斜盤式壓縮機活塞滑履間隙對振動的影響

徐周亮，陸益民，涂志健，徐　傲

（合肥工業大學 汽車與機械工程學院，合肥 230009）

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斜盤式壓縮機活塞滑履間隙對振動的影響

徐周亮，陸益民，涂志健，徐傲

（合肥工業大學 汽車與機械工程學院，合肥 230009）

加工精度等因素使得斜盤式壓縮機活塞滑履間隙不可避免，不同間隙對壓縮機的振動貢獻量也不同。首先對同型號不同活塞滑履間隙的壓縮機進行仿真分析，再結合試驗對不同轉速和活塞滑履間隙工況下的壓縮機進行振動測試，利用時域信號和頻譜分析確定間隙是壓縮機空轉時的主要振動源之一。通過仿真和試驗分析發現，壓縮機的振動沖擊隨著間隙和轉速的增加而加劇，試驗與仿真結果比較吻合，研究結果為壓縮機故障診斷提供參考和依據。

振動與波；斜盤式壓縮機；仿真；沖擊；間隙

隨著噪聲與振動控制技術的提高，汽車空調系統的噪聲與振動水平日益受到重視，壓縮機是空調系統的核心，其噪聲振動水平直接影響空調系統的性能。為了擴大市場各生產廠家開始注重對壓縮機進行噪聲和振動優化改進，以提高空調系統的性能。

壓縮機的振動源主要是其運動件，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，運轉過程中存在沖擊是不可避免的。對于壓縮機整體而言這種沖擊會表現為軸向振動。鑒于沖擊力的理論計算較為復雜，文中通過對6 Sexx型變排量斜盤式壓縮機動力學模型的建立，仿真6 Sexx型變排量斜盤式壓縮機工作過程中的沖擊，并對三種不同間隙情況下的測試信號進行時域、頻域分析，分析研究壓縮機在各間隙下的的振動。由于穩態時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，因此僅研究空轉狀態［1］。

1　變排量壓縮機的仿真分析

1.1工作原理及動力學仿真

圖1所示為變排量斜盤式壓縮機的剖面圖。主軸旋轉帶動驅動盤、斜盤一起做旋轉運動，由于斜盤有一定傾斜角度，將帶動活塞沿軸向做周期性往復運動，斜盤和活塞之間由半球作為連接件。采用三維軟件建立實體模型，然后將裝配后的文件轉換成中間文件導入ADAMS中。在ADAMS中輸入各零件的材料密度等原始模型數據后，施加相應的運動副約束和力約束構成壓縮機的動力學仿真模型［2-4］。與文獻［2-4］不同之處在于本文仿真的是壓縮機的空載狀態，且半球與斜盤之間不是平面副而是接觸副，這樣定義更接近實際情況。表1所示為壓縮機主要構件間的運動約束關系，圖2為具體仿真流程。

圖1　變排量斜盤式壓縮機剖面圖

表1　壓縮機主要構件間運動約束

圖2　壓縮機動力學仿真流程圖

變排量斜盤式壓縮機的幾何參數和慣性參數采用Adams仿真軟件計算得到，對于幾何形狀復雜不規則的實體，其計算過程會大大簡化。計算結果如表2所示。

表2　壓縮機主要零件動力學參數

1.2不同間隙的仿真結果分析

根據壓縮機實際工作轉速選擇1 000 r/min和 3 000 r/min兩種常用轉速，壓縮機工作狀態為空轉（斜盤傾角2°左右）。理論上六缸壓縮機每個活塞的運動及受力情況都一樣，如圖3—圖8給出了空載狀態下的一組活塞與滑履之間3個周期的受力情況。六缸壓縮機主軸旋轉一圈每組活塞與滑履都會發生一次沖擊，從仿真可以看出滑履同活塞開始接觸時會產生很大的沖擊，之后逐步增大到一峰值再逐漸減小至零，這個過程中活塞與滑履從接觸到分離，隨著主軸的旋轉活塞和滑履之間循環接觸與分離，整體受力情況呈現正弦變化趨勢，與活塞的加速度變化趨勢相近［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）轉速和間隙的增加都會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有加倍的傾向；

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

（3）相同轉速下30 μm時的沖擊是10 μm時的一倍左右；

（4）主軸每轉一圈，活塞滑履沖擊的次數為活塞的個數。

綜上可知由間隙帶來的沖擊不可忽視，尤其在高轉速下的沖擊有可能會作為激勵源引發壓縮機的結構共振而使得壓縮機的噪聲、振動增大。

2　試驗分析

2.1時域特征分析

往復式壓縮機各部件的周期運動特性及沖擊性激勵源的存在，造成壓縮機振動信號的時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、轉速為3 000 r/min時壓縮機的軸向振動時域信號，轉速為3 000 r/min時主軸一個周期T為0.02 s，在時域中取其一個周期信號（圖10由于采樣頻率設置較低，時域信號點較為稀疏）。以10 μm、30 μm、轉速為3 000 r/min的工況為例分析時域中一個周期的沖擊力特征，并根據牛頓第二定律F=ma驗證仿真結果（壓縮機整機質量為3.8 kg）。

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

根據牛頓第二定律F=ma可得試驗沖擊力，結合前面的仿真結果可知：10 μm、20 μm、30 μm時其在轉速為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工況下時域加速度信號

圖10　20 μm空載3 000 r/min工況下時域加速度信號

圖11　10 μm空載3 000 r/min工況下時域加速度信號

仿真與試驗結果相差2 5%以內，對比分析仿真和試驗結果可知兩者結果趨勢是一致的。轉速和間隙的增加都會使得振動增大，同轉速下間隙30 μm時的振動比10 μm時增加一倍多，由此可見間隙對壓縮機的振動影響不可忽視。

2.2頻域分析

從時域信號圖中可明顯看出時域信號存在周期性的沖擊，一個周期內沖擊次數為6次，頻率正好為轉頻的6倍。往復式壓縮機殼體表面所測得的振動信號是多個激勵源的振動響應的疊加，不同激勵源引起的振動響應信號所處的頻率也各不相同，可通過頻域分析找出激勵源［1］。結合壓縮機各部件的運動特征對軸向加速度信號進行頻域分析，能夠有效地找出振動源。試驗中為了去除閥片的影響設計了去除閥片的一組試驗［5］。圖12為去閥片、去活塞工況和去閥片工況的一組對比，試驗轉速為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，因此可以排除空轉狀態下閥片的影響。圖13為間隙等于20 μm和30 μm、壓縮機空轉轉速為3 000 r/min時的頻譜圖。由圖中可看出其6階和12階分量對壓縮機振動的貢獻量較大。結合壓縮機的結構特征及仿真分析和時域分析，判斷滑履間隙產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頻譜

圖13　30 μm和20 μm空載3 000 r/min工況下軸向振動頻譜

3　結語

斜盤式壓縮機在運行一段時間后，其斜盤與滑履磨損加劇會使得間隙增大并產生振動噪聲，隨著間隙的增大其振動增大趨勢會越來越明顯。文中對不同間隙的斜盤式汽車空調壓縮機進行仿真分析，研究其間隙大小對振動的影響。由于間隙引起的振動沖擊與活塞慣性力有關，因此可從減小活塞質量和間隙兩方面入手來控制間隙帶來的影響。仿真與試驗分析所得出的結果比較吻合，趨勢一致。研究結果為合理選擇斜盤式汽車空調壓縮機活塞滑履間隙大小提供參考，為壓縮機的故障診斷提供依據。

［1］周宗琳.變排量汽車空調壓縮機的噪聲振動特性研究［D］.合肥：合肥工業大學，2015.

［2］王屹.變排量汽車空調壓縮機機械動力學仿真和工作過程模擬［D］.上海：上海交通大學，2002.

［3］潘軍，王屹，蔣祖華，等.斜盤式汽車空調壓縮機動力特性仿真［J］.流體機械，2002，30（1）：44-48.

［4］袁華超.虛擬樣機環境下的客車空調壓縮機動力學仿真與分析［D］.上海：上海交通大學，2006.

［5］趙俊龍.往復式壓縮機振動信號特征分析及故障診斷方法研究［D］.大連：大連理工大學，2009.

［6］錢小平，郝點，陳蘭英.往復壓縮機噪聲測試分析［J］.噪聲與振動控制，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，主要研究方向為機械系統動態特性分析。E-mail:13053045867@163.com

陸益民，男，碩士生導師。E-mail:Yimin_Lu@163.com