斜盘式压缩机活塞滑履间隙对振动的影响

徐周亮，陆益民，涂志健，徐　傲

（合肥工业大学 汽车与机械工程学院，合肥 230009）



斜盘式压缩机活塞滑履间隙对振动的影响

徐周亮，陆益民，涂志健，徐傲

（合肥工业大学 汽车与机械工程学院，合肥 230009）

加工精度等因素使得斜盘式压缩机活塞滑履间隙不可避免，不同间隙对压缩机的振动贡献量也不同。首先对同型号不同活塞滑履间隙的压缩机进行仿真分析，再结合试验对不同转速和活塞滑履间隙工况下的压缩机进行振动测试，利用时域信号和频谱分析确定间隙是压缩机空转时的主要振动源之一。通过仿真和试验分析发现，压缩机的振动冲击随着间隙和转速的增加而加剧，试验与仿真结果比较吻合，研究结果为压缩机故障诊断提供参考和依据。

振动与波；斜盘式压缩机；仿真；冲击；间隙

随着噪声与振动控制技术的提高，汽车空调系统的噪声与振动水平日益受到重视，压缩机是空调系统的核心，其噪声振动水平直接影响空调系统的性能。为了扩大市场各生产厂家开始注重对压缩机进行噪声和振动优化改进，以提高空调系统的性能。

压缩机的振动源主要是其运动件，由于加工精度和装配精度等原因，活塞和滑履之间必然存在间隙。在活塞和滑履的惯性作用下，运转过程中存在冲击是不可避免的。对于压缩机整体而言这种冲击会表现为轴向振动。鉴于冲击力的理论计算较为复杂，文中通过对6 Sexx型变排量斜盘式压缩机动力学模型的建立，仿真6 Sexx型变排量斜盘式压缩机工作过程中的冲击，并对三种不同间隙情况下的测试信号进行时域、频域分析，分析研究压缩机在各间隙下的的振动。由于稳态时气体力的存在使得活塞受力方向不改变，从而弱化了活塞滑履之间的冲击，因此仅研究空转状态［1］。

1　变排量压缩机的仿真分析

1.1工作原理及动力学仿真

图1所示为变排量斜盘式压缩机的剖面图。主轴旋转带动驱动盘、斜盘一起做旋转运动，由于斜盘有一定倾斜角度，将带动活塞沿轴向做周期性往复运动，斜盘和活塞之间由半球作为连接件。采用三维软件建立实体模型，然后将装配后的文件转换成中间文件导入ADAMS中。在ADAMS中输入各零件的材料密度等原始模型数据后，施加相应的运动副约束和力约束构成压缩机的动力学仿真模型［2-4］。与文献［2-4］不同之处在于本文仿真的是压缩机的空载状态，且半球与斜盘之间不是平面副而是接触副，这样定义更接近实际情况。表1所示为压缩机主要构件间的运动约束关系，图2为具体仿真流程。

图1　变排量斜盘式压缩机剖面图

表1　压缩机主要构件间运动约束

图2　压缩机动力学仿真流程图

变排量斜盘式压缩机的几何参数和惯性参数采用Adams仿真软件计算得到，对于几何形状复杂不规则的实体，其计算过程会大大简化。计算结果如表2所示。

表2　压缩机主要零件动力学参数

1.2不同间隙的仿真结果分析

根据压缩机实际工作转速选择1 000 r/min和 3 000 r/min两种常用转速，压缩机工作状态为空转（斜盘倾角2°左右）。理论上六缸压缩机每个活塞的运动及受力情况都一样，如图3—图8给出了空载状态下的一组活塞与滑履之间3个周期的受力情况。六缸压缩机主轴旋转一圈每组活塞与滑履都会发生一次冲击，从仿真可以看出滑履同活塞开始接触时会产生很大的冲击，之后逐步增大到一峰值再逐渐减小至零，这个过程中活塞与滑履从接触到分离，随着主轴的旋转活塞和滑履之间循环接触与分离，整体受力情况呈现正弦变化趋势，与活塞的加速度变化趋势相近［4］。

图3　10 μm空载1 000 r/min工况受力分析

图4　20 μm空载1 000 r/min工况受力分析

图5　30 μm空载1 000 r/min工况受力分析

图6　10 μm空载3 000 r/min工况受力分析

图7　20 μm空载3 000 r/min工况受力分析

图8　30 μm空载3 000 r/min工况受力分析

通过仿真取六组活塞与滑履的冲击力的平均值得到表3。

表3　冲击力平均值/N

由图2—图7可知：

（1）转速和间隙的增加都会使得活塞和滑履之间的冲击力增大，随着间隙的增加其冲击力增大趋势有加倍的倾向；

（2）相同间隙下3 000 r/min时的冲击比1 000 r/min时增大近5～6倍；

（3）相同转速下30 μm时的冲击是10 μm时的一倍左右；

（4）主轴每转一圈，活塞滑履冲击的次数为活塞的个数。

综上可知由间隙带来的冲击不可忽视，尤其在高转速下的冲击有可能会作为激励源引发压缩机的结构共振而使得压缩机的噪声、振动增大。

2　试验分析

2.1时域特征分析

往复式压缩机各部件的周期运动特性及冲击性激励源的存在，造成压缩机振动信号的时域波形存在明显的冲击和周期性特征［5］。图9—图11分别为滑履间隙为10 μm、20 μm、30 μm、转速为3 000 r/min时压缩机的轴向振动时域信号，转速为3 000 r/min时主轴一个周期T为0.02 s，在时域中取其一个周期信号（图10由于采样频率设置较低，时域信号点较为稀疏）。以10 μm、30 μm、转速为3 000 r/min的工况为例分析时域中一个周期的冲击力特征，并根据牛顿第二定律F=ma验证仿真结果（压缩机整机质量为3.8 kg）。

由图9-图11峰值取平均可得转速为3 000 r/ min时各间隙下的轴向冲击加速度a/（m/s2）。

根据牛顿第二定律F=ma可得试验冲击力，结合前面的仿真结果可知：10 μm、20 μm、30 μm时其在转速为3 000 r/min工况下仿真冲击力分别为19.8 N、25.1 N、44.1 N；试验冲击力分别为：16.0 N、31.5 N、38.8 N。

表4　冲击加速度的平均值

图9　30 μm空载3 000 r/min工况下时域加速度信号

图10　20 μm空载3 000 r/min工况下时域加速度信号

图11　10 μm空载3 000 r/min工况下时域加速度信号

仿真与试验结果相差2 5%以内，对比分析仿真和试验结果可知两者结果趋势是一致的。转速和间隙的增加都会使得振动增大，同转速下间隙30 μm时的振动比10 μm时增加一倍多，由此可见间隙对压缩机的振动影响不可忽视。

2.2频域分析

从时域信号图中可明显看出时域信号存在周期性的冲击，一个周期内冲击次数为6次，频率正好为转频的6倍。往复式压缩机壳体表面所测得的振动信号是多个激励源的振动响应的叠加，不同激励源引起的振动响应信号所处的频率也各不相同，可通过频域分析找出激励源［1］。结合压缩机各部件的运动特征对轴向加速度信号进行频域分析，能够有效地找出振动源。试验中为了去除阀片的影响设计了去除阀片的一组试验［5］。图12为去阀片、去活塞工况和去阀片工况的一组对比，试验转速为3 000 r/ min，工频为50 Hz，其6阶、12阶频率分别为300 Hz和600 Hz。从图12可知，去阀片时其6阶、12阶分量较去阀片去活塞工况依然突出，因此可以排除空转状态下阀片的影响。图13为间隙等于20 μm和30 μm、压缩机空转转速为3 000 r/min时的频谱图。由图中可看出其6阶和12阶分量对压缩机振动的贡献量较大。结合压缩机的结构特征及仿真分析和时域分析，判断滑履间隙产生的冲击是其主要振源。

图12　去阀片去活塞工况与去阀片工况的轴向振动频谱

图13　30 μm和20 μm空载3 000 r/min工况下轴向振动频谱

3　结语

斜盘式压缩机在运行一段时间后，其斜盘与滑履磨损加剧会使得间隙增大并产生振动噪声，随着间隙的增大其振动增大趋势会越来越明显。文中对不同间隙的斜盘式汽车空调压缩机进行仿真分析，研究其间隙大小对振动的影响。由于间隙引起的振动冲击与活塞惯性力有关，因此可从减小活塞质量和间隙两方面入手来控制间隙带来的影响。仿真与试验分析所得出的结果比较吻合，趋势一致。研究结果为合理选择斜盘式汽车空调压缩机活塞滑履间隙大小提供参考，为压缩机的故障诊断提供依据。

［1］周宗琳.变排量汽车空调压缩机的噪声振动特性研究［D］.合肥：合肥工业大学，2015.

［2］王屹.变排量汽车空调压缩机机械动力学仿真和工作过程模拟［D］.上海：上海交通大学，2002.

［3］潘军，王屹，蒋祖华，等.斜盘式汽车空调压缩机动力特性仿真［J］.流体机械，2002，30（1）：44-48.

［4］袁华超.虚拟样机环境下的客车空调压缩机动力学仿真与分析［D］.上海：上海交通大学，2006.

［5］赵俊龙.往复式压缩机振动信号特征分析及故障诊断方法研究［D］.大连：大连理工大学，2009.

［6］钱小平，郝点，陈兰英.往复压缩机噪声测试分析［J］.噪声与振动控制，2010，30（3）：164-167.

Effect of Swash Plate Compressor Clearance between Piston and Hemisphere on Vibration

XU Zhou-liang，LU Yi-min，TU Zhi-jian，XUAo

（School of Mechanical andAutomotive Engineering，Hefei University of Technology，Hefei 230009，China）

The clearance between piston and hemisphere of swash plate compressors is inevitable because of the prcessing errors，and different clearances have different contributions to the vibration of the compressors.In this paper，first of all，the operation process of the compressor is simulated at different clearance，and the vibration of the compressor at different rotating speed and different clearance is tested experimentally.Then，it is confirmed that the clearance is one of the main vibration source of the compressor by signal time-domain analysis and spectrum analysis.Through simulation and testing analysis，it is found that the vibration of the swash plate compressor is aggravated when the clearance between piston and hemisphere is enlarged and the rotation speed is increased.The results of simulation agree well with the testing data. This work has provided a reference for fault diagnosis of the compressors.

vibration and wave；swash plate compressor；simulation；impact；clearance

TH45

ADOI编码：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.04.014

1006-1355（2016）04-0066-04

2015-12-09

徐周亮（1992-），男，安徽省安庆市人，硕士生，主要研究方向为机械系统动态特性分析。E-mail:13053045867@163.com

陆益民，男，硕士生导师。E-mail:Yimin_Lu@163.com