滾動轉子式壓縮機基頻振動測試和仿真

李政 王海軍

上海海立電器有限公司 上海 201206

0 引言

空調外機配管系統的振動和噪聲問題一直是空調和壓縮機廠家共同關注的關鍵問題之一。其中低頻振動、噪聲極易通過墻體傳入室內側，影響消費者的使用體驗。季振勤等通過對空調外機鈑金件結構的低頻振動和異常噪聲的FFT分析，確認了壓縮機振動是導致室外機產生低頻振動和異常噪聲的主要原因[1-3]。因此，準確的預估壓縮機的低頻振動特性成了亟待解決的關鍵問題。

長期以來，對壓縮機的低頻振動的研究主要關注基頻回轉振動，即滾動轉子式壓縮機吸排氣腔的阻力矩的周期性波動，迫使壓縮機產生的往復回轉運動[4]，而對壓縮機的徑向振動和軸向振動關注較少。壓縮機回轉振動是影響空調配管振動、應力的主要因素，但隨著空調配管振動、應力仿真要求的不斷提高，僅用回轉運動描述壓縮機的振動，已經不能滿足仿真精度的需求。壓縮機徑向振動和軸向振動對配管振動、應力的影響逐步凸顯。因此，精確模擬壓縮機的實際運行狀態，是提高空調配管振動、應力仿真準確性的必然要求。

本文以某型號壓縮機為研究對象，通過對壓縮機殼體表面的工作振型（ODS）測試，獲得了壓縮機殼體表面的徑向、軸向、切向基頻振動分布。并通過構建包含內部結構的壓縮機模型，分區域進行簡諧激勵加載，實現了壓縮機單體基頻振動的精確仿真，并預測了不同壓縮機方案的振動變化趨勢，最終有效降低了壓縮機各方向的基頻振動值。

1 壓縮機表面振動試驗測試

ODS測試是工作狀態下結構的兩點或多點之間的相對振動。壓縮機殼體表面的ODS分析方法，可以獲得壓縮機在常用工作條件及一定頻率下的實際動態特性，可以更加形象、直觀地顯示壓縮機的振動形態[5]。

壓縮機殼體表面的工作陣型測試是根據壓縮機的殼體形狀，將殼體圓柱面分為上中下三層，每層間隔45°設定一個測點（排除儲液器連接位置）。用殼體表面共計21個測點來表征壓縮機的振動形態，壓縮機的測點確定及劃分如圖1所示。

圖1 壓縮機殼體表面的ODS測點布置

壓縮機運行新國標工況，測得殼體表面的基頻振動特性如圖2所示，其中壓縮機殼體表面振動以回轉切向（Y向）振動為主，同時兼有徑向（X向）和軸向（Z向）的往復振動。圖3是將各測點的切向、徑向、軸向基頻振動幅值分別提取繪制的殼體振動分布雷達圖。其中，0°位置為儲液器連接位置（無測點）。表1～表3為殼體各點位置沿三個方向的相位測試結果。

表1 壓縮機殼體21點，切向振動相位（°）

表3 壓縮機殼體21點，軸向振動相位（°）

圖2 壓縮機殼體表面的ODS振型

圖3 壓縮機振動測試，不同位置的振動分布（m/s2）

由上述壓縮機殼體表面不同位置切向、徑向和軸向的振動分布結果可知：

（1）壓縮機不同點位置的振動值各不相同。壓縮機振動以回轉切向振動為主，徑向振動次之，軸向振動最小。

表2 壓縮機殼體21點，徑向振動相位（°）

（2）壓縮機殼體切向振動：壓縮機整體切向振動圖形向背離儲液器側偏移；軸向各層沿圓周方向的振動值分布近似圓形；上、下層的切向振動圓心偏移方向相反；各點位置切向振動相位相近同時達到最大振動幅值。

（3）壓縮機殼體徑向振動：各層振動幅值在圓周方向呈狹長狀分布；上、下兩端振動幅值大，中間位置振動幅值小。

（4）壓縮機殼體軸向振動：相同高度位置，沿圓周方向各點振動幅值不同；相同角度位置，沿軸線方向各點振動幅值及相位基本一致。

2 簡諧激勵下的強迫振動理論

壓縮機運轉狀態下的載荷激勵主要分為電機驅動力矩和氣體阻力矩的周期性波動，以及運動部件的慣性力產生的周期性載荷。相對壓縮機質心而言，壓縮機的總載荷是連續變化的。其大小和方向都在隨曲軸轉角而動態變化，直接分析非常困難。但是在壓縮機的某單一自由度方向上，各載荷的分量具有簡諧性或周期性，該方向上的壓縮機振動響應符合強迫振動理論。再利用線性系統的疊加原理，將各個分載荷的振動響應疊加，即可獲得壓縮機在該自由度方向上的總振動響應。

單自由度線性系統的強迫振動的運動微分方程為[6]：

其中，F(t)為諧波激勵力；A=F/k是與簡諧激勵力的力幅F相等的恒力作用在系統上所引起的靜位移；k為系統的靜剛度。

式（1）微分方程的穩態解為：

其中：X為系統響應的幅值；φ為系統響應的相位。

其中，wn為系統的固有頻率；ξ為系統阻尼率。

3 壓縮機振動仿真

ANSYS諧響應仿真模塊主要分析結構在周期性簡諧載荷作用下的動態響應，適用于壓縮機基頻振動的仿真模擬。壓縮機基頻振動諧響應計算：首先，建立準確的壓縮機三維模型，如圖4所示，包括壓縮機內部不平衡質量部件、葉片滑動部件和泵體波動力矩承載部件。其次，對壓縮機內部各周期載荷進行傅立葉分解，取基頻分量作為載荷幅值。并假定壓縮機軸系由某一固定點位起始旋轉，建立各載荷間的相位關系，模擬壓縮機內部激勵載荷的作用順序。其中，回轉離心力由兩個正交方向的等幅值、相位差90°的載荷組等效。最后，約束壓縮機橡膠底腳支撐面，將吸排氣管口的連接端做自由邊界處理進行模擬仿真。壓縮機振動仿真載荷如表4所示。

圖4 包含內部結構的壓縮機仿真模型

表4 壓縮機振動仿真載荷

參考ODS試驗殼體測試采樣點分布，將殼體表面分為上、中、下三層，每層間隔45°分別提取各點的Y切向、X徑向和Z軸向的振動加速度。利用各點位置的振動幅值繪制雷達圖如圖5所示，統計各點位置在三個方向的相位信息如表5～表7所示。

圖5 壓縮機振動仿真，殼體不同位置的振動分布（m/s2）

對比圖3和圖5殼體各點位置試驗與仿真結果的振動幅值雷達圖，以及表5～表7各點位置的振動相位對比可知：壓縮機殼體表面振動加速度的仿真結果與試驗測試結果分布相近。即壓縮機的實際振動表現符合簡諧激勵下的強迫振動理論，利用ANSYS諧響應仿真模塊可以仿真壓縮機的切向、徑向、軸向振動分布狀態。并且仿真方法可以規避多種不必要的試驗測試誤差，對殼體各點位置的振動分布規律表現的更為清晰。壓縮機殼體基頻振動分布還有如下特性：

表5 壓縮機殼體21點，切向振動的相位對比（°）

表7 壓縮機殼體21點，軸向振動的相位對比（°）

（1）壓縮機殼體切向振動：在軸向相同高度處，圓周方向兩點間隔180°切向振動幅值相加約等于切向振動均值；

（2）壓縮機殼體徑向振動：在軸向相同高度處，圓周方向兩點間隔180°徑向振動幅值基本相同，相位相差180°；

（3）壓縮機殼體軸向振動：沿圓周方向，軸向不同高度各點振動幅值與相位均一致。

4 壓縮機振動改善

隨著空調器廠家對低頻振動要求愈加嚴格，某空調器廠家要求壓縮機切向基頻主振動小于15 m/s2。實測樣機殼體表面最大切向振動幅值為18.3 m/s2，超過樣機匹配的振動標準。為降低壓縮機的振動值，利用上述仿真模擬方法對三種壓縮機變更方案進行模擬仿真和試驗測試。對比模擬仿真和試驗測試結果，記錄殼體表面各測點在三個方向的最大振動加速度，如圖6所示。

表6 壓縮機殼體21點，徑向振動的相位對比（°）

圖6 壓縮機振動加速度Max值對比（m/s2）

由上述壓縮機殼體表面三個方向的振動加速度Max值對比可知：

（1）壓縮機振動模擬仿真結果與試驗測試結果變化趨勢相一致，利用該仿真方法可以準確預測不同方案壓縮機的振動改善效果。其中，單向振動最大偏差不大于23%，各方向平均偏差小于12%。

（2）方案一，增加了壓縮機切向回轉的轉動慣量，壓縮機切向振動幅值減小，但徑向和軸向振動幅值均有增大。

（3）方案二，轉子平衡百分比的變更，Y切向和X徑向振動幅值均顯著變差。

（4）方案三，即增加了壓縮機切向回轉的轉動慣量，同時又調整了壓縮機質心位置和回轉軸線的傾斜程度。壓縮機殼體表面三個方向的振動幅值均有改善，切向振動降低23%，徑向振動降低6%，軸向振動降低8%，滿足空調器廠家切向振動小于15 m/s2的要求。

5 結論

本文通過ODS方法測試了壓縮機運行狀態下的殼體振動分布規律，并利用諧響應仿真方法準確的模擬了壓縮機的基頻振動。根據試驗測試和模擬仿真的結果表明：

（1）壓縮機殼體表面不同點位置的振動值各不相同。壓縮機振動以回轉切向振動為主，徑向振動次之，軸向振動最小。

（2）壓縮機殼體切向振動：壓縮機整體切向振動圖形向背離儲液器側偏移；軸向各層沿圓周方向的振動值分布近似圓形；上、下層的切向振動圓心偏移方向相反；各點位置切向振動相位相近同時達到最大振動幅值。在軸向相同高度處，圓周方向兩點間隔180°切向振動值相加，近似等于切向振動均值；

（3）壓縮機殼體徑向振動：各層振動幅值在圓周方向呈狹長狀分布；上、下兩端徑向振動幅值大，中間位置振動幅值小；軸向相同高度位置，在圓周方向兩點間隔180°時，徑向振幅基本相同，相位相差180°；

（4）壓縮機殼體軸向振動：相同高度位置，沿圓周方向各點振動幅值不同；相同角度位置，沿軸線方向各點振動幅值與相位均一致。

（5）壓縮機振動模擬仿真結果與試驗測試結果變化趨勢相一致，利用該仿真方法可以準確預測不同方案壓縮機的振動改善效果。其中，單方向振動最大偏差不大于23%，各方向平均偏差小于12%。

（6）增加轉動慣量調整質心位置，可以有效降低壓縮機三個方向的振動值。本次試驗結果，壓縮機殼體表面切向振動降低23%，徑向振動降低6%，軸向振動降低8%。