摘要：為了解決電動渦旋壓縮機傳動系統(tǒng)偏心旋轉(zhuǎn)部件慣性力不平衡引起的振動較大問題，基于動平衡理論對壓縮機的傳動系統(tǒng)進行力學分析，建立了傳動系統(tǒng)的動力學模型，進行多體動力學仿真分析，優(yōu)化偏心輪結(jié)構(gòu)參數(shù)。根據(jù)優(yōu)化后參數(shù)加工出偏心輪，完成樣機裝配后，使用振動加速度傳感器在振動試驗臺上進行3 000 r/min下3個進排氣壓力測試值下樣機振動測試，對比了優(yōu)化前后的樣機振動值，結(jié)果表明：采用優(yōu)化后的偏心輪的壓縮機在保證整機性能的情況下能夠有效地降低振動。

引言

電動壓縮機是新能源汽車空調(diào)系統(tǒng)的核心，被廣泛應用在新能源汽車上。其由電機驅(qū)動，2個嚙合的渦旋盤在轉(zhuǎn)動過程中完成工質(zhì)的壓縮。在其工作過程中，傳動系統(tǒng)會受到動渦盤回轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生的離心慣性力和氣體力的影響而產(chǎn)生振動，核心部件的振動又會通過接觸傳遞，引發(fā)壓縮機的整機振動。近幾年隨著新能源汽車的快速發(fā)展，對電動壓縮機性能提出了更高的要求，電動壓縮機動平衡研究也逐漸成為熱點，研究傳動系統(tǒng)的動平衡對減小壓縮機振動和提高性能有著重大的意義。

彭斌等采用分步平衡的方式進行了渦旋壓縮機的動平衡實驗，實現(xiàn)了渦旋壓縮機工作時的高頻低振。顧文等在不同轉(zhuǎn)速下對電動渦旋壓縮機曲軸系統(tǒng)受到的不平衡力進行分析，利用ADAMS 軟件實現(xiàn)了偏心輪質(zhì)量的優(yōu)化設(shè)計，仿真獲得了定轉(zhuǎn)速條件下偏心輪質(zhì)量大小與平衡鐵質(zhì)量大小對曲軸系統(tǒng)的影響規(guī)律。邱海飛建立渦旋壓縮機傳動系統(tǒng)的等效力學模型，應用APDL 進行了渦旋壓縮機曲軸組件的參數(shù)化設(shè)計，使平衡鐵質(zhì)心位置更為合理，主軸自振頻率提高9.49 Hz，對軸系的動平衡起到了一定程度的優(yōu)化。張曉軍等針對渦旋壓縮機傳動過程中周期性的受迫振動問題，建立動平衡模型，仿真得到了對目標函數(shù)影響較大的參數(shù)，進行了優(yōu)化設(shè)計，提高運行的穩(wěn)定性，明顯降低了振動和噪聲。綜合以上可知，國內(nèi)對壓縮機傳動系統(tǒng)的動平衡與振動問題研究還是比較少。

本文為了實現(xiàn)傳動系統(tǒng)動平衡，降低振動，通過動平衡理論對傳動系統(tǒng)進行了力學分析，基于ADAMS軟件進行了動力學仿真，優(yōu)化偏心輪的結(jié)構(gòu)參數(shù)，再基于振動試驗對比了優(yōu)化前后的振動值，驗證了該優(yōu)化的可行性，降低了壓縮機的振動。

1 傳動系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和動平衡理論分析

如圖1 所示，電動壓縮機的傳動系統(tǒng)部分主要由軸承、花盤、偏心主軸、轉(zhuǎn)子、偏心輪、平衡塊、防旋環(huán)、動渦盤和防旋銷等組成。偏心機構(gòu)有動渦盤、大小平衡塊以及偏心輪這3部分，其中動渦盤通過軸承與偏心輪相連接，偏心輪又套在偏心主軸上，主軸轉(zhuǎn)動帶動動渦盤在防旋環(huán)的限制下繞靜渦盤的固定點做圓周運動；偏心輪和平衡塊是電動渦旋壓縮機軸系配重的兩部分，2塊平衡塊用鉚釘鉚在轉(zhuǎn)子的上下兩側(cè)，且錯開180°安裝，偏心輪是直接裝在動軸承和偏心主軸之間的；對于電動渦旋壓縮機傳動系統(tǒng)來說，其周期性的激勵來源主要是傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)質(zhì)心偏離主軸而造成的離心力，而這種慣性離心力是引起電動渦旋壓縮機振動的主要原因，因此合理地設(shè)計這兩部分質(zhì)心位置和質(zhì)量將有效地提高壓縮機的性能和穩(wěn)定性。


圖1 電動壓縮機傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

旋轉(zhuǎn)部件的力不平衡主要是由3 部分組成的，即動渦旋盤在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩、偏心輪旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩、平衡塊在旋轉(zhuǎn)過程中產(chǎn)生的慣性力和慣性力矩，力矩的不平衡會導致壓縮機出現(xiàn)傾覆效果，從而引發(fā)整機的振動。圖2所示為這3個旋轉(zhuǎn)部件的結(jié)構(gòu)簡圖，其中原點坐標軸建立在軸承處，①、②、③分別為動渦盤、偏心輪和平衡塊，由于動渦盤的結(jié)構(gòu)比較復雜，對其進行了一定程度的模型簡化，平衡塊分為2塊，根據(jù)理論力學中力與力矩方程，那么旋轉(zhuǎn)部件在質(zhì)心處產(chǎn)生的慣性離心力可分解到x和y方向上。


圖2 壓縮機傳動系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)部件結(jié)構(gòu)簡圖

旋轉(zhuǎn)部件上產(chǎn)生的慣性力分解在x和y軸上為：



旋轉(zhuǎn)部件分解在x和y軸上慣性力對軸承原點之矩為：



式中：w為旋轉(zhuǎn)的角速度；n為旋轉(zhuǎn)部件數(shù)；mic 為第i個旋轉(zhuǎn)部件集中在質(zhì)心c處質(zhì)量；(xi,yi,zi)為旋轉(zhuǎn)部件的質(zhì)心坐標。

由以上公式，3部分旋轉(zhuǎn)部件產(chǎn)生的慣性力對軸承O的總合力矩為0即可實現(xiàn)傳動系統(tǒng)的動平衡，因此在已知動盤的實際質(zhì)量和質(zhì)心坐標下，就能求出一個合理的偏心輪和平衡塊配重分配方案，但是這種方法存在很大的缺陷，因為還有一些因素沒有考慮進去，而且忽略了二階慣性往復慣性力的影，這就造成理論計算出來的結(jié)果往往并非最優(yōu)。

2 傳動系統(tǒng)的平衡仿真與優(yōu)化

根據(jù)壓縮機傳動系統(tǒng)的平衡理論，采用多體動力學軟件ADAMS（Automa Dynamic Analysis of Mechanical Systems） 進行運動仿真分析，并在仿真的基礎(chǔ)上做參數(shù)化優(yōu)化設(shè)計。AD?AMS 是最知名的動力學仿真軟件，可以快速、方便地完成設(shè)計參數(shù)的尋優(yōu)工作，并擁有強大的后處理能力和良好的交互性。

2.1 建立動力學模型

由于壓縮機的實際模型比較復雜，而且也不需要對不相關(guān)部件進行建模，利用SolidWorks 軟件只建立傳動系統(tǒng)部件的三維模型并完成裝配，如圖3所示，再進行干涉檢查，之后生成.X_T 文件導入到ADAMS 中建立動力學模型，如圖4 所示，根據(jù)傳動系統(tǒng)部件之間運動關(guān)系完成相關(guān)的約束；重新定義零件的實際質(zhì)量，由于實際的材料可能和軟件中定義的材料所計算出來的質(zhì)量有所差別，就直接利用現(xiàn)有壓縮機的實際質(zhì)量來設(shè)置。已知傳動系統(tǒng)的實測質(zhì)量和等效密度如表1所示。

表1 壓縮機核心部件的質(zhì)量以及等效密度



圖3 壓縮機傳動系統(tǒng)的三維模型


圖4 ADAMS動力學模型

2.2 目標函數(shù)的確定

目標函數(shù)即是測量系統(tǒng)中的某個要檢測的量，由于要對傳動系統(tǒng)的合力矩進行合理的監(jiān)測，每一時刻旋轉(zhuǎn)偏心慣性離心力對軸承之矩，在ADAMS中對固定軸承處建立2個測量變量Tx （測量旋轉(zhuǎn)部件對軸承x方向的慣性合力矩)和Ty （測量旋轉(zhuǎn)部件對軸承y 方向的慣性合力矩)，設(shè)定的目標函數(shù)即是min(Tx)和min(Ty)，也就是使2 個測量函數(shù)的值達到最小值。

2.3 仿真分析

該RSE28A 電動壓縮機的轉(zhuǎn)速范圍為3 000～6 000 r/min，常用考核轉(zhuǎn)速為3 000 r/min、4 000 r/mim和6 000 r/min，而該壓縮機適配在新能源汽車上的工作轉(zhuǎn)速一般為3 000 r/min，為了更好地適配新能源汽車，只選用3 000 r/min 這一個轉(zhuǎn)速進行仿真分析，在仿真過程中，主要考慮的是傳動系統(tǒng)的慣性力的作用，所以在建模過程中沒有考慮摩擦、負載等因素。設(shè)置壓縮機轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，重力加速度為9.8 m s2，進行0.1 s（4 個周期)的仿真分析，得到2 個測量變量變化仿真結(jié)果如圖5所示。由圖可知，傳動系統(tǒng)固定軸承處產(chǎn)生總的合力矩在x和y軸波動較大，最高點和最低點的差值較大，根據(jù)壓縮機的平衡公式及理論，說明其傳動系統(tǒng)中還存在很大的不平衡力矩，要進一步減小上下幅值波動范圍大的情況，就需要對電動壓縮機傳動系統(tǒng)偏心旋轉(zhuǎn)部件進行優(yōu)化設(shè)計。


圖5 x和y方向上的總合力矩

2.4 動平衡模型優(yōu)化

考慮到影響動平衡的參數(shù)比較多，而且壓縮機傳動系統(tǒng)其他零部件尺寸和質(zhì)量改變較難，忽略氣體力和其他的因素，考慮將偏心輪作為分析對象，保持所有的設(shè)置條件和前面一致，偏心輪位置狀態(tài)及空間力的分析圖如圖6 所示，在ADAMS 軟件中選取偏心輪的質(zhì)量和質(zhì)心位置參數(shù)作為優(yōu)化變量：DV1——偏心輪的質(zhì)量，DV2——偏心輪的質(zhì)心x坐標位置，DV3——偏心輪的質(zhì)心y坐標位置，DV4——偏心輪的質(zhì)心z坐標位置；偏心輪質(zhì)量的初始值為83 g ，質(zhì)心初始位置為：x＝6.5 mm，y ＝-14.5 mm，z＝8.0 mm。設(shè)置偏心輪質(zhì)量和質(zhì)心的變化范圍如表2所示，由于偏心輪的形狀極為不規(guī)則，根據(jù)偏心輪的尺寸來設(shè)置質(zhì)心的變化區(qū)間，使偏心輪的參數(shù)在該區(qū)間內(nèi)取值。


圖6 偏心輪的空間位置和受力

表2 優(yōu)化變量的初始值及變化區(qū)間



圖7 優(yōu)化后x和y方向上的合力矩

由于壓縮機的傳動系統(tǒng)為剛性系統(tǒng)，因此采用基于Newton-Raphson（牛頓-拉夫遜)迭代算法的變系數(shù)BDF 剛性積分程序，其特點是變階、變步長，計算過程不容易出錯。在ADAMS中的Design evalutionTools中的優(yōu)化器設(shè)置最大迭代次數(shù)50次，最終經(jīng)過14次迭代，最終合力矩前后兩者的差值最小，再進行迭代時就會呈現(xiàn)上升的趨勢，在進行第14 次迭代優(yōu)化的時候，能使目標函數(shù)值到達最小，使目標函數(shù)達到最優(yōu)時設(shè)計變量的值為：DV1＝92.4 g，DV2＝7.68 mm，DV3＝-11.67 mm，DV4＝8.56 mm；直接在ADAMS 中設(shè)置優(yōu)化后的參數(shù)變量值，再進行0.1 s 的仿真，仿真結(jié)果如圖7所示。

通過優(yōu)化后的參數(shù)對傳動系統(tǒng)再次進行仿真后可知，合力矩的上下波動的幅值差值比優(yōu)化前的上下波動幅值差值減小4.5 N·m，但是并不能達到更小的范圍，這可能還需要再次配合調(diào)整轉(zhuǎn)子上的平衡塊做相應的參數(shù)化設(shè)計，以求達到最優(yōu)；因此后續(xù)還要具體改變傳動系統(tǒng)的一些結(jié)構(gòu)，再結(jié)合平衡塊做相應的調(diào)整；通過對偏心輪結(jié)構(gòu)參數(shù)的優(yōu)化，減小了合力矩大小以及波動的幅值。

3 樣機振動試驗

傳動系統(tǒng)的不平衡量與振動有著直接的關(guān)系，根據(jù)De?mel闡述壓縮機的不衡量與振動呈正相關(guān)的關(guān)系，理論上減小慣性合力矩的波動將會有效地降低振動，因此對優(yōu)化前后偏心輪的壓縮機做振動試驗測試。

壓縮機振動試驗通過加速度傳感器測量并記錄壓縮機運行時各個測量點的振動位移幅值，如圖8所示，并通過其最大值評價壓縮機振動程度。實驗主要采用的設(shè)備有汽車空調(diào)噪聲振動測試運轉(zhuǎn)臺、愛華AWA6290L 多通道分析儀、3 個振動加速度傳感器，如圖9 所示。噪聲振動測試運轉(zhuǎn)臺主要調(diào)節(jié)壓縮機的進氣壓力和排氣壓力值，以確保在特定的工況下工作；多通道分析儀主要對振動傳感器測出的數(shù)據(jù)進行采集以及做頻域分析。


圖8 振動采集的頻域


圖9 壓縮機振動三方向?qū)嶒炁_


圖10 優(yōu)化后的偏心輪樣品

根據(jù)優(yōu)化后的參數(shù)在原來的偏心輪的基礎(chǔ)上進行改進，增加偏心輪的質(zhì)量或者改變材料的方式加工出相應的偏心輪樣品，如圖10 所示，并完成對樣機的重新裝配，在振動測試臺上進行優(yōu)化前后偏心輪的壓縮機振動測試，3 個振動傳感器分別是按x、y、z 三個方向貼在壓縮機表面上（圖9），且貼的位置位于壓縮機各個方向的正中方向，優(yōu)化前后的壓縮機的所貼的位置保持不變，壓縮機工作的轉(zhuǎn)速為3 000 r/min。

根據(jù)汽車空調(diào)壓縮機性能常用的幾組行業(yè)標準進排氣測試值，進排氣體選擇3組值進行實驗測試：0.375 MPa/1.492 MPa、0.3 MPa/1.5 MPa、0.296 MPa/1.8 MPa，并進行振動數(shù)值的對比分析，為避免少量幾次實驗測量具有偶然性，對每組進排氣壓力值的工況下進行10次測量，實驗發(fā)現(xiàn)所得出的這10次測量數(shù)據(jù)相差不大，為了便于分析，對這10次測量的數(shù)值取平均值，之后進行對比，實驗結(jié)果如表3～4所示。

表3 優(yōu)化前壓縮機的振動加速度值


表4 優(yōu)化后壓縮機的振動加速度值


根據(jù)優(yōu)化前后的振動值對比可知，優(yōu)化后的x方向和y方向的振動值比優(yōu)化前的分別降低了1.1 m s2 和0.8 m s2 左右，振動很明顯降低了。x和y方向主要是傳動系統(tǒng)離心不平衡力的方向，而z軸是壓縮機安裝方向，傳動系統(tǒng)的離心不平衡力在該方向上沒有分量，因此可看出優(yōu)化前后z方向的振動值并無多大的差異；而就不同的進出口的壓力來說，不同的進出氣壓力值之間所測得的振動加速度值也有一些差異，這可能是作用在壓縮機動渦盤上的氣體力造成的。通過優(yōu)化后的偏心輪降低了RSE28A 電動壓縮機的振動值，達到了預期的效果，驗證了該優(yōu)化的可行性。

4 結(jié)束語

本文結(jié)合RSE28A 電動壓縮機實際振動情況，基于AD?AMS 軟件對電動壓縮機的傳動系統(tǒng)進行了平衡仿真和對偏心輪的優(yōu)化，利用優(yōu)化后的參數(shù)改進偏心輪的結(jié)構(gòu)并加工出偏心輪，在3 000 r/min 轉(zhuǎn)速下進行了優(yōu)化前后壓縮機不同進出口壓力的振動測試實驗，通過振動實驗結(jié)果對比，發(fā)現(xiàn)優(yōu)化后的偏心輪的壓縮機在x方向振動值和y方向振動值比優(yōu)化前分別減小了1.1 m s2 和0.8 m s2 左右，進一步驗證了優(yōu)化的合理性，同時改善了壓縮機的振動較大情況，為壓縮機動平衡和振動問題提供了實際的工程參考價值。



作者：張 亢1，袁鋒偉1，李春銀2
1.南華大學機械工程學院
2.露笑新能源技術(shù)有限公司