張榮婷，張金圈，宋啟峰，陳光雄

(1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海519070；2.珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海519070；3.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都610031)

近年來(lái)，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)已被廣泛應(yīng)用于空調(diào)、電冰箱等制冷設(shè)備中。隨著技術(shù)不斷進(jìn)步，滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)體積更小，重量更輕，運(yùn)行更加平穩(wěn)。

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)由滾子、滑片、氣缸、曲軸、上下法蘭等主要零件組成。滾子安裝在曲軸偏心部上，即滾子與曲軸偏心部同軸，曲軸帶動(dòng)滾子繞氣缸中心軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，滑片在彈簧力和排氣壓力的作用下沿滑槽往復(fù)滑動(dòng)并與滾子外表面接觸。同時(shí)，吸氣腔、壓縮腔的容積周期變化，于是就實(shí)現(xiàn)了吸氣、壓縮、排氣等工作過程。

轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)噪聲是一個(gè)繞不開的問題，壓縮機(jī)噪聲包括機(jī)械噪聲、電磁噪聲和氣動(dòng)噪聲[1]。其中摩擦噪聲屬于機(jī)械噪聲。目前關(guān)于壓縮機(jī)噪聲的研究主要集中在氣動(dòng)噪聲。岳向吉等[2]使用CFD方法研究了壓縮機(jī)泵腔內(nèi)的氣動(dòng)噪聲。Jang 等[3]運(yùn)用流固耦合技術(shù)研究了排氣階段的氣流噪聲。張榮婷等[4]通過研究發(fā)現(xiàn)變頻壓縮機(jī)低頻噪聲來(lái)源于滑片撞擊滑槽。陳志勇等[5]對(duì)汽車壓縮機(jī)噪聲異常問題進(jìn)行了研究，確定噪聲主要來(lái)源于管路制冷劑沖擊。為了降低轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)排氣噪聲，趙旭敏等[6]對(duì)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)排氣路徑進(jìn)行了優(yōu)化。

轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的摩擦噪聲是壓縮機(jī)噪聲的一個(gè)主要組成部分。后期監(jiān)測(cè)發(fā)現(xiàn)有部分壓縮機(jī)在運(yùn)行一段時(shí)間后，曲軸出現(xiàn)了明顯磨損，這說明壓縮機(jī)內(nèi)某些轉(zhuǎn)動(dòng)副潤(rùn)滑狀況不好，加上壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率較高(最高可達(dá)7 200 r/min),導(dǎo)致壓縮機(jī)很容易產(chǎn)生摩擦噪聲。為了降低壓縮機(jī)噪聲，提高空調(diào)壓縮機(jī)聲品質(zhì)，對(duì)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)摩擦噪聲的研究很有意義。然而對(duì)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)摩擦噪聲的研究，至今少見報(bào)道。對(duì)壓縮機(jī)內(nèi)可能發(fā)生摩擦噪聲的位置分析如下：

（1）壓縮機(jī)的振動(dòng)主要是由作用在滾子上的周期性氣體力引起，在周期性氣體力和不平衡質(zhì)量力作用下，曲軸會(huì)發(fā)生大的彈性變形，進(jìn)而導(dǎo)致曲軸和法蘭之間發(fā)生碰磨。

（2）壓縮機(jī)內(nèi)的止推面主要指下法蘭上端面與曲軸下軸肩面接觸區(qū)。止推面長(zhǎng)期處于重載、高速、高溫等惡劣環(huán)境中，所以曲軸偏心部止推面與法蘭間的潤(rùn)滑極其不好。

為了充分認(rèn)識(shí)空調(diào)壓縮機(jī)摩擦噪聲的發(fā)生機(jī)理，本文開展了油潤(rùn)滑條件下壓縮機(jī)各個(gè)摩擦副摩擦系數(shù)的試驗(yàn)研究，并建立了全尺寸轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)摩擦噪聲的有限元模型，運(yùn)用復(fù)特征值分析方法研究了壓縮機(jī)摩擦噪聲的發(fā)生機(jī)理。

1 試驗(yàn)部分

1.1 試驗(yàn)設(shè)備介紹

采用銷-盤試驗(yàn)機(jī)進(jìn)行壓縮機(jī)各個(gè)摩擦副的摩擦特性試驗(yàn)，圖1為該試驗(yàn)機(jī)的原理圖，銷試樣安裝在驅(qū)動(dòng)電機(jī)軸的法蘭座上，盤試樣安裝在盤座上，盤座內(nèi)充滿潤(rùn)滑油。試驗(yàn)時(shí)銷試樣轉(zhuǎn)動(dòng)，盤試樣靜止，實(shí)現(xiàn)銷試樣與盤試樣的相對(duì)滑動(dòng)。銷試樣尺寸為φ6 mm×30 mm，盤試樣尺寸為φ55 mm×10 mm。銷試樣的驅(qū)動(dòng)電機(jī)是直流電機(jī)，電機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為0～500 r/min。

圖1 銷-盤試驗(yàn)機(jī)原理圖與實(shí)物圖

摩擦系數(shù)的計(jì)算公式為：

式中：μ為摩擦系數(shù)，M為摩擦力矩，采用大洋公司生產(chǎn)的量程為20 N·m 的DYJN-101 型扭矩傳感器測(cè)量。Fn為施加在盤上的正壓力，由于油潤(rùn)滑條件下的摩擦系數(shù)比較低，采用較大的法向力，本文取Fn=222 N。r為銷的轉(zhuǎn)動(dòng)半徑，r=20 mm。采用德國(guó)MUELLER-BBM 公司的32 通道數(shù)據(jù)測(cè)量系統(tǒng)測(cè)量摩擦力矩信號(hào)，采樣頻率設(shè)為1 000 Hz。

1.2 扭矩傳感器的標(biāo)定

試驗(yàn)前對(duì)扭矩傳感器進(jìn)行了靜態(tài)標(biāo)定，圖2 為標(biāo)定曲線，由圖可見扭矩傳感器的測(cè)量精度滿足要求。

圖2 扭矩傳感器標(biāo)定曲線

擬合公式為：

式中：v代表扭矩傳感器的輸出電壓，M代表扭矩。

1.3 試驗(yàn)條件

試驗(yàn)中電機(jī)主軸轉(zhuǎn)速為n=33 r/min、64 r/min、151 r/min、235 r/min、314 r/min、394 r/min。根據(jù)v=n·2π·r/60，可得銷-盤試樣的相對(duì)滑動(dòng)速度分別為0.069 m/s、0.134 m/s、0.316 m/s、0.492 m/s、0.658 m/s、0.825 m/s。潤(rùn)滑油選用FW68DA，試驗(yàn)時(shí)，銷和盤之間的摩擦面完全浸沒在潤(rùn)滑油里面。每種工況下做3次試驗(yàn)，取3次試驗(yàn)中測(cè)量數(shù)據(jù)的平均值作為該參數(shù)條件下的試驗(yàn)結(jié)果。

2 結(jié)果與討論

2.1 曲軸-滾子摩擦系數(shù)測(cè)量

銷試樣材質(zhì)為球墨鑄鐵，與壓縮機(jī)中曲軸的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為FC300 鋼，與壓縮機(jī)中滾子的材質(zhì)一致。

當(dāng)銷盤的相對(duì)滑動(dòng)速度分別為0.069 m/s、0.134 m/s、0.316 m/s、0.492 m/s、0.658 m/s、0.825 m/s時(shí)，做同樣的試驗(yàn)，可以獲得不同滑動(dòng)速度下摩擦副的滑動(dòng)摩擦系數(shù)。圖3為曲軸-滾子摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線。由圖可知，曲軸-滾子滑動(dòng)摩擦系數(shù)隨速度增大而減小，即曲軸-滾子滑動(dòng)摩擦系數(shù)-相對(duì)滑動(dòng)速度存在負(fù)斜率。

圖3 曲軸-滾子摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

2.2 曲軸-法蘭摩擦系數(shù)測(cè)量

銷試樣材質(zhì)為球墨鑄鐵，與壓縮機(jī)中曲軸的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為HT250，與壓縮機(jī)中法蘭的材質(zhì)一致。圖4所示為曲軸-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線，由圖可知，曲軸-法蘭摩擦系數(shù)隨速度增大而減小。

圖4 曲軸-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

2.3 止推面-法蘭摩擦系數(shù)測(cè)量

銷試樣材質(zhì)為HT250，與壓縮機(jī)中法蘭的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為球墨鑄鐵，與壓縮機(jī)中曲軸的材質(zhì)一致。圖5所示為止推面-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線，由圖可知，止推面-法蘭摩擦系數(shù)隨速度增大而減小。

圖5 止推面-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

2.4 滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)測(cè)量

銷試樣材質(zhì)為FC300 鋼,與壓縮機(jī)中滾子的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為灰鑄鐵,與壓縮機(jī)中氣缸的材質(zhì)一致。圖6所示為滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線，由圖可知，滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)隨速度增大而減小。

圖6 滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

3 轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)摩擦噪聲預(yù)測(cè)方法

3.1 復(fù)特征值分析理論

轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)滑動(dòng)摩擦系統(tǒng)準(zhǔn)靜態(tài)下的運(yùn)動(dòng)方程可以表達(dá)為[7-9]：

其中：x代表位移向量。Mf、Cf和Kf分別代表系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，在摩擦力的作用下，矩陣變得不對(duì)稱。

方程式(3)對(duì)應(yīng)的特征方程為：

其中：λ=α+jω為特征值，φ為對(duì)應(yīng)的特征向量。求得方程式(3)的通解為：

式中：αi、ωi分別為特征值的實(shí)部和虛部。

由式(5)可知，當(dāng)特征值實(shí)部αi為正時(shí)，系統(tǒng)可能產(chǎn)生不穩(wěn)定振動(dòng)。通常采用等效阻尼比來(lái)判定系統(tǒng)產(chǎn)生不穩(wěn)定振動(dòng)的趨勢(shì)，其定義為：

若ζ＜0，則系統(tǒng)會(huì)產(chǎn)生不穩(wěn)定振動(dòng)，且ζ越小，系統(tǒng)越不穩(wěn)定[7]。

3.2 有限元模型

在有限元分析軟件ABAQUS中，建立全尺寸轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)摩擦噪聲的有限元模型，如圖7 所示。該模型中的接觸對(duì)有：滾子與曲軸偏心部接觸形成軸頸軸承，曲軸與上、下法蘭形成主副軸承，曲軸下偏心部端面與下法蘭接觸形成止推軸承。該模型約有342 678 個(gè)節(jié)點(diǎn)、152 384 個(gè)C3D8I 單元和94 452 個(gè)C3D10M單元。定義各個(gè)接觸對(duì)的切向接觸屬性為庫(kù)倫摩擦，選擇有限滑移運(yùn)算法則。使用關(guān)鍵詞Friction，Exponential decay，將實(shí)測(cè)的摩擦系數(shù)-相對(duì)滑動(dòng)速度負(fù)斜率考慮進(jìn)去，見圖3至圖6。

圖7 轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的有限元模型

模型中的邊界條件與真實(shí)工況一致，分別選中氣缸、法蘭、隔板的4個(gè)螺孔，約束U1、U2、U3共3個(gè)方向的自由度，見圖8。

圖8 邊界條件設(shè)置

如圖9所示，作用在滾子上的力包括離心力Fe、滑片接觸力Fn與Ft、氣體力Fg。F為合力，徑向和切向分力為Fr和Fq[10]，將合力F分解到x、y方向，得Fx和Fy。Fx和Fy隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的曲線如圖10所示。在模型中分別沿x、y方向?qū)⒘κ┘拥缴舷聺L子上。

圖9 滾子受力圖

圖10 Fx和Fy的變化曲線

4 結(jié)果分析

4.1 仿真結(jié)果

圖11 是轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)摩擦噪聲的頻率和等效阻尼比分布。由圖可知系統(tǒng)在f=10 021 Hz處，對(duì)應(yīng)的等效阻尼比為-0.002。此時(shí)系統(tǒng)發(fā)生了不穩(wěn)定振動(dòng)，即有摩擦噪聲產(chǎn)生。圖12為壓縮機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)振型圖。

圖11 轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)頻率分布

圖12 轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)模態(tài)振型

4.2 壓縮機(jī)摩擦噪聲現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試及分析

圖13為壓縮機(jī)振動(dòng)加速度的測(cè)點(diǎn)圖，加速度傳感器固定在壓縮機(jī)殼體上。圖14 為測(cè)得的振動(dòng)加速度曲線，圖15 為振動(dòng)加速度的功率譜密度分析。由圖可知，振動(dòng)加速度的主頻值為10 000 Hz，該試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果的誤差為0.2%，這驗(yàn)證了模型的合理性。

圖13 振動(dòng)加速度測(cè)點(diǎn)布置圖

圖14 振動(dòng)加速度曲線

圖15 功率譜密度分析

5 結(jié)語(yǔ)

本文使用銷-盤試驗(yàn)機(jī)測(cè)量了壓縮機(jī)中各個(gè)摩擦副在不同轉(zhuǎn)速下的摩擦系數(shù)，并建立了全尺寸壓縮機(jī)摩擦噪聲的有限元模型，運(yùn)用復(fù)特征值分析方法研究了壓縮機(jī)摩擦噪聲的產(chǎn)生機(jī)理，得到以下幾點(diǎn)結(jié)論：

(1)壓縮機(jī)各個(gè)摩擦副在油潤(rùn)滑條件下的滑動(dòng)摩擦系數(shù)隨速度增大而減小，即存在摩擦力-相對(duì)滑動(dòng)速度之間的負(fù)斜率關(guān)系。摩擦系數(shù)在0.03～0.149間變化。

(2)摩擦系數(shù)-相對(duì)滑動(dòng)速度負(fù)斜率可能引起壓縮機(jī)的摩擦噪聲。

(3) 壓縮機(jī)不穩(wěn)定振動(dòng)的頻率為f=10 021 Hz，該仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致。