基于ADAMS的冰箱壓縮機曲軸配重塊動態優化設計

張春蕊 孫海濱 張全博

（青島萬寶壓縮機有限公司，青島 266580）

引言

近年來，隨著家電行業的不斷發展，噪音已經成為冰箱產品的一個重要設計指標[1]。冰箱噪音主要來源于壓縮機噪音，而壓縮機噪音的主要來源包括機械噪音、氣流噪音和電磁噪音[2-3]。其中，氣流噪音主要通過改善吸排氣消音器降低，主要途徑是優化吸排氣管路[4]。電磁噪音主要來源于電機，并不是壓縮機噪音的主要來源[5]。而機械噪音比較復雜，主要包括摩擦噪音和振動噪音。摩擦噪音對壓縮機來講不可避免。針對目前的加工水平及加工精度，降低振動噪音是最直接、最有效的降低噪音的方式[6-7]。

振動噪音主要是由壓縮機氣缸座、曲軸、連桿、活塞等運動部件間的不平衡力導致。根本原因是壓縮機曲軸偏心的設計導致壓縮機重心不在軸線上，目前針對曲軸偏心導致的壓縮機振動噪音主要采用添加配重塊的方法，配重塊的優化設計可實現曲軸本身的靜平衡。楊金鳳等人針對汽車發動機曲軸偏心，基于Pro/Engineer進行了連桿軸頸夾具的靜平衡配重塊優化設計[8]；王小龍等人針對往復式壓縮機振動過大的問題，基于虛擬樣機技術設計目標函數實現了對曲軸系統平衡配重塊的設計[9]。但是，壓縮機運轉過程中產生的不平衡力是引起壓縮機振動、影響零件應力的根本因素。因此，在分析壓縮機動平衡以及優化設計壓縮機曲軸平衡塊過程中，除了應實現壓縮機曲軸活塞系統運動部件的靜平衡，還應考慮外部不平衡載荷的影響。

因此，本文在分析壓縮機曲軸本身靜平衡的基礎上，考慮外部載荷對壓縮機曲軸與缸體相互作用載荷的影響，對壓縮機運動部件進行動態仿真分析，最終確定壓縮機曲軸配重塊的優化設計方案。

1 曲軸靜平衡設計

曲軸偏心部的存在，使曲軸質心不在回轉中心線上，導致在壓縮機運轉過程中產生離心慣性力，并且這種不平衡在靜態時就能表現出來。因此，本文首先考慮在曲軸設計過程中增加配重塊以平衡因偏心產生的不平衡慣性力，使壓縮機曲軸質心在運轉過程中盡量與曲軸回轉軸線重合。靜平衡狀態下，壓縮機曲軸需滿足的靜平衡條件為：

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

以某冰箱壓縮機的曲軸設計為例，該壓縮機具體參數如下：不平衡質量質心與回轉中心線距離10mm。其中，曲軸結構如圖1所示。根據曲軸結構尺寸以及設計空間要求，可確定：曲軸配重塊與活塞不發生干涉的最大直徑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。據此確定了六種曲軸配重塊設計方案，如表1所示。

圖1 曲軸結構圖

表1 六種配重塊設計方案

然后基于Pro/Engineer建立該壓縮機曲軸仿真模型，導入ADAMS中進行動態分析。可確定曲軸的軸心位置位于（0，0，0），并且坐標系中Y向與曲軸軸線重合，XZ平面與軸線垂直，基于ADAMS辨識出曲軸零件的質心位置，六種配重塊設計方案下曲軸質心位置如表2所示。曲軸偏心距計算公式為：根據式（2）可確定添加配重塊以后的曲軸偏心距，并且偏心越小，曲軸在運轉過程中離心力越小，運動越平穩。

表2 六種方案下曲軸質心位置

從表2添加配重塊后曲軸質心位置及偏心距可看出，偏心最小的三種方案為前三個方案。后續以這三種方案為基礎，針對該型號壓縮機相關運動部件進行仿真，確定平衡塊尺寸的最優值。

2 運動部件仿真

基于Pro/Engineer建立第二節確定的三種方案的壓縮機模型，然后導入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動副，同時活塞與汽缸座之間施加移動副。在曲軸上施加旋轉運動，帶動其他部件做往復運動。設定曲軸轉速3000r/min，即18000°/s，仿真時間為0.04s，仿真壓縮機運轉2周。2.

圖2 運動部件模型

1 外載荷計算

壓縮機運動部件在運動過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，氣體力的變化與壓力比及氣體膨脹系數有關，摩擦力與零部件的加工精度、潤滑、油膜厚度息息相關。壓縮機在運轉過程中所受摩擦力與氣體力相比很小，動平衡仿真中可忽略不計。假設壓縮機是在氣體壓縮過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。根據缸孔直徑可以得到往復運轉過程中活塞所受氣體力載荷。

根據活塞壓縮機的工作原理，可簡化為如圖3所示運動滑塊機構。

圖3 活塞式壓縮機工作原理圖

首先確定活塞位移為：

式中，λ=r/L。

氣體膨脹過程所受氣體壓力為：

式中，sc為余隙容積折合長度，sc=αs；s表示不平衡質量質心與回轉中心線距離；m為氣體吸氣過程和壓縮過程系數。

同理可得，氣體壓縮過程所受氣體壓力為：

假設氣體吸氣過程和壓縮過程系數m不發生變化，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

計算出理想狀況下壓縮機活塞所受的氣體力，后期再對壓縮機運動部件進行動態仿真，考慮壓縮機活塞所受氣體力，基于運動學分析確定曲軸與氣缸座之間的載荷力。

2.2 載荷輸出對比

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，通過曲軸帶動壓縮機各運動部件運動，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

通過以上三種方案的對比，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。在零部件的設計過程中，該載荷具有一定的衡量意義。但是考慮外部載荷的影響，該輸出指標在整機設計方案中僅供參考。

下面根據2.1節計算的壓縮機活塞所受外界氣體力載荷，在活塞的運動軸線上引入外部載荷數據，同樣基于ADAMS動力學仿真，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

通過對比圖5與圖6可以看出，考慮壓縮機活塞所受外界氣體力后，一方面會導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，三種設計方案輸出的曲軸與氣缸座相互作用載荷也發生了明顯變化。不考慮壓縮機活塞所受外界氣體力時，曲軸與氣缸座之間相互作用載荷關系為：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）。考慮壓縮機活塞所受外界氣體力時，曲軸與氣缸座之間相互作用載荷關系為：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三方向上幅值會顯著增大，因此應以外部載荷為主。其中，XY為垂直曲軸軸線平面內的運動，直徑50mm受力最小。Z方向為軸線方向運動，可以直接影響到壓縮機機芯的縱向振動。綜合考慮以上仿真結果，結合曲軸靜平衡設計中質心的位置，確定該型號壓縮機曲軸配重塊最佳設計尺寸為直徑1為52mm、直徑2為42mm。

3 結論

本文以某型號壓縮機為例，對其進行曲軸配重塊的動態優化設計，首先考慮曲軸自身的靜平衡，以達到力矩靜平衡為目的，確定了三種配重塊設計方案：配重塊直徑50mm、配重塊直徑52mm以及配重塊直徑54mm。然后，在考慮壓縮機活塞所受外界氣體力和不考慮壓縮機活塞所受外界氣體力兩種情況下，對比了曲軸與氣缸座之間相互作用載荷的關系。結果表明，冰箱壓縮機曲軸配重塊優化設計時，外界載荷在系統不平衡作用力中占據主導地位。當考慮外界載荷時，曲軸與氣缸座相互作用載荷在XYZ三方向上幅值會顯著增大，并且曲軸與氣缸座之間相互作用載荷的變化趨勢也會發生變化。最后，結合壓縮機曲軸質心位置，綜合考量外界載荷力的影響以及縱向載荷力的大小，確定最優的配重塊設計方案。

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