基于ADAMS的冰箱壓縮機(jī)曲軸配重塊動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)

張春蕊 孫海濱 張全博

（青島萬(wàn)寶壓縮機(jī)有限公司，青島 266580）

引言

近年來(lái)，隨著家電行業(yè)的不斷發(fā)展，噪音已經(jīng)成為冰箱產(chǎn)品的一個(gè)重要設(shè)計(jì)指標(biāo)[1]。冰箱噪音主要來(lái)源于壓縮機(jī)噪音，而壓縮機(jī)噪音的主要來(lái)源包括機(jī)械噪音、氣流噪音和電磁噪音[2-3]。其中，氣流噪音主要通過(guò)改善吸排氣消音器降低，主要途徑是優(yōu)化吸排氣管路[4]。電磁噪音主要來(lái)源于電機(jī)，并不是壓縮機(jī)噪音的主要來(lái)源[5]。而機(jī)械噪音比較復(fù)雜，主要包括摩擦噪音和振動(dòng)噪音。摩擦噪音對(duì)壓縮機(jī)來(lái)講不可避免。針對(duì)目前的加工水平及加工精度，降低振動(dòng)噪音是最直接、最有效的降低噪音的方式[6-7]。

振動(dòng)噪音主要是由壓縮機(jī)氣缸座、曲軸、連桿、活塞等運(yùn)動(dòng)部件間的不平衡力導(dǎo)致。根本原因是壓縮機(jī)曲軸偏心的設(shè)計(jì)導(dǎo)致壓縮機(jī)重心不在軸線上，目前針對(duì)曲軸偏心導(dǎo)致的壓縮機(jī)振動(dòng)噪音主要采用添加配重塊的方法，配重塊的優(yōu)化設(shè)計(jì)可實(shí)現(xiàn)曲軸本身的靜平衡。楊金鳳等人針對(duì)汽車(chē)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸偏心，基于Pro/Engineer進(jìn)行了連桿軸頸夾具的靜平衡配重塊優(yōu)化設(shè)計(jì)[8]；王小龍等人針對(duì)往復(fù)式壓縮機(jī)振動(dòng)過(guò)大的問(wèn)題，基于虛擬樣機(jī)技術(shù)設(shè)計(jì)目標(biāo)函數(shù)實(shí)現(xiàn)了對(duì)曲軸系統(tǒng)平衡配重塊的設(shè)計(jì)[9]。但是，壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生的不平衡力是引起壓縮機(jī)振動(dòng)、影響零件應(yīng)力的根本因素。因此，在分析壓縮機(jī)動(dòng)平衡以及優(yōu)化設(shè)計(jì)壓縮機(jī)曲軸平衡塊過(guò)程中，除了應(yīng)實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)曲軸活塞系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)部件的靜平衡，還應(yīng)考慮外部不平衡載荷的影響。

因此，本文在分析壓縮機(jī)曲軸本身靜平衡的基礎(chǔ)上，考慮外部載荷對(duì)壓縮機(jī)曲軸與缸體相互作用載荷的影響，對(duì)壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析，最終確定壓縮機(jī)曲軸配重塊的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。

1 曲軸靜平衡設(shè)計(jì)

曲軸偏心部的存在，使曲軸質(zhì)心不在回轉(zhuǎn)中心線上，導(dǎo)致在壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中產(chǎn)生離心慣性力，并且這種不平衡在靜態(tài)時(shí)就能表現(xiàn)出來(lái)。因此，本文首先考慮在曲軸設(shè)計(jì)過(guò)程中增加配重塊以平衡因偏心產(chǎn)生的不平衡慣性力，使壓縮機(jī)曲軸質(zhì)心在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中盡量與曲軸回轉(zhuǎn)軸線重合。靜平衡狀態(tài)下，壓縮機(jī)曲軸需滿足的靜平衡條件為：

式中，ms、mb分別為不平衡質(zhì)量和所需平衡質(zhì)量是不平衡質(zhì)量質(zhì)心距和所需平衡質(zhì)量與回轉(zhuǎn)軸線的距離。

以某冰箱壓縮機(jī)的曲軸設(shè)計(jì)為例，該壓縮機(jī)具體參數(shù)如下：不平衡質(zhì)量質(zhì)心與回轉(zhuǎn)中心線距離10mm。其中，曲軸結(jié)構(gòu)如圖1所示。根據(jù)曲軸結(jié)構(gòu)尺寸以及設(shè)計(jì)空間要求，可確定：曲軸配重塊與活塞不發(fā)生干涉的最大直徑1是54mm，曲軸配重塊與活塞定位銷不干涉的最大直徑2是44mm。據(jù)此確定了六種曲軸配重塊設(shè)計(jì)方案，如表1所示。

圖1 曲軸結(jié)構(gòu)圖

表1 六種配重塊設(shè)計(jì)方案

然后基于Pro/Engineer建立該壓縮機(jī)曲軸仿真模型，導(dǎo)入ADAMS中進(jìn)行動(dòng)態(tài)分析。可確定曲軸的軸心位置位于（0，0，0），并且坐標(biāo)系中Y向與曲軸軸線重合，XZ平面與軸線垂直，基于ADAMS辨識(shí)出曲軸零件的質(zhì)心位置，六種配重塊設(shè)計(jì)方案下曲軸質(zhì)心位置如表2所示。曲軸偏心距計(jì)算公式為：根據(jù)式（2）可確定添加配重塊以后的曲軸偏心距，并且偏心越小，曲軸在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中離心力越小，運(yùn)動(dòng)越平穩(wěn)。

表2 六種方案下曲軸質(zhì)心位置

從表2添加配重塊后曲軸質(zhì)心位置及偏心距可看出，偏心最小的三種方案為前三個(gè)方案。后續(xù)以這三種方案為基礎(chǔ)，針對(duì)該型號(hào)壓縮機(jī)相關(guān)運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)行仿真，確定平衡塊尺寸的最優(yōu)值。

2 運(yùn)動(dòng)部件仿真

基于Pro/Engineer建立第二節(jié)確定的三種方案的壓縮機(jī)模型，然后導(dǎo)入ADAMS中，如圖2所示。汽缸座與大地固連，曲軸與氣缸座、曲軸與連桿之間施加轉(zhuǎn)動(dòng)副，同時(shí)活塞與汽缸座之間施加移動(dòng)副。在曲軸上施加旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，帶動(dòng)其他部件做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。設(shè)定曲軸轉(zhuǎn)速3000r/min，即18000°/s，仿真時(shí)間為0.04s，仿真壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)2周。2.

圖2 運(yùn)動(dòng)部件模型

1 外載荷計(jì)算

壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)部件在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中主要受到缸頭氣體力和摩擦力作用。缸頭氣體力大小與吸排氣壓力相關(guān)，氣體力的變化與壓力比及氣體膨脹系數(shù)有關(guān)，摩擦力與零部件的加工精度、潤(rùn)滑、油膜厚度息息相關(guān)。壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中所受摩擦力與氣體力相比很小，動(dòng)平衡仿真中可忽略不計(jì)。假設(shè)壓縮機(jī)是在氣體壓縮過(guò)程絕熱的理想條件下工作，吸氣壓力ps為0.32MPaA，排氣壓力pd為1.98MPaA。根據(jù)缸孔直徑可以得到往復(fù)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中活塞所受氣體力載荷。

根據(jù)活塞壓縮機(jī)的工作原理，可簡(jiǎn)化為如圖3所示運(yùn)動(dòng)滑塊機(jī)構(gòu)。

圖3 活塞式壓縮機(jī)工作原理圖

首先確定活塞位移為：

式中，λ=r/L。

氣體膨脹過(guò)程所受氣體壓力為：

式中，sc為余隙容積折合長(zhǎng)度，sc=αs；s表示不平衡質(zhì)量質(zhì)心與回轉(zhuǎn)中心線距離；m為氣體吸氣過(guò)程和壓縮過(guò)程系數(shù)。

同理可得，氣體壓縮過(guò)程所受氣體壓力為：

假設(shè)氣體吸氣過(guò)程和壓縮過(guò)程系數(shù)m不發(fā)生變化，則活塞所受的氣體力為pdA，A為活塞受力面積，則活塞所受氣體力載荷形式如圖4所示。

圖4 理想狀況下活塞所受氣體力

計(jì)算出理想狀況下壓縮機(jī)活塞所受的氣體力，后期再對(duì)壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真，考慮壓縮機(jī)活塞所受氣體力，基于運(yùn)動(dòng)學(xué)分析確定曲軸與氣缸座之間的載荷力。

2.2 載荷輸出對(duì)比

基于ADAMS搭建完成各種配重塊方案模型。首先，不考慮外部載荷的條件下，通過(guò)曲軸帶動(dòng)壓縮機(jī)各運(yùn)動(dòng)部件運(yùn)動(dòng)，得到三種方案條件下的曲軸與氣缸座相互作用載荷在XYZ三方向上的分量，如圖5所示。

圖5 無(wú)外載荷條件下曲軸與氣缸座之間相互作用載荷XYZ三方向分量

通過(guò)以上三種方案的對(duì)比，可以看出配重塊直徑越大，曲軸與氣缸座之間的不平衡載荷輸出越小。在零部件的設(shè)計(jì)過(guò)程中，該載荷具有一定的衡量意義。但是考慮外部載荷的影響，該輸出指標(biāo)在整機(jī)設(shè)計(jì)方案中僅供參考。

下面根據(jù)2.1節(jié)計(jì)算的壓縮機(jī)活塞所受外界氣體力載荷，在活塞的運(yùn)動(dòng)軸線上引入外部載荷數(shù)據(jù)，同樣基于ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真，得到曲軸與氣缸座相互作用載荷在XYZ三方向上的輸出情況，結(jié)果如圖6所示。

圖6 外載荷作用下曲軸與氣缸座之間相互作用載荷XYZ三方向分量

通過(guò)對(duì)比圖5與圖6可以看出，考慮壓縮機(jī)活塞所受外界氣體力后，一方面會(huì)導(dǎo)致曲軸與氣缸座相互作用載荷在XYZ三方向上的幅值顯著增大，另一方面，三種設(shè)計(jì)方案輸出的曲軸與氣缸座相互作用載荷也發(fā)生了明顯變化。不考慮壓縮機(jī)活塞所受外界氣體力時(shí)，曲軸與氣缸座之間相互作用載荷關(guān)系為：直徑50mm＞直徑52mm＞直徑54mm（X方向），直徑50mm＞直徑52mm＞直徑54mm（Y方向），直徑50mm＞直徑52mm＞直徑54mm（Z方向）。考慮壓縮機(jī)活塞所受外界氣體力時(shí)，曲軸與氣缸座之間相互作用載荷關(guān)系為：直徑54mm＞直徑52mm＞直徑50mm（X方向），直徑54mm＞直徑52mm＞直徑50mm（Y方向），直徑50mm＞直徑52mm＞直徑54mm（Z方向）。由于考慮外部載荷后，曲軸與氣缸座相互作用載荷在XYZ三方向上幅值會(huì)顯著增大，因此應(yīng)以外部載荷為主。其中，XY為垂直曲軸軸線平面內(nèi)的運(yùn)動(dòng)，直徑50mm受力最小。Z方向?yàn)檩S線方向運(yùn)動(dòng)，可以直接影響到壓縮機(jī)機(jī)芯的縱向振動(dòng)。綜合考慮以上仿真結(jié)果，結(jié)合曲軸靜平衡設(shè)計(jì)中質(zhì)心的位置，確定該型號(hào)壓縮機(jī)曲軸配重塊最佳設(shè)計(jì)尺寸為直徑1為52mm、直徑2為42mm。

3 結(jié)論

本文以某型號(hào)壓縮機(jī)為例，對(duì)其進(jìn)行曲軸配重塊的動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)，首先考慮曲軸自身的靜平衡，以達(dá)到力矩靜平衡為目的，確定了三種配重塊設(shè)計(jì)方案：配重塊直徑50mm、配重塊直徑52mm以及配重塊直徑54mm。然后，在考慮壓縮機(jī)活塞所受外界氣體力和不考慮壓縮機(jī)活塞所受外界氣體力兩種情況下，對(duì)比了曲軸與氣缸座之間相互作用載荷的關(guān)系。結(jié)果表明，冰箱壓縮機(jī)曲軸配重塊優(yōu)化設(shè)計(jì)時(shí)，外界載荷在系統(tǒng)不平衡作用力中占據(jù)主導(dǎo)地位。當(dāng)考慮外界載荷時(shí)，曲軸與氣缸座相互作用載荷在XYZ三方向上幅值會(huì)顯著增大，并且曲軸與氣缸座之間相互作用載荷的變化趨勢(shì)也會(huì)發(fā)生變化。最后，結(jié)合壓縮機(jī)曲軸質(zhì)心位置，綜合考量外界載荷力的影響以及縱向載荷力的大小，確定最優(yōu)的配重塊設(shè)計(jì)方案。

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