吳 飛，吳振宇，張 虎

(武漢理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，湖北 武漢 430070)

車用空壓機(jī)是大中型卡車、客車及動(dòng)車的關(guān)鍵部件之一，其制動(dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力源都來自空壓機(jī)，因此車用空壓機(jī)的性能對(duì)整車的制動(dòng)性能和安全性能至關(guān)重要。筆者所研究的空壓機(jī)為無油一體型活塞連桿空壓機(jī)，其優(yōu)點(diǎn)是效率高、適應(yīng)性強(qiáng)、壓力范圍廣等[1]。但是作為往復(fù)式機(jī)械，該類型空壓機(jī)的缺點(diǎn)也尤為顯著，如振動(dòng)較大，易損零部件多、較強(qiáng)的氣流脈動(dòng)等[2-4]。振動(dòng)和噪聲的大小直接反映空壓機(jī)的工作性能，也直接影響空壓機(jī)自身的壽命和可靠性。車載空壓機(jī)振動(dòng)噪聲的大小，對(duì)車輛其他零部件的可靠性也有至關(guān)重要的影響，因此控制和減小車用空壓機(jī)的振動(dòng)噪聲水平尤為重要[5-7]。

筆者針對(duì)目前一體式活塞連桿結(jié)構(gòu)振動(dòng)研究不完善的現(xiàn)狀，以某型號(hào)的該類型空壓機(jī)為研究對(duì)象，基于Adams對(duì)其進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，旨在改善其傳動(dòng)系統(tǒng)的振動(dòng)狀況。

1 一體式活塞連桿運(yùn)動(dòng)分析

一體式活塞連桿空壓機(jī)與傳統(tǒng)往復(fù)式空壓機(jī)的主要區(qū)別在于活塞連桿結(jié)構(gòu)，它將往復(fù)式空壓機(jī)活塞、活塞銷、連桿合為一體，省去了活塞銷，減少了運(yùn)動(dòng)機(jī)構(gòu)，提高了機(jī)械傳動(dòng)效率。其活塞環(huán)采用聚四氟乙烯材料[8]，這種材料具有良好的自潤(rùn)滑性，并且材質(zhì)偏軟，能夠保證空壓機(jī)較好的密封性和排氣效率。連桿端主要由活塞、氣缸、氣閥、空氣濾芯和擋板等組成。其結(jié)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)化模型如圖1所示。

圖1 連桿端結(jié)構(gòu)和運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)化模型圖

如圖1(b)所示，空壓機(jī)的旋轉(zhuǎn)角速度為ω，曲柄長(zhǎng)度為r，曲柄轉(zhuǎn)角為θ，連桿長(zhǎng)度為l，連桿體與氣缸軸線所成角為β(-90°≤β≤90°，規(guī)定沿氣缸軸線逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)為正)，活塞體平面與氣缸壁所成的角為α，氣缸的半徑為R?；钊|(zhì)心與氣缸主軸的距離為y，活塞質(zhì)心與上止點(diǎn)的垂直位移為x。

空壓機(jī)額定工況下以勻角速度ω轉(zhuǎn)動(dòng)，可得活塞體x方向的加速度為：

(1)

活塞體y方向的加速度為：

(2)

連桿擺角速度為：

(3)

連桿的擺角加速度為：

(4)

其中λ=r/l為曲柄連桿比。

2 曲柄連桿比λ影響分析

通常，擺動(dòng)式活塞無油潤(rùn)滑空壓機(jī)的λ值一般在1/8～1/6之間，某些醫(yī)療用擺動(dòng)式活塞無油潤(rùn)滑空壓機(jī)的λ甚至在1/10以下[9]，筆者所研究的空壓機(jī)的λ值為0.09。從上述的運(yùn)動(dòng)分析計(jì)算可以看出，在空壓機(jī)的轉(zhuǎn)速一定時(shí)，曲柄連桿比的大小對(duì)活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)律有較大影響，圖2為不同λ值對(duì)連桿擺角加速度的影響曲線圖。

圖2 典型λ值對(duì)活塞連桿角加速度的影響

由于活塞頭與氣缸壁之間存在間隙，并且空壓機(jī)主軸順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，從圖2可看出，連桿在進(jìn)氣側(cè)和排氣的擺角加速度幅值存在較小偏差，在進(jìn)氣階段的擺角加速度小于排氣階段；從曲柄轉(zhuǎn)角的度數(shù)和擺角加速度方向可以看出，連桿擺角加速度方向是不對(duì)稱的，活塞對(duì)氣缸壁右側(cè)的敲擊力作用時(shí)間大于氣缸壁左側(cè)。

上述特征表明，λ的數(shù)值越小，活塞相對(duì)于氣缸的擺動(dòng)幅度越小，不僅可以保障密封環(huán)對(duì)氣缸的密封性，還可以減小活塞對(duì)氣缸的敲擊強(qiáng)度。λ數(shù)值越大時(shí)，主要會(huì)造成：①大幅度減小空壓機(jī)的整體高度，使空壓機(jī)的體積更??；②使活塞擺角增大，導(dǎo)致活塞對(duì)氣缸的側(cè)向敲擊力愈發(fā)劇烈，振動(dòng)和噪聲問題越來越嚴(yán)重；③由于體積減小，連桿大頭軸承與活塞之間的距離越近，壓縮熱和摩擦熱對(duì)空壓機(jī)影響也隨之增大。

3 ADAMS模型建立

采用NX軟件建立空壓機(jī)的三維模型，并將其導(dǎo)入到ADAMS中，按照實(shí)際工作條件對(duì)其設(shè)置相關(guān)參數(shù)模型和邊界條件。按照上述定義，ADAMS將零件都視為剛體進(jìn)行計(jì)算分析，忽略了零件之間的彈性變形，而在實(shí)際工作過程中，一體式活塞連桿結(jié)構(gòu)是依靠密封環(huán)與氣缸間的擠壓變形實(shí)現(xiàn)空壓機(jī)的密封，因此密封環(huán)不能作為剛體處理，在這里需要對(duì)其進(jìn)行柔性建模，并做柔性體動(dòng)力學(xué)仿真求解。另外主軸承受往復(fù)周期性載荷，為了更精確模擬實(shí)際工況，對(duì)主軸也做柔性化處理[10]。

利用ANSYS生成曲軸的柔性文件MNF，在曲軸上定義RBE2單元，并將周圍節(jié)點(diǎn)與之連接，創(chuàng)建剛性區(qū)域，以便創(chuàng)建替換模型中的外部節(jié)點(diǎn)。接著將上述RBE2單元中心點(diǎn)設(shè)置為固定點(diǎn)DOF，用于替換剛性曲軸時(shí)進(jìn)行識(shí)別。計(jì)算得出所需MNF柔性文件，然后導(dǎo)入到ADAMS中替換原剛性曲軸。柔性體MNF文件將生成的柔性體替換在整體慣性坐標(biāo)系上，且在模型中獨(dú)立，柔性體也包含了質(zhì)心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等信息，以模擬實(shí)際工況?；钊h(huán)采用ADAMS自帶的ViewFlex模塊生成柔性體。ViewFlex模塊可以根據(jù)原有模型的集合外形生成柔性體模型，并且將原有剛體的約束和力自動(dòng)轉(zhuǎn)移到生成的柔性體模型上。

傳動(dòng)部分的剛?cè)狁詈夏Ｐ腿鐖D3所示。完成模型的建立，以及相關(guān)邊界條件的設(shè)置后，開始進(jìn)行空壓機(jī)的動(dòng)力學(xué)仿真，空壓機(jī)轉(zhuǎn)速為1 500 r/min仿真時(shí)間為0.08 s，主軸旋轉(zhuǎn)兩周仿真步數(shù)為7 200步，即步長(zhǎng)為0.1度。

圖3 傳動(dòng)部件剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

4 仿真分析

在一體式活塞連桿運(yùn)動(dòng)分析的基礎(chǔ)上，結(jié)合空壓機(jī)實(shí)際循環(huán)過程和氣體熱力學(xué)計(jì)算，得出空壓機(jī)主軸轉(zhuǎn)角和工作狀態(tài)的關(guān)系如表1所示。

表1 曲柄轉(zhuǎn)角θ對(duì)應(yīng)空壓機(jī)工作狀態(tài)關(guān)系

4.1 活塞運(yùn)動(dòng)仿真分析

該空壓機(jī)氣缸是四列V型分布，并且同一偏心輪上兩氣缸軸線之間夾角為90°，圖4為空壓機(jī)的活塞X方向的位移曲線圖。從圖4可知，活塞的運(yùn)動(dòng)呈現(xiàn)周期性變化，活塞以氣缸軸線為中心，向左右兩方向的位移不相等，結(jié)合空壓機(jī)的運(yùn)動(dòng)分析可知，由于活塞與氣缸之間存在側(cè)隙，且主軸轉(zhuǎn)動(dòng)方向?yàn)轫槙r(shí)針，轉(zhuǎn)動(dòng)過程中偏心位置相對(duì)于氣缸軸心線先向X正方向移動(dòng)，這就造成活塞相對(duì)于氣缸軸心線左右運(yùn)動(dòng)向轉(zhuǎn)動(dòng)方向偏移的情況，因此可知活塞對(duì)氣缸壁X方向不同側(cè)的接觸壓力也不相等，這也導(dǎo)致空壓機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中活塞對(duì)氣缸壁的敲擊振動(dòng)產(chǎn)生。

圖4 活塞X方向位移曲線

4.2 傳動(dòng)部件受力仿真分析

受力分析主要針對(duì)主軸所受活塞連桿的慣性力進(jìn)行分析和活塞對(duì)氣缸側(cè)向敲擊力的分析。

偏心輪和連桿組件對(duì)主軸慣性力大小如圖5所示，偏心輪1和偏心輪2對(duì)主軸慣性力相位相差180°，主軸旋轉(zhuǎn)一個(gè)周期內(nèi)，X向慣性力最大值為450 N，Y向慣性力最大值為250 N。水平方向的慣性力大于豎直方向的慣性力，這主要是因?yàn)槠妮喤溆衅胶庵?，在一定程度上平衡了豎直方向的往復(fù)慣性力，但是平衡效果不明顯。

圖5 偏心輪1繞主軸慣性力

圖6為活塞對(duì)氣缸壁的側(cè)向敲擊力曲線。從圖6可知，空壓機(jī)在膨脹過程和進(jìn)氣過程的側(cè)向敲擊力較小，平均敲擊力在50 N左右，空壓機(jī)在壓縮和排氣過程的側(cè)向力較大，平均側(cè)向力達(dá)到100 N左右。

圖6 活塞側(cè)向敲擊力

對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行載荷分析可知，活塞連桿的轉(zhuǎn)動(dòng)過程中存在往復(fù)慣性力，并且空壓機(jī)在工作過程中存在氣體力，主軸在往復(fù)慣性力和周期性的氣體力作用下，將其通過軸承傳遞到空壓機(jī)殼體。這也是造成空壓機(jī)振動(dòng)過大的主要原因之一。

5 偏心輪優(yōu)化設(shè)計(jì)與驗(yàn)證

對(duì)原有偏心輪的分析可知，偏心輪和軸承處的偏心質(zhì)量為0 kg，因此原有機(jī)型無平衡重來平衡連桿產(chǎn)生的慣性力?，F(xiàn)對(duì)其進(jìn)行平衡分析，確定其平衡重的質(zhì)量。平衡重主要有兩個(gè)作用：①一階往復(fù)慣性力的平衡；②離心慣性力Pr的平衡。

該空壓機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)可等效為V型90°單曲拐結(jié)構(gòu)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖7所示。

圖7 單曲拐空壓機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)示意圖

對(duì)于單個(gè)連桿的離心慣性力的平衡，一般在反方向配置當(dāng)量質(zhì)量相等的平衡重，其離心力與原有的Pr大小相等，方向相反。設(shè)平衡重的質(zhì)量為mqb，其質(zhì)心與回轉(zhuǎn)軸的距離為rab，則平衡條件為：

mqb1×rqb1×ω2=mr×r×ω2

mqb1×rqb1=mr×r

(5)

式中：mqb1、rqb1為平衡離心慣性力所需平衡重的質(zhì)量和回轉(zhuǎn)半徑；mr、r為曲柄連桿離心慣性力的質(zhì)量和回轉(zhuǎn)半徑。

在計(jì)算空壓機(jī)的往復(fù)慣性力時(shí)，采用直角坐標(biāo)系，將空壓機(jī)曲柄旋轉(zhuǎn)平面中心設(shè)置成坐標(biāo)系原點(diǎn)，如圖7所示。其中，θ為氣缸中心線與Y軸夾角；ψ為曲柄相對(duì)于Y軸的轉(zhuǎn)角；γ為首列氣缸中心線和任何一列氣缸中心線之夾角；δ為首列曲柄相對(duì)于任何一列曲柄旋轉(zhuǎn)順時(shí)針方向的錯(cuò)位角。

往復(fù)慣性力可以按下式計(jì)算：

Ii=mjriω2cos(ψ-θi+δi)

(6)

平衡一階往復(fù)慣性力的條件為：

mqb2×rqb2=mp×r

(7)

在曲柄結(jié)構(gòu)中，平衡重用來解決一階往復(fù)慣性力的平衡和旋轉(zhuǎn)慣性力的平衡，由上述分析式(5)和式(7)可得，平衡重所需的平衡條件為：

2×mqb1×rqb1+mqb2×rqb2=(mp+2×mr)×r

(8)

通過UG軟件分析平衡配重模型，調(diào)整平衡重尺寸使得平衡重滿足式(8)，在不斷修正更改尺寸模型并結(jié)合空壓機(jī)曲軸尺寸后，最終可得平衡重的厚度為16 mm，質(zhì)量為0.248 kg，可通過螺釘與偏心輪上原有的螺紋孔緊固。具體界面尺寸如圖8所示。按此尺寸設(shè)計(jì)平衡重，理論上一階往復(fù)慣性力和轉(zhuǎn)動(dòng)慣性力可以完全平衡。

圖8 平衡重結(jié)構(gòu)尺寸圖

將上述模型進(jìn)行簡(jiǎn)化，用設(shè)計(jì)的帶平衡重的偏心輪替換原始機(jī)型的偏心輪，并舍去多余部件，只保留單個(gè)偏心輪，其仿真計(jì)算結(jié)果如圖9和圖10所示。

圖9 主軸所受慣性力

圖10 有無平衡重平均慣性力對(duì)比圖

圖9為偏心輪優(yōu)化后主軸所受X方向和Y方向慣性力的大小，圖10為優(yōu)化前后主軸所受X、Y、Z3個(gè)方向的平均慣性力。從圖9可知，主軸所受X方向、Y方向的慣性力顯著減小，尤其是豎直方向Y的往復(fù)慣性力幾乎接近0，水平方向X所受慣性力的最大值為200 N左右。添加平衡重后Y方向的有效值約為37.64 N，未添加平衡重的有效值約為211 N，可以看出Y方向的慣性力有效值減少約82.2%。同樣可得X方向慣性力有效值減少約為57.5%，平均慣性力減少約70.4%。從仿真驗(yàn)證的結(jié)果可以看出，偏心輪的優(yōu)化設(shè)計(jì)對(duì)減小活塞連桿的慣性力效果明顯。

6 結(jié)論

結(jié)合一體式活塞連桿機(jī)構(gòu)的運(yùn)動(dòng)分析，總結(jié)出曲柄連桿比對(duì)該類型結(jié)構(gòu)側(cè)向敲擊力的影響。從ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果分析可知，造成空壓機(jī)結(jié)構(gòu)振動(dòng)的主要原因有：①活塞與氣缸壁之間存在側(cè)隙，造成氣缸壁的敲擊振動(dòng)；②活塞連桿的慣性力不平衡，往復(fù)慣性力造成的振動(dòng)。最后結(jié)合仿真分析對(duì)偏心輪進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，使得主軸徑向所受水平慣性力降低55%左右，所受豎直慣性力接近完全平衡。優(yōu)化的偏心輪對(duì)抑制空壓機(jī)的慣性振動(dòng)有良好效果。