吳 飛，吳振宇，張 虎

(武漢理工大學(xué) 機電工程學(xué)院，湖北 武漢 430070)

車用空壓機是大中型卡車、客車及動車的關(guān)鍵部件之一，其制動系統(tǒng)的動力源都來自空壓機，因此車用空壓機的性能對整車的制動性能和安全性能至關(guān)重要。筆者所研究的空壓機為無油一體型活塞連桿空壓機，其優(yōu)點是效率高、適應(yīng)性強、壓力范圍廣等[1]。但是作為往復(fù)式機械，該類型空壓機的缺點也尤為顯著，如振動較大，易損零部件多、較強的氣流脈動等[2-4]。振動和噪聲的大小直接反映空壓機的工作性能，也直接影響空壓機自身的壽命和可靠性。車載空壓機振動噪聲的大小，對車輛其他零部件的可靠性也有至關(guān)重要的影響，因此控制和減小車用空壓機的振動噪聲水平尤為重要[5-7]。

筆者針對目前一體式活塞連桿結(jié)構(gòu)振動研究不完善的現(xiàn)狀，以某型號的該類型空壓機為研究對象，基于Adams對其進行動力學(xué)分析，旨在改善其傳動系統(tǒng)的振動狀況。

1 一體式活塞連桿運動分析

一體式活塞連桿空壓機與傳統(tǒng)往復(fù)式空壓機的主要區(qū)別在于活塞連桿結(jié)構(gòu)，它將往復(fù)式空壓機活塞、活塞銷、連桿合為一體，省去了活塞銷，減少了運動機構(gòu)，提高了機械傳動效率。其活塞環(huán)采用聚四氟乙烯材料[8]，這種材料具有良好的自潤滑性，并且材質(zhì)偏軟，能夠保證空壓機較好的密封性和排氣效率。連桿端主要由活塞、氣缸、氣閥、空氣濾芯和擋板等組成。其結(jié)構(gòu)和運動簡化模型如圖1所示。

圖1 連桿端結(jié)構(gòu)和運動簡化模型圖

如圖1(b)所示，空壓機的旋轉(zhuǎn)角速度為ω，曲柄長度為r，曲柄轉(zhuǎn)角為θ，連桿長度為l，連桿體與氣缸軸線所成角為β(-90°≤β≤90°，規(guī)定沿氣缸軸線逆時針方向旋轉(zhuǎn)為正)，活塞體平面與氣缸壁所成的角為α，氣缸的半徑為R?；钊|(zhì)心與氣缸主軸的距離為y，活塞質(zhì)心與上止點的垂直位移為x。

空壓機額定工況下以勻角速度ω轉(zhuǎn)動，可得活塞體x方向的加速度為：

(1)

活塞體y方向的加速度為：

(2)

連桿擺角速度為：

(3)

連桿的擺角加速度為：

(4)

其中λ=r/l為曲柄連桿比。

2 曲柄連桿比λ影響分析

通常，擺動式活塞無油潤滑空壓機的λ值一般在1/8～1/6之間，某些醫(yī)療用擺動式活塞無油潤滑空壓機的λ甚至在1/10以下[9]，筆者所研究的空壓機的λ值為0.09。從上述的運動分析計算可以看出，在空壓機的轉(zhuǎn)速一定時，曲柄連桿比的大小對活塞的運動規(guī)律有較大影響，圖2為不同λ值對連桿擺角加速度的影響曲線圖。

圖2 典型λ值對活塞連桿角加速度的影響

由于活塞頭與氣缸壁之間存在間隙，并且空壓機主軸順時針轉(zhuǎn)動，從圖2可看出，連桿在進氣側(cè)和排氣的擺角加速度幅值存在較小偏差，在進氣階段的擺角加速度小于排氣階段；從曲柄轉(zhuǎn)角的度數(shù)和擺角加速度方向可以看出，連桿擺角加速度方向是不對稱的，活塞對氣缸壁右側(cè)的敲擊力作用時間大于氣缸壁左側(cè)。

上述特征表明，λ的數(shù)值越小，活塞相對于氣缸的擺動幅度越小，不僅可以保障密封環(huán)對氣缸的密封性，還可以減小活塞對氣缸的敲擊強度。λ數(shù)值越大時，主要會造成：①大幅度減小空壓機的整體高度，使空壓機的體積更??；②使活塞擺角增大，導(dǎo)致活塞對氣缸的側(cè)向敲擊力愈發(fā)劇烈，振動和噪聲問題越來越嚴重；③由于體積減小，連桿大頭軸承與活塞之間的距離越近，壓縮熱和摩擦熱對空壓機影響也隨之增大。

3 ADAMS模型建立

采用NX軟件建立空壓機的三維模型，并將其導(dǎo)入到ADAMS中，按照實際工作條件對其設(shè)置相關(guān)參數(shù)模型和邊界條件。按照上述定義，ADAMS將零件都視為剛體進行計算分析，忽略了零件之間的彈性變形，而在實際工作過程中，一體式活塞連桿結(jié)構(gòu)是依靠密封環(huán)與氣缸間的擠壓變形實現(xiàn)空壓機的密封，因此密封環(huán)不能作為剛體處理，在這里需要對其進行柔性建模，并做柔性體動力學(xué)仿真求解。另外主軸承受往復(fù)周期性載荷，為了更精確模擬實際工況，對主軸也做柔性化處理[10]。

利用ANSYS生成曲軸的柔性文件MNF，在曲軸上定義RBE2單元，并將周圍節(jié)點與之連接，創(chuàng)建剛性區(qū)域，以便創(chuàng)建替換模型中的外部節(jié)點。接著將上述RBE2單元中心點設(shè)置為固定點DOF，用于替換剛性曲軸時進行識別。計算得出所需MNF柔性文件，然后導(dǎo)入到ADAMS中替換原剛性曲軸。柔性體MNF文件將生成的柔性體替換在整體慣性坐標(biāo)系上，且在模型中獨立，柔性體也包含了質(zhì)心、轉(zhuǎn)動慣量等信息，以模擬實際工況?；钊h(huán)采用ADAMS自帶的ViewFlex模塊生成柔性體。ViewFlex模塊可以根據(jù)原有模型的集合外形生成柔性體模型，并且將原有剛體的約束和力自動轉(zhuǎn)移到生成的柔性體模型上。

傳動部分的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D3所示。完成模型的建立，以及相關(guān)邊界條件的設(shè)置后，開始進行空壓機的動力學(xué)仿真，空壓機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min仿真時間為0.08 s，主軸旋轉(zhuǎn)兩周仿真步數(shù)為7 200步，即步長為0.1度。

圖3 傳動部件剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型

4 仿真分析

在一體式活塞連桿運動分析的基礎(chǔ)上，結(jié)合空壓機實際循環(huán)過程和氣體熱力學(xué)計算，得出空壓機主軸轉(zhuǎn)角和工作狀態(tài)的關(guān)系如表1所示。

表1 曲柄轉(zhuǎn)角θ對應(yīng)空壓機工作狀態(tài)關(guān)系

4.1 活塞運動仿真分析

該空壓機氣缸是四列V型分布，并且同一偏心輪上兩氣缸軸線之間夾角為90°，圖4為空壓機的活塞X方向的位移曲線圖。從圖4可知，活塞的運動呈現(xiàn)周期性變化，活塞以氣缸軸線為中心，向左右兩方向的位移不相等，結(jié)合空壓機的運動分析可知，由于活塞與氣缸之間存在側(cè)隙，且主軸轉(zhuǎn)動方向為順時針，轉(zhuǎn)動過程中偏心位置相對于氣缸軸心線先向X正方向移動，這就造成活塞相對于氣缸軸心線左右運動向轉(zhuǎn)動方向偏移的情況，因此可知活塞對氣缸壁X方向不同側(cè)的接觸壓力也不相等，這也導(dǎo)致空壓機運轉(zhuǎn)過程中活塞對氣缸壁的敲擊振動產(chǎn)生。

圖4 活塞X方向位移曲線

4.2 傳動部件受力仿真分析

受力分析主要針對主軸所受活塞連桿的慣性力進行分析和活塞對氣缸側(cè)向敲擊力的分析。

偏心輪和連桿組件對主軸慣性力大小如圖5所示，偏心輪1和偏心輪2對主軸慣性力相位相差180°，主軸旋轉(zhuǎn)一個周期內(nèi)，X向慣性力最大值為450 N，Y向慣性力最大值為250 N。水平方向的慣性力大于豎直方向的慣性力，這主要是因為偏心輪配有平衡重，在一定程度上平衡了豎直方向的往復(fù)慣性力，但是平衡效果不明顯。

圖5 偏心輪1繞主軸慣性力

圖6為活塞對氣缸壁的側(cè)向敲擊力曲線。從圖6可知，空壓機在膨脹過程和進氣過程的側(cè)向敲擊力較小，平均敲擊力在50 N左右，空壓機在壓縮和排氣過程的側(cè)向力較大，平均側(cè)向力達到100 N左右。

圖6 活塞側(cè)向敲擊力

對仿真結(jié)果進行載荷分析可知，活塞連桿的轉(zhuǎn)動過程中存在往復(fù)慣性力，并且空壓機在工作過程中存在氣體力，主軸在往復(fù)慣性力和周期性的氣體力作用下，將其通過軸承傳遞到空壓機殼體。這也是造成空壓機振動過大的主要原因之一。

5 偏心輪優(yōu)化設(shè)計與驗證

對原有偏心輪的分析可知，偏心輪和軸承處的偏心質(zhì)量為0 kg，因此原有機型無平衡重來平衡連桿產(chǎn)生的慣性力?，F(xiàn)對其進行平衡分析，確定其平衡重的質(zhì)量。平衡重主要有兩個作用：①一階往復(fù)慣性力的平衡；②離心慣性力Pr的平衡。

該空壓機傳動系統(tǒng)可等效為V型90°單曲拐結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡圖如圖7所示。

圖7 單曲拐空壓機傳動結(jié)構(gòu)示意圖

對于單個連桿的離心慣性力的平衡，一般在反方向配置當(dāng)量質(zhì)量相等的平衡重，其離心力與原有的Pr大小相等，方向相反。設(shè)平衡重的質(zhì)量為mqb，其質(zhì)心與回轉(zhuǎn)軸的距離為rab，則平衡條件為：

mqb1×rqb1×ω2=mr×r×ω2

mqb1×rqb1=mr×r

(5)

式中：mqb1、rqb1為平衡離心慣性力所需平衡重的質(zhì)量和回轉(zhuǎn)半徑；mr、r為曲柄連桿離心慣性力的質(zhì)量和回轉(zhuǎn)半徑。

在計算空壓機的往復(fù)慣性力時，采用直角坐標(biāo)系，將空壓機曲柄旋轉(zhuǎn)平面中心設(shè)置成坐標(biāo)系原點，如圖7所示。其中，θ為氣缸中心線與Y軸夾角；ψ為曲柄相對于Y軸的轉(zhuǎn)角；γ為首列氣缸中心線和任何一列氣缸中心線之夾角；δ為首列曲柄相對于任何一列曲柄旋轉(zhuǎn)順時針方向的錯位角。

往復(fù)慣性力可以按下式計算：

Ii=mjriω2cos(ψ-θi+δi)

(6)

平衡一階往復(fù)慣性力的條件為：

mqb2×rqb2=mp×r

(7)

在曲柄結(jié)構(gòu)中，平衡重用來解決一階往復(fù)慣性力的平衡和旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡，由上述分析式(5)和式(7)可得，平衡重所需的平衡條件為：

2×mqb1×rqb1+mqb2×rqb2=(mp+2×mr)×r

(8)

通過UG軟件分析平衡配重模型，調(diào)整平衡重尺寸使得平衡重滿足式(8)，在不斷修正更改尺寸模型并結(jié)合空壓機曲軸尺寸后，最終可得平衡重的厚度為16 mm，質(zhì)量為0.248 kg，可通過螺釘與偏心輪上原有的螺紋孔緊固。具體界面尺寸如圖8所示。按此尺寸設(shè)計平衡重，理論上一階往復(fù)慣性力和轉(zhuǎn)動慣性力可以完全平衡。

圖8 平衡重結(jié)構(gòu)尺寸圖

將上述模型進行簡化，用設(shè)計的帶平衡重的偏心輪替換原始機型的偏心輪，并舍去多余部件，只保留單個偏心輪，其仿真計算結(jié)果如圖9和圖10所示。

圖9 主軸所受慣性力

圖10 有無平衡重平均慣性力對比圖

圖9為偏心輪優(yōu)化后主軸所受X方向和Y方向慣性力的大小，圖10為優(yōu)化前后主軸所受X、Y、Z3個方向的平均慣性力。從圖9可知，主軸所受X方向、Y方向的慣性力顯著減小，尤其是豎直方向Y的往復(fù)慣性力幾乎接近0，水平方向X所受慣性力的最大值為200 N左右。添加平衡重后Y方向的有效值約為37.64 N，未添加平衡重的有效值約為211 N，可以看出Y方向的慣性力有效值減少約82.2%。同樣可得X方向慣性力有效值減少約為57.5%，平均慣性力減少約70.4%。從仿真驗證的結(jié)果可以看出，偏心輪的優(yōu)化設(shè)計對減小活塞連桿的慣性力效果明顯。

6 結(jié)論

結(jié)合一體式活塞連桿機構(gòu)的運動分析，總結(jié)出曲柄連桿比對該類型結(jié)構(gòu)側(cè)向敲擊力的影響。從ADAMS動力學(xué)仿真結(jié)果分析可知，造成空壓機結(jié)構(gòu)振動的主要原因有：①活塞與氣缸壁之間存在側(cè)隙，造成氣缸壁的敲擊振動；②活塞連桿的慣性力不平衡，往復(fù)慣性力造成的振動。最后結(jié)合仿真分析對偏心輪進行優(yōu)化設(shè)計，使得主軸徑向所受水平慣性力降低55%左右，所受豎直慣性力接近完全平衡。優(yōu)化的偏心輪對抑制空壓機的慣性振動有良好效果。