含運(yùn)動(dòng)副間隙的渦旋壓縮機(jī)動(dòng)平衡仿真研究

黃華軍， 張　春， 金　鑫， 曹垚鑫(北方導(dǎo)航控制技術(shù)股份有限公司 研發(fā)部，北京　100176)

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含運(yùn)動(dòng)副間隙的渦旋壓縮機(jī)動(dòng)平衡仿真研究

黃華軍， 張春， 金鑫， 曹垚鑫(北方導(dǎo)航控制技術(shù)股份有限公司 研發(fā)部，北京100176)

摘要：為了研究運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)渦旋壓縮機(jī)動(dòng)平衡的影響，根據(jù)渦旋壓縮機(jī)機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)副間隙特點(diǎn)，采用非線性等效彈簧阻尼模型和Coulomb摩擦模型建立考慮摩擦作用的運(yùn)動(dòng)副間隙接觸碰撞模型，并將其嵌入到ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真軟件中，建立了含運(yùn)動(dòng)副間隙的渦旋壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)模型，針對(duì)小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、間隙大小和間隙數(shù)目三種情況，進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真。仿真結(jié)果表明：小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、間隙大小和間隙數(shù)目對(duì)渦旋壓縮機(jī)的動(dòng)平衡有顯著影響，為合理選用軸承游隙提供了參考，并為提高渦旋壓縮機(jī)的動(dòng)力特性提供了理論依據(jù)。

關(guān)鍵詞：運(yùn)動(dòng)副間隙；渦旋壓縮機(jī)；動(dòng)平衡；接觸

渦旋壓縮機(jī)是一種容積式壓縮機(jī)，屬于一種旋轉(zhuǎn)機(jī)械，一般由動(dòng)渦旋盤、靜渦旋盤、防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、曲軸和支架體等部件組成[1]。

渦旋壓縮機(jī)的一個(gè)重要問題就是動(dòng)平衡問題，渦旋壓縮機(jī)的動(dòng)不平衡將產(chǎn)生振動(dòng)和噪聲,引起渦旋壓縮機(jī)運(yùn)動(dòng)副動(dòng)壓力的增加，加劇軸承的磨損和失效，降低壓縮機(jī)的運(yùn)動(dòng)精度、平穩(wěn)性和增加摩擦功耗，同時(shí)也大大減少了軸承的使用壽命。

由于裝配、制造誤差和磨損，運(yùn)動(dòng)副間隙是不可避免的，這會(huì)導(dǎo)致壓縮機(jī)動(dòng)不平衡。同時(shí)，在壓縮機(jī)運(yùn)行期間，運(yùn)動(dòng)副關(guān)節(jié)元素存在失去接觸的現(xiàn)象，待再接觸時(shí)會(huì)產(chǎn)生碰撞，引起沖擊動(dòng)載荷，影響壓縮機(jī)系統(tǒng)載荷傳遞，以及造成運(yùn)動(dòng)副的破壞和失效。因此，間隙機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)已成為國(guó)內(nèi)外機(jī)械工程界需要迫切解決的關(guān)鍵問題之一[2-4]。

現(xiàn)有文獻(xiàn)關(guān)于渦旋壓縮機(jī)動(dòng)平衡的研究較少，文獻(xiàn)[5]針對(duì)小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)渦旋壓縮機(jī)的主軸進(jìn)行了平衡設(shè)計(jì)，認(rèn)為動(dòng)盤的離心慣性力作用在主軸曲柄銷上，沒有考慮主軸曲柄銷與動(dòng)盤連接處及3個(gè)小軸與動(dòng)盤連接處間隙對(duì)動(dòng)平衡的影響；文獻(xiàn)[6]從渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)入手，采用“變轉(zhuǎn)速、多平面、分步平衡”的方法，完成了轉(zhuǎn)子的動(dòng)平衡試驗(yàn)，但沒有考慮防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)渦旋壓縮機(jī)動(dòng)平衡的影響。文獻(xiàn)[7]針對(duì)十字滑環(huán)防自轉(zhuǎn)渦旋壓縮機(jī)進(jìn)行了動(dòng)力特性及仿真模擬研究，進(jìn)行了曲軸動(dòng)靜平衡分析，認(rèn)為動(dòng)盤的離心慣性力完全作用在主軸曲柄銷上，不考慮防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)主軸動(dòng)平衡的影響，只研究了主軸曲柄銷驅(qū)動(dòng)軸承間隙對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)力特性的影響。

本文以渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)為研究對(duì)象，采用非線性等效彈簧阻尼模型建立間隙處的接觸碰撞模型，同時(shí)采用Coulomb摩擦模型考慮運(yùn)動(dòng)副間隙處的摩擦作用，并將其嵌入到ADAMS多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析軟件中，建立了基于ADAMS的渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)虛擬樣機(jī)模型，基于該軟件詳細(xì)地研究運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)平衡影響。

1渦旋壓縮機(jī)基本結(jié)構(gòu)及工作原理

渦旋壓縮機(jī)主要由動(dòng)渦旋盤、靜渦旋盤、小軸、曲軸和殼體等零件組成,如圖1所示。圖2為機(jī)構(gòu)平面裝配簡(jiǎn)圖，O為曲軸中心，O1為曲軸的偏心圓中心，A、B、C為3個(gè)小曲拐在支架體上的中心，D、E、F為動(dòng)渦盤上的中心。動(dòng)、靜渦旋盤偏心一定距離相錯(cuò)某一角度安置在一起，動(dòng)、靜渦旋齒相互嚙合后形成多個(gè)封閉容積,動(dòng)渦旋在曲軸驅(qū)動(dòng)和防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)(3個(gè)小拐)限制下,實(shí)現(xiàn)回轉(zhuǎn)平動(dòng)運(yùn)動(dòng), 使動(dòng)、靜渦旋齒相互嚙合形成的月牙形封閉容積發(fā)生周期性變化,實(shí)現(xiàn)氣體的吸入、壓縮和排氣，渦旋壓縮機(jī)壓縮氣體的過程是連續(xù)進(jìn)行的，曲軸每轉(zhuǎn)一周即可完成一次吸氣，一次排氣[8]。

圖1　渦旋壓縮機(jī)的基本結(jié)構(gòu)Fig.1 Basic structure of scroll compressor

圖2　機(jī)構(gòu)平面裝配簡(jiǎn)圖Fig.2 Assemble model of planar mechanism

2含運(yùn)動(dòng)副間隙的渦旋壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)建模

2.1運(yùn)動(dòng)副間隙的矢量模型

運(yùn)動(dòng)副間隙會(huì)引起相連兩體的內(nèi)碰撞，在機(jī)構(gòu)運(yùn)行期間，運(yùn)動(dòng)副包含有間隙，體與體之間的連接產(chǎn)生了松動(dòng)，運(yùn)動(dòng)副關(guān)節(jié)元素存在失去接觸的現(xiàn)象，進(jìn)入到自由運(yùn)動(dòng)狀態(tài)，待再接觸時(shí)會(huì)產(chǎn)生碰撞，因此間隙總是要包含著一定的接觸和碰撞過程。所以，含間隙渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)建模的關(guān)鍵是如何把間隙模型嵌入到渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型中，這需要考慮間隙運(yùn)動(dòng)副的正確描述。

如圖3所示，間隙矢量模型[9-10]通過在平面旋轉(zhuǎn)鉸中引入一個(gè)間隙矢量來表達(dá)旋轉(zhuǎn)鉸的真實(shí)潛在行為。在該模型中，間隙矢量eij代表了旋轉(zhuǎn)鉸所連接的兩相鄰構(gòu)件連接點(diǎn)的精確的相對(duì)位置，可以有效處理間隙運(yùn)動(dòng)副連接點(diǎn)相對(duì)位置的變化?？紤]含間隙渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)動(dòng)副處軸承與軸同心，間隙大小用軸承與軸半徑之差來描述，則間隙為：

C=RB-Rj

式中，RB為軸承內(nèi)圈(大圓)的半徑；Rj為軸(小圓)的半徑。

圖3　運(yùn)動(dòng)副間隙矢量模型Fig.3 Sketch of joint clearance

2.2運(yùn)動(dòng)副間隙的接觸碰撞力模型

接觸碰撞模型將碰撞過程歸結(jié)為“自由運(yùn)動(dòng)-接觸變形”兩種狀態(tài)，它通過計(jì)入碰撞體接觸表面的彈性和阻尼，建立了描述碰撞過程中力和接觸變形之間的本構(gòu)關(guān)系。目前，這種間隙模型有三種類型：基于Dubowsky線性化的碰撞鉸模型、基于Hertz接觸模型和基于非線性等效彈簧阻尼模型。其中非線性等效彈簧阻尼模型的廣義形式可表示為：

(1)

ADAMS內(nèi)置的碰撞力函數(shù)為IMPACT，它用非線性彈簧阻尼器模型來計(jì)算碰撞接觸力。Impact函數(shù)的接觸力計(jì)算公式為：

(2)

step(δ,0,0,dmax,Cmax)=

(3)

2.3運(yùn)動(dòng)副間隙的摩擦力模型

含間隙渦旋壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)仿真所必須考慮的另一個(gè)力—位移關(guān)系是摩擦力模型。由于鉸間摩擦力的存在，鉸接機(jī)構(gòu)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)將受到鉸間摩擦阻力矩的影響并會(huì)進(jìn)一步影響到整個(gè)壓縮機(jī)的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。切向摩擦力模型描述了間隙運(yùn)動(dòng)副切向接觸特性，本文的切向摩擦力模型采用庫(kù)侖摩擦(Coulomb)摩擦模型[11]，切向摩擦力Ft可以表示為：

式中，μf為動(dòng)摩擦因數(shù)；cd為動(dòng)態(tài)修正系數(shù)；vt為相對(duì)切向速度。

2.4渦旋壓縮機(jī)虛擬樣機(jī)模型

本文基于虛擬樣機(jī)技術(shù)建立含間隙渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真模型，首先在Solidworks軟件中建立渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的三維實(shí)體模型，如圖4所示。其次，通過理論計(jì)算，利用“變轉(zhuǎn)速、多平面、分步平衡”的方法[3],使動(dòng)渦旋盤組件質(zhì)心理論上處于滾針軸承中心軸線上，機(jī)殼與主軸及球軸承與主軸處的軸承力為零(進(jìn)行理論平衡配平)。然后導(dǎo)入機(jī)械系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件ADAMS中，對(duì)壓縮機(jī)施加驅(qū)動(dòng)、約束和測(cè)量等，其中原動(dòng)件是主軸，執(zhí)行構(gòu)件是作回轉(zhuǎn)平動(dòng)的動(dòng)渦旋盤；傳動(dòng)構(gòu)件是軸套和小軸，零部件之間的約束關(guān)系見表1, 結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2所示。最后，把考慮摩擦作用的間隙模型嵌入到ADAMS中，建立了基于ADAMS的渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)虛擬樣機(jī)模型，如圖5所示。

圖4　渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)連接關(guān)系Fig.4 Links of rotor system for scroll compressor

圖5　渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)虛擬樣機(jī)模型Fig.5 Virtual prototype model of scroll compressor

為了清晰地反映小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)和間隙對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡的影響，本文虛擬樣機(jī)模型中軸套與滾針軸承采用間隙運(yùn)動(dòng)副連接，3個(gè)小軸與動(dòng)盤連接處采用間隙運(yùn)動(dòng)副連接。分析過程中所有部件假設(shè)均為剛體，主軸轉(zhuǎn)速為 6 000 r/min,仿真時(shí)間為0.02 s(2個(gè)周期，采樣間隔為0.000 2 s)，仿真計(jì)算參數(shù)見表3。以小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、滾針軸承連接處間隙值和3個(gè)小軸與動(dòng)渦旋盤連接處間隙值作為影響因素進(jìn)行動(dòng)平衡分析計(jì)算。

表1各部件之間的約束關(guān)系

Tab.1 Relations of the parts

表2　主要部件的結(jié)構(gòu)參數(shù)

動(dòng)力學(xué)仿真目的是研究防小軸自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)、間隙大小和間隙數(shù)目對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)平衡性能的影響，而剛性轉(zhuǎn)子動(dòng)平衡狀態(tài)的好壞可用以下任一項(xiàng)來表征：① 不平衡力引起的振動(dòng)；② 軸承力；③ 剩余不平衡量。本文提取滾針軸承運(yùn)動(dòng)副(D)反力(接觸力)、小軸運(yùn)動(dòng)副(A)反力(接觸力)和機(jī)殼與主軸運(yùn)動(dòng)副(E)反力的變化來表征，且忽略運(yùn)動(dòng)副(E)處軸承的摩擦力和球軸承與主軸轉(zhuǎn)動(dòng)處的摩擦力。

表3　仿真計(jì)算參數(shù)

3動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果與分析

3.1忽略小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)平衡影響

ADAMS模型中3個(gè)小軸設(shè)置成Dactive狀態(tài)，使3個(gè)小軸不隨動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)，考慮滾針軸承處轉(zhuǎn)動(dòng)副(D)間隙為0.05 mm、0.03 mm、0.01 mm和0 mm(理想約束)，仿真結(jié)果如圖6、圖7所示。

圖6　理想間隙時(shí)運(yùn)動(dòng)副D和E處支反力Fig.6 Forces of Joint D and E with perfect clearance

圖7　不同間隙值時(shí)運(yùn)動(dòng)副D和E處支反力Fig.7 Forces of Joint D and E with different clearance sizes

由圖6可知，理想間隙情況下，渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)是平衡的，主軸與機(jī)殼轉(zhuǎn)動(dòng)副(E)處的軸承支反力幾乎為零，滾針軸承(D)運(yùn)動(dòng)副支反力為一條直線，大小為動(dòng)盤組件的離心慣性力：

圖7(a)為運(yùn)動(dòng)副D處間隙值分別為0.01 mm、0.03 mm、0.05 mm時(shí)，運(yùn)動(dòng)副D的支反力(接觸碰撞力)變化曲線；圖7(b)為運(yùn)動(dòng)副E的支反力變化曲線。

由圖7(a)可知，運(yùn)動(dòng)副D處間隙的存在產(chǎn)生碰撞接觸力，明顯大于理想間隙時(shí)運(yùn)動(dòng)副D的支反力3 764 N(圖6(a)中的值),且隨著間隙值的增大，支反力(接觸力)幅值增大。因此，運(yùn)動(dòng)副D處間隙會(huì)使運(yùn)動(dòng)副D附加沖擊動(dòng)載荷，加速此處軸承(滾針軸承)的磨損和失效，實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)嚴(yán)格控制滾針軸承的游隙值，減小沖擊載荷，提高滾針軸承的壽命。

結(jié)合圖7(b)和圖6(b)可知，由于連接副D處間隙的存在，動(dòng)盤組件的質(zhì)心偏離了滾針軸承軸線，打破了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)原有的平衡狀態(tài)，導(dǎo)致轉(zhuǎn)動(dòng)副E處的軸承支反力增大，且隨著間隙值增大，運(yùn)動(dòng)副E處軸承(球軸承)支反力越來越大。因此，運(yùn)動(dòng)副D處間隙的存在同時(shí)使運(yùn)動(dòng)副E處附加了沖擊動(dòng)載荷，加速了此處軸承(球軸承)的磨損和失效。

因此，實(shí)際應(yīng)用中，應(yīng)嚴(yán)格控制運(yùn)動(dòng)副D的間隙值(滾針軸承游隙值)，降低運(yùn)動(dòng)副D、E處沖擊動(dòng)載荷對(duì)軸承的影響；壓縮機(jī)裝配完后必須進(jìn)行動(dòng)平衡試驗(yàn)，減少由于運(yùn)動(dòng)副間隙造成的動(dòng)不平衡，提高壓縮機(jī)的動(dòng)力特性。

3.2考慮小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)平衡影響

3個(gè)小軸隨動(dòng)渦旋盤轉(zhuǎn)動(dòng)(隨動(dòng))，且與動(dòng)盤連接處轉(zhuǎn)動(dòng)副間隙為理想約束(理想間隙),連接副D處間隙為0.05 mm、0.03 mm和0.01 mm，取其中1個(gè)小軸與動(dòng)盤連接處轉(zhuǎn)動(dòng)副為A,仿真結(jié)果如圖8和圖9所示。

由圖8可知，小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)隨動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)，各運(yùn)動(dòng)副為理想工況時(shí)，運(yùn)動(dòng)副D處支反力均值為3 940 N, 運(yùn)動(dòng)副E處支反力均值為250 N，對(duì)比圖6，明顯大于不考慮小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)時(shí)運(yùn)動(dòng)副D、E的支反力。運(yùn)動(dòng)副A處支反力均值為39 N,這是由于單個(gè)小軸隨動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)需要驅(qū)動(dòng)力造成的。可見，3小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)打破了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的原有動(dòng)平衡狀態(tài)，增加了運(yùn)動(dòng)副A、D、E處的支反力，實(shí)際做動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)時(shí)需考慮防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)平衡的影響。

圖8　理想工況下連接副A、D和E處支反力Fig,8 Forces of Joint A,D and Ewith perfect clearance

圖9　不同間隙時(shí)運(yùn)動(dòng)副A、D和E處支反力Fig.9 Forces of Joint A,D and Ewith different clearance sizes

由圖8和圖9(b)可知，3小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)隨動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)，且與動(dòng)盤連接處為理想轉(zhuǎn)動(dòng)副(運(yùn)動(dòng)副A-3處)，由于運(yùn)動(dòng)副D處間隙的存在，動(dòng)盤組件的離心慣性力不再作用在運(yùn)動(dòng)副D(滾針軸承)處，而轉(zhuǎn)移到由3個(gè)小軸來承擔(dān), 并且運(yùn)動(dòng)副D處產(chǎn)生的間隙碰撞力隨間隙值的增大而增大。對(duì)比圖8和圖9(a)可知，運(yùn)動(dòng)副A處的支反力明顯變大，均值約為1 500 N。運(yùn)動(dòng)副D處間隙小時(shí)，碰撞力幅值小，碰撞頻率大，隨著間隙值的增大, 碰撞力幅值變大，軸套在滾針軸承里出現(xiàn)自由運(yùn)動(dòng)—碰撞狀態(tài)。對(duì)比圖8和圖9(c)可知，運(yùn)動(dòng)副D間隙的存在，造成運(yùn)動(dòng)副E處支反力很大，給運(yùn)動(dòng)副E處的軸承帶來沖擊載荷。

3.3多運(yùn)動(dòng)副間隙和間隙大小對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)平衡影響

3個(gè)小軸隨動(dòng)渦旋盤轉(zhuǎn)動(dòng)(隨動(dòng))，且與動(dòng)盤連接處轉(zhuǎn)動(dòng)副(運(yùn)動(dòng)副A-3處)存在間隙，同時(shí)運(yùn)動(dòng)副D處也存在間隙，仿真結(jié)果如圖10所示。由圖10(a)可知，由于3個(gè)小軸與動(dòng)盤連接處運(yùn)動(dòng)副存在間隙，動(dòng)盤組件的離心慣性力作用在小軸上的力(A處支反力)減小，轉(zhuǎn)而作用在軸套上，加大了運(yùn)動(dòng)副D(滾針軸承)處的支反力(圖10(b))，而運(yùn)動(dòng)副E處的支反力(剩余不平衡力)減小，有利于壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)平衡。

圖10　多運(yùn)動(dòng)副間隙時(shí)A、D和E處支反力Fig,10 Forces of Joint A,D and E with joint clearances

相比于運(yùn)動(dòng)副A、D處間隙為0.03 mm，運(yùn)動(dòng)副D處間隙不變?yōu)?.03 mm，加大A處間隙為0.05 mm進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，結(jié)果如圖11所示。由圖11可知，運(yùn)動(dòng)副A處(3處)間隙變大，運(yùn)動(dòng)副支反力(小軸受力)變小。究其原因，3個(gè)小軸運(yùn)動(dòng)副A處間隙值大于運(yùn)動(dòng)副D處間隙值，小軸承擔(dān)動(dòng)盤組件的離心慣性力減小，離心慣性力由軸套(滾針軸承)來承擔(dān)。

由此可見，合理配置運(yùn)動(dòng)副D處和小軸與動(dòng)盤連接處軸承的游隙值，有利于壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)平衡。同時(shí)，可改善3個(gè)小軸的受力情況，增加軸承的壽命，提高壓縮機(jī)的動(dòng)力特性。

圖11　不同間隙值時(shí)運(yùn)動(dòng)副A處支反力Fig,11 Forces of Joint A with different clearance sizes

4結(jié)論

為了研究運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)渦旋壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)平衡的影響，以小軸防自轉(zhuǎn)渦旋壓縮機(jī)為研究對(duì)象，采用非線性等效彈簧阻尼模型建立了運(yùn)動(dòng)副間隙的接觸碰撞模型，同時(shí)采用Coulomb摩擦模型考慮間隙處的摩擦作用，并將其嵌入到ADAMS多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析軟件中，基于該軟件建立了含運(yùn)動(dòng)副間隙的壓縮機(jī)動(dòng)力學(xué)模型，并基于ADAMS進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真，詳細(xì)地研究了運(yùn)動(dòng)副間隙對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)平衡影響，結(jié)果表明：

(1) 忽略3個(gè)小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的作用時(shí)，運(yùn)動(dòng)副D處間隙的存在打破了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的理論初始平衡狀態(tài)，使運(yùn)動(dòng)副D、E處附加了沖擊動(dòng)載荷，加速了此處軸承的磨損和失效，降低壓縮機(jī)的可靠性，現(xiàn)實(shí)中應(yīng)采取適當(dāng)措施嚴(yán)格控制滾針軸承(運(yùn)動(dòng)副D)的間隙量，減小運(yùn)動(dòng)副軸承的磨損。

(2) 考慮3個(gè)小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)的作用時(shí)，3小軸防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)會(huì)影響壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的理論動(dòng)平衡狀態(tài)，實(shí)際中壓縮機(jī)裝配完之后必須做動(dòng)平衡實(shí)驗(yàn)，重新進(jìn)行動(dòng)平衡配平，以消除防自轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)引起的不平衡。

實(shí)際應(yīng)用中應(yīng)合理選取滾針軸承的徑向游隙值，應(yīng)盡量避免出現(xiàn)運(yùn)動(dòng)副D處存在間隙，而其余運(yùn)動(dòng)副

間隙為零的情況，以減小動(dòng)盤組件的離心慣性力(高速時(shí))對(duì)小軸軸承的磨損和失效，增加軸承的使用壽命，提高壓縮機(jī)的可靠性。

(3) 分析了間隙數(shù)量和大小對(duì)壓縮機(jī)動(dòng)平衡的影響，一方面，考慮多運(yùn)動(dòng)副間隙，運(yùn)動(dòng)副D處和3小軸與動(dòng)盤連接運(yùn)動(dòng)副處同時(shí)存在間隙，有利于壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的動(dòng)平衡。另一方面，實(shí)際中應(yīng)合理協(xié)調(diào)選取滾針軸承(運(yùn)動(dòng)副D)和3個(gè)小軸與動(dòng)盤連接運(yùn)動(dòng)副的游隙值，盡量使前者較大，以便動(dòng)盤組件的離心慣性力作用在主軸軸套上，減小慣性力對(duì)小軸的沖擊作用，延長(zhǎng)軸承的使用壽命，提高壓縮機(jī)的動(dòng)力特性。

參 考 文 獻(xiàn)

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Simulation for dynamic balancing of a scroll compressor with joint clearance

HUANGHua-jun,ZHANGChun,JINXin,CAOYao-xin(R&D Department, North Navigation Control Technology Co., Ltd., Beijing 100176, China)

Abstract:In order to study the effects of joint clearance on dynamic balancing of a scroll compressor, according to the characteristics of the scroll compressor with joint clearance, a contact dynamic model with friction effects was established by using a nonlinear equivalent spring-damper model and Coulomb friction model. Then, the model was embedded into ADAMS, the dynamic model of the scroll compressor with joint clearance was established. With three cases of anti-spining mechanism of mini-crank, size of clearance and number of clearance, the dynamic simulations were performed. The simulation results showed that anti-spining mechanism of mini-crank, size of clearance and number of clearance have obvious effects on the dynamic balancing of the scroll compressor. The results provided a reference for reasonable choice of bearing windages and a theoretical basis for improving dynamic characteristics of scroll compressors.

Key words:joint clearance; scroll compressor; dynamic balancing; contact

中圖分類號(hào):TH113

文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.05.020

通信作者張春 男，碩士，工程師，1985年5月生

收稿日期：2015-01-07修改稿收到日期：2015-03-15

第一作者 黃華軍 男，研究員級(jí)高級(jí)工程師，1977年9月生