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電動渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子的模態(tài)分析及試驗研究

2020-07-23 00:53:22·  來源：汽車熱管理之家  
　
摘要: 對制冷壓縮機的曲軸結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析,可以使壓縮機的額定工作頻率避開共振頻率區(qū)域,從而降低壓縮機的振動與噪聲。為了確定幾何排量為28 mL的電動汽車空調(diào)
摘要: 對制冷壓縮機的曲軸結(jié)構(gòu)進行模態(tài)分析,可以使壓縮機的額定工作頻率避開共振頻率區(qū)域,從而降低壓縮機的振動與噪聲。為了確定幾何排量為28 mL的電動汽車空調(diào)渦旋壓縮機的額定轉(zhuǎn)速,文章通過UG軟件建立了壓縮機轉(zhuǎn)子的實體模型,并將該模型導(dǎo)入到有限元分析軟件ANSYS Workbench中對壓縮機轉(zhuǎn)子的模態(tài)進行有限元分析,得到了前4階固有頻率和相應(yīng)振型圖,其中一階固有頻率為87 Hz;利用激振器法對28 mL電動汽車空調(diào)渦旋壓縮機的轉(zhuǎn)子零件進行了模態(tài)測試,試驗測得的轉(zhuǎn)子實際固有頻率及其振型等數(shù)據(jù)與有限元方法的計算結(jié)果吻合度較高。
 
前言
在電動汽車的空調(diào)系統(tǒng)中,電動壓縮機是其核心部件。對電動渦旋壓縮機的轉(zhuǎn)子進行模態(tài)分析,提取其固有頻率和相應(yīng)的振型,可以為渦旋壓縮機的工作轉(zhuǎn)速設(shè)計提供依據(jù),避免工作頻率與固有頻率重合造成的共振,降低動渦旋盤傳動組件因振動產(chǎn)生的疲勞損傷和噪聲,提高駕駛舒適度和壓縮機使用壽命。
 
28 mL電動渦旋壓縮機的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示,在其運轉(zhuǎn)過程中,曲軸的振動通過軸承傳遞到殼體上,從而激發(fā)殼體及其他零部件的振動,當(dāng)激振頻率與系統(tǒng)的某階固有頻率接近時,振幅會急劇增大。
 
固有頻率和振型是轉(zhuǎn)子結(jié)構(gòu)設(shè)計中的重要動力學(xué)參數(shù)。文獻[2]基于動力學(xué)理論討論了渦旋壓縮機曲軸的振動特點,建立了振動分析數(shù)學(xué)模型;文獻[3]對六缸柴油機曲軸的模態(tài)進行了有限元分析;文獻[4]對有限元分析中邊界條件對模態(tài)試驗的影響進行了研究;文獻[5]對模態(tài)試驗中測試點的選擇方法進行了優(yōu)化;文獻[6]對渦旋分子泵的轉(zhuǎn)子進行了模態(tài)分析和實驗驗證;文獻[7]分析比較了曲軸和曲軸部件的固有頻率和振型的差異;文獻[8]對模態(tài)試驗中力傳感器的附加質(zhì)量辨識及消除方法進行了研究;文獻[9]開展了對模態(tài)試驗中不同附加約束方式的對比試驗。
 
圖1 電動渦旋壓縮機結(jié)構(gòu)示意圖
本文以振動分析理論為研究基礎(chǔ),利用ANSYS軟件對28 mL電動渦旋壓縮機曲軸轉(zhuǎn)子進行模態(tài)分析[10],并利用激振器法對28 mL電動汽車空調(diào)渦旋壓縮機的轉(zhuǎn)子零件進行了模態(tài)測試。
1 模態(tài)分析理論
根據(jù)振動理論,一個具有N個自由度的線性結(jié)構(gòu)系統(tǒng)中,運動的微分方程為:
 
(1)
其中,M為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣;C為系統(tǒng)的阻尼矩陣;K為系統(tǒng)的剛度矩陣;x為位移矩陣;為速度矩陣;為加速度矩陣;F(t)為激振力矩陣[11]。
 
 
進行如下簡化假設(shè):M、K是常量;不考慮阻尼影響,C=0;結(jié)構(gòu)沒有激勵,F(t)=0;材料為線彈性材料,不包含非線性特性。
當(dāng)不考慮阻尼和外界條件等影響因素時,方程(1)可簡化為具有n個自由度的無阻尼自由振動微分方程:
 
(2)
(M+ω2M)x=0
(3)
其中,ω2為特征值,即固有頻率的平方;x為特征向量,其物理意義表示振型。
無阻尼振動系統(tǒng)特征方程如下:
det(K-ω2M)=0
(4)
求解方程(3)的特征值問題,也就是求解方程(4)的根ωi(i=1,2,…,n),即可得到結(jié)構(gòu)的固有頻率和固有振型。
2 轉(zhuǎn)子模態(tài)分析
2.1 實體模型及網(wǎng)格劃分
28 mL電動渦旋壓縮機的轉(zhuǎn)子由曲軸轉(zhuǎn)子、同步永磁體和固定于同步永磁體上用于二次平衡的平衡塊3個部件組成。利用UG軟件對其進行實體建模,如圖2所示。
 
圖2 轉(zhuǎn)子幾何模型
將實體模型導(dǎo)入ANSYS時,轉(zhuǎn)子的同步永磁體和曲軸之間為過盈配合,過盈量取0.04 mm,網(wǎng)格劃分后,轉(zhuǎn)子的有限元模型如圖3所示,含有38 810個節(jié)點和11 674個單元。
 
圖3 轉(zhuǎn)子有限元模型
2.2 基于有限元法的模態(tài)分析
ANSYS中模態(tài)提取方法主要有缺省方法(Block Lanczos)、子空間法(Subspace)、Power Dynamics法、縮減法(Reduced)、非對稱法(Unsymmetric)、阻尼法(Damped)等。針對電動渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子實體模型幾何尺寸小的特點,采用缺
省方法計算模態(tài),其材料屬性定義見表1所列。
表1 各部件的材料屬性
 
提取前4階振動模態(tài),振型如圖4所示,對應(yīng)的固有頻率見表2所列。一階振型表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)振型,固有頻率為87 Hz,可視為剛體模態(tài);二階和三階振型表現(xiàn)為轉(zhuǎn)子的兩軸承中間段沿徑向彎曲,固有頻率相接近;四階振型表現(xiàn)為二階彎曲,振動的方向位于不同的平面內(nèi),曲柄銷端部彎曲度較大。
 
圖4 模態(tài)仿真振型云圖
表2 模態(tài)仿真固有頻率
 
3 轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗
因為轉(zhuǎn)子具有較強的磁場,采用激勵錘方法產(chǎn)生的誤差較大,所以激振系統(tǒng)選擇更加穩(wěn)定的激振器來施加激勵頻率。
轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗裝置如圖5所示，由轉(zhuǎn)子、激振器、加速度傳感器、數(shù)據(jù)采集器、功率放大器以及計算機組成[12-13]。
試驗分析采用LMS.Test.Lab17A軟件,提取轉(zhuǎn)子在無約束狀態(tài)的固有頻率,利用實測數(shù)據(jù)來驗證有限元模型的準(zhǔn)確性。
 
圖5 轉(zhuǎn)子模態(tài)試驗裝置
激振器給予轉(zhuǎn)子激勵頻率使其產(chǎn)生振動,振動信號通過6個加速度傳感器和數(shù)據(jù)線傳到64通道的NVH測試分析系統(tǒng),記錄激勵和響應(yīng)的信號,經(jīng)過數(shù)字信號處理,獲得與響應(yīng)激勵自由度對應(yīng)的頻響函數(shù),通過Modal Analysis中的Poly MAX提取出頻響函數(shù)中的固有頻率和振型。
試驗獲取的頻響函數(shù)如圖6所示,穩(wěn)態(tài)圖如圖7所示,一階模態(tài)的穩(wěn)態(tài)圖如圖8所示，圖6～圖8中，振幅響應(yīng)由加速度/力表征，加速度以g為基準(zhǔn)，力的單位為N。
 
圖6 頻響函數(shù)
 
圖7 穩(wěn)態(tài)圖
 
圖8 一階模態(tài)穩(wěn)態(tài)圖
求取固有頻率和振型,轉(zhuǎn)子的振型如圖9所示。轉(zhuǎn)子固有頻率的試驗結(jié)果與計算結(jié)果對比見表3所列。
表3數(shù)據(jù)表明,2種方法獲取的固有頻率值之間的最小誤差為四階的0.8%,最大誤差為二階的7.9%。
誤差產(chǎn)生的原因如下:
(1) 對轉(zhuǎn)子實體模型進行了簡化,輸入的材料屬性與實際的材料屬性存在一定的誤差。
(2) 仿真算法基于線性理論,而實際轉(zhuǎn)子由許多部件組成,存在非線性因素。
(3) 試驗時轉(zhuǎn)子利用膠水和磁性固定于激振器上,對試驗結(jié)果有一定影響。
(4) 電動渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子體積小、質(zhì)量輕,6個加速度傳感器的附加質(zhì)量對模態(tài)試驗產(chǎn)生了一定的誤差影響。
 
圖9 試驗?zāi)B(tài)振型
對渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子進行模態(tài)分析的主要目的是為了避免激勵頻率接近一階模態(tài)固有頻率而引起的共振,一階臨界轉(zhuǎn)速為87 Hz(5 220 r/min),實際轉(zhuǎn)速應(yīng)偏離臨界轉(zhuǎn)速20%以上,因此壓縮機轉(zhuǎn)子的額定工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于4 176 r/min或者高于6 264 r/min。
試驗測得的轉(zhuǎn)子模態(tài)參數(shù)與仿真計算的結(jié)果基本吻合,表明了本文模態(tài)分析的有限元模型是較為準(zhǔn)確的。
表3 計算模態(tài)與試驗?zāi)B(tài)結(jié)果對比
 
4 結(jié) 論
(1) 本文建立了電動渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子的有限元模型,通過網(wǎng)格劃分與約束,得到了前4階固有頻率和相應(yīng)的振型圖,其中一階固有頻率為87 Hz。
(2) 用激振器法對壓縮機轉(zhuǎn)子進行了模態(tài)試驗,并對仿真結(jié)果與試驗結(jié)果產(chǎn)生誤差的原因進行了分析。比較試驗數(shù)據(jù)與計算模態(tài)結(jié)果可知,前4階的固有頻率最大誤差為7.9%,小于10%,驗證了壓縮機轉(zhuǎn)子模態(tài)分析有限元模型的準(zhǔn)確性。
(3) 轉(zhuǎn)子的模態(tài)分析為其曲軸的研發(fā)與優(yōu)化設(shè)計提供了理論數(shù)據(jù),根據(jù)仿真模態(tài)的固有頻率,28 mL電動渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子的額定工作轉(zhuǎn)速應(yīng)低于4 176 r/min。
作者：范子喆, 唐景春, 韓 凱
合肥工業(yè)大學(xué) 汽車與交通工程學(xué)院
 
 
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