gòu)成壓縮機(jī)的動(dòng)力學(xué)仿真模型［2-4］。與文獻(xiàn)［2-4］不同之處在于本文仿真的是壓縮機(jī)的空載狀態(tài)，且半球與斜盤(pán)之間不是平面副而是接觸副，這樣定義更接近實(shí)際情況。表1所示為壓縮機(jī)主要構(gòu)件間的運(yùn)動(dòng)約束關(guān)系，圖2為具體仿真流程。

圖1　變排量斜盤(pán)式壓縮機(jī)剖面圖

表1　壓縮機(jī)主要構(gòu)件間運(yùn)動(dòng)約束

圖2　壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)仿真流程圖

變排量斜盤(pán)式壓縮機(jī)的幾何參數(shù)和慣性參數(shù)采用Adams仿真軟件計(jì)算得到，對(duì)于幾何形狀復(fù)雜不規(guī)則的實(shí)體，其計(jì)算過(guò)程會(huì)大大簡(jiǎn)化。計(jì)算結(jié)果如表2所示。

表2　壓縮機(jī)主要零件動(dòng)力學(xué)參數(shù)

1.2不同間隙的仿真結(jié)果分析

根據(jù)壓縮機(jī)實(shí)際工作轉(zhuǎn)速選擇1 000 r/min和 3 000 r/min兩種常用轉(zhuǎn)速，壓縮機(jī)工作狀態(tài)為空轉(zhuǎn)（斜盤(pán)傾角2°左右）。理論上六缸壓縮機(jī)每個(gè)活塞的運(yùn)動(dòng)及受力情況都一樣，如圖3—圖8給出了空載狀態(tài)下的一組活塞與滑履之間3個(gè)周期的受力情況。六缸壓縮機(jī)主軸旋轉(zhuǎn)一圈每組活塞與滑履都會(huì)發(fā)生一次沖擊，從仿真可以看出滑履同活塞開(kāi)始接觸時(shí)會(huì)產(chǎn)生很大的沖擊，之后逐步增大到一峰值再逐漸減小至零，這個(gè)過(guò)程中活塞與滑履從接觸到分離，隨著主軸的旋轉(zhuǎn)活塞和滑履之間循環(huán)接觸與分離，整體受力情況呈現(xiàn)正弦變化趨勢(shì)，與活塞的加速度變化趨勢(shì)相近［4］。

圖3　10 μm空載1 000 r/min工況受力分析

圖4　20 μm空載1 000 r/min工況受力分析

圖5　30 μm空載1 000 r/min工況受力分析

圖6　10 μm空載3 000 r/min工況受力分析

圖7　20 μm空載3 000 r/min工況受力分析

圖8　30 μm空載3 000 r/min工況受力分析

通過(guò)仿真取六組活塞與滑履的沖擊力的平均值得到表3。

表3　沖擊力平均值/N

由圖2—圖7可知：

（1）轉(zhuǎn)速和間隙的增加都會(huì)使得活塞和滑履之間的沖擊力增大，隨著間隙的增加其沖擊力增大趨勢(shì)有加倍的傾向；

（2）相同間隙下3 000 r/min時(shí)的沖擊比1 000 r/min時(shí)增大近5～6倍；

（3）相同轉(zhuǎn)速下30 μm時(shí)的沖擊是10 μm時(shí)的一倍左右；

（4）主軸每轉(zhuǎn)一圈，活塞滑履沖擊的次數(shù)為活塞的個(gè)數(shù)。

綜上可知由間隙帶來(lái)的沖擊不可忽視，尤其在高轉(zhuǎn)速下的沖擊有可能會(huì)作為激勵(lì)源引發(fā)壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)共振而使得壓縮機(jī)的噪聲、振動(dòng)增大。

2　試驗(yàn)分析

2.1時(shí)域特征分析

往復(fù)式壓縮機(jī)各部件的周期運(yùn)動(dòng)特性及沖擊性激勵(lì)源的存在，造成壓縮機(jī)振動(dòng)信號(hào)的時(shí)域波形存在明顯的沖擊和周期性特征［5］。圖9—圖11分別為滑履間隙為10 μm、20 μm、30 μm、轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)壓縮機(jī)的軸向振動(dòng)時(shí)域信號(hào)，轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)主軸一個(gè)周期T為0.02 s，在時(shí)域中取其一個(gè)周期信號(hào)（圖10由于采樣頻率設(shè)置較低，時(shí)域信號(hào)點(diǎn)較為稀疏）。以10 μm、30 μm、轉(zhuǎn)速為3 000 r/min的工況為例分析時(shí)域中一個(gè)周期的沖擊力特征，并根據(jù)牛頓第二定律F=ma驗(yàn)證仿真結(jié)果（壓縮機(jī)整機(jī)質(zhì)量為3.8 kg）。

由圖9-圖11峰值取平均可得轉(zhuǎn)速為3 000 r/ min時(shí)各間隙下的軸向沖擊加速度a/（m/s2）。

根據(jù)牛頓第二定律F=ma可得試驗(yàn)沖擊力，結(jié)合前面的仿真結(jié)果可知：10 μm、20 μm、30 μm時(shí)其在轉(zhuǎn)速為3 000 r/min工況下仿真沖擊力分別為19.8 N、25.1 N、44.1 N；試驗(yàn)沖擊力分別為：16.0 N、31.5 N、38.8 N。

表4　沖擊加速度的平均值

圖9　30 μm空載3 000 r/min工況下時(shí)域加速度信號(hào)

圖10　20 μm空載3 000 r/min工況下時(shí)域加速度信號(hào)

圖11　10 μm空載3 000 r/min工況下時(shí)域加速度信號(hào)

仿真與試驗(yàn)結(jié)果相差2 5%以內(nèi)，對(duì)比分析仿真和試驗(yàn)結(jié)果可知兩者結(jié)果趨勢(shì)是一致的。轉(zhuǎn)速和間隙的增加都會(huì)使得振動(dòng)增大，同轉(zhuǎn)速下間隙30 μm時(shí)的振動(dòng)比10 μm時(shí)增加一倍多，由此可見(jiàn)間隙對(duì)壓縮機(jī)的振動(dòng)影響不可忽視。

2.2頻域分析

從時(shí)域信號(hào)圖中可明顯看出時(shí)域信號(hào)存在周期性的沖擊，一個(gè)周期內(nèi)沖擊次數(shù)為6次，頻率正好為轉(zhuǎn)頻的6倍。往復(fù)式壓縮機(jī)殼體表面所測(cè)得的振動(dòng)信號(hào)是多個(gè)激勵(lì)源的振動(dòng)響應(yīng)的疊加，不同激勵(lì)源引起的振動(dòng)響應(yīng)信號(hào)所處的頻率也各不相同，可通過(guò)頻域分析找出激勵(lì)源［1］。結(jié)合壓縮機(jī)各部件的運(yùn)動(dòng)特征對(duì)軸向加速度信號(hào)進(jìn)行頻域分析，能夠有效地找出振動(dòng)源。試驗(yàn)中為了去除閥片的影響設(shè)計(jì)了去除閥片的一組試驗(yàn)［5］。圖12為去閥片、去活塞工況和去閥片工況的一組對(duì)比，試驗(yàn)轉(zhuǎn)速為3 000 r/ min，工頻為50 Hz，其6階、12階頻率分別為300 Hz和600 Hz。從圖12可知，去閥片時(shí)其6階、12階分量較去閥片去活塞工況依然突出，因此可以排除空轉(zhuǎn)狀態(tài)下閥片的影響。圖13為間隙等于20 μm和30 μm、壓縮機(jī)空轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)速為3 000 r/min時(shí)的頻譜圖。由圖中可看出其6階和12階分量對(duì)壓縮機(jī)振動(dòng)的貢獻(xiàn)量較大。結(jié)合壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)特征及仿真分析和時(shí)域分析，判斷滑履間隙產(chǎn)生的沖擊是其主要振源。

圖12　去閥片去活塞工況與去閥片工況的軸向振動(dòng)頻譜

圖13　30 μm和20 μm空載3 000 r/min工況下軸向振動(dòng)頻譜

3　結(jié)語(yǔ)

斜盤(pán)式壓縮機(jī)在運(yùn)行一段時(shí)間后，其斜盤(pán)與滑履磨損加劇會(huì)使得間隙增大并產(chǎn)生振動(dòng)噪聲，隨著間隙的增大其振動(dòng)增大趨勢(shì)會(huì)越來(lái)越明顯。文中對(duì)不同間隙的斜盤(pán)式汽車空調(diào)壓縮機(jī)進(jìn)行仿真分析，研究其間隙大小對(duì)振動(dòng)的影響。由于間隙引起的振動(dòng)沖擊與活塞慣性力有關(guān)，因此可從減小活塞質(zhì)量和間隙兩方面入手來(lái)控制間隙帶來(lái)的影響。仿真與試驗(yàn)分析所得出的結(jié)果比較吻合，趨勢(shì)一致。研究結(jié)果為合理選擇斜盤(pán)式汽車空調(diào)壓縮機(jī)活塞滑履間隙大小提供參考，為壓縮機(jī)的故障診斷提供依據(jù)。

［1］周宗琳.變排量汽車空調(diào)壓縮機(jī)的噪聲振動(dòng)特性研究［D］.合肥：合肥工業(yè)大學(xué)，2015.

［2］王屹.變排量汽車空調(diào)壓縮機(jī)機(jī)械動(dòng)力學(xué)仿真和工作過(guò)程模擬［D］.上海：上海交通大學(xué)，2002.

［3］潘軍，王屹，蔣祖華，等.斜盤(pán)式汽車空調(diào)壓縮機(jī)動(dòng)力特性仿真［J］.流體機(jī)械，2002，30（1）：44-48.

［4］袁華超.虛擬樣機(jī)環(huán)境下的客車空調(diào)壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)仿真與分析［D］.上海：上海交通大學(xué)，2006.

［5］趙俊龍.往復(fù)式壓縮機(jī)振動(dòng)信號(hào)特征分析及故障診斷方法研究［D］.大連：大連理工大學(xué)，2009.

［6］錢(qián)小平，郝點(diǎn)，陳蘭英.往復(fù)壓縮機(jī)噪聲測(cè)試分析［J］.噪聲與振動(dòng)控制，2010，30（3）：164-167.

Effect of Swash Plate Compressor Clearance between Piston and Hemisphere on Vibration

XU Zhou-liang，LU Yi-min，TU Zhi-jian，XUAo

（School of Mechanical andAutomotive Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

The clearance between piston and hemisphere of swash plate compressors is inevitable because of the prcessing errors，and different clearances have different contributions to the vibration of the compressors.In this paper，first of all，the operation process of the compressor is simulated at different clearance，and the vibration of the compressor at different rotating speed and different clearance is tested experimentally.Then，it is confirmed that the clearance is one of the main vibration source of the compressor by signal time-domain analysis and spectrum analysis.Through simulation and testing analysis，it is found that the vibration of the swash plate compressor is aggravated when the clearance between piston and hemisphere is enlarged and the rotation speed is increased.The results of simulation agree well with the testing data. This work has provided a reference for fault diagnosis of the compressors.

vibration and wave；swash plate compressor；simulation；impact；clearance

TH45

ADOI編碼：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.014

1006-1355（2016）04-0066-04

2015-12-09

徐周亮（1992-），男，安徽省安慶市人，碩士生，主要研究方向?yàn)闄C(jī)械系統(tǒng)動(dòng)態(tài)特性分析。E-mail:13053045867@163.com

陸益民，男，碩士生導(dǎo)師。E-mail:Yimin_Lu@163.com