張榮婷，張金圈，宋啟峰，陳光雄

(1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室，廣東 珠海519070；2.珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海519070；3.西南交通大學 機械工程學院，成都610031)

近年來，滾動轉(zhuǎn)子壓縮機已被廣泛應(yīng)用于空調(diào)、電冰箱等制冷設(shè)備中。隨著技術(shù)不斷進步，滾動轉(zhuǎn)子壓縮機體積更小，重量更輕，運行更加平穩(wěn)。

滾動轉(zhuǎn)子壓縮機由滾子、滑片、氣缸、曲軸、上下法蘭等主要零件組成。滾子安裝在曲軸偏心部上，即滾子與曲軸偏心部同軸，曲軸帶動滾子繞氣缸中心軸旋轉(zhuǎn)時，滑片在彈簧力和排氣壓力的作用下沿滑槽往復滑動并與滾子外表面接觸。同時，吸氣腔、壓縮腔的容積周期變化，于是就實現(xiàn)了吸氣、壓縮、排氣等工作過程。

轉(zhuǎn)子壓縮機噪聲是一個繞不開的問題，壓縮機噪聲包括機械噪聲、電磁噪聲和氣動噪聲[1]。其中摩擦噪聲屬于機械噪聲。目前關(guān)于壓縮機噪聲的研究主要集中在氣動噪聲。岳向吉等[2]使用CFD方法研究了壓縮機泵腔內(nèi)的氣動噪聲。Jang 等[3]運用流固耦合技術(shù)研究了排氣階段的氣流噪聲。張榮婷等[4]通過研究發(fā)現(xiàn)變頻壓縮機低頻噪聲來源于滑片撞擊滑槽。陳志勇等[5]對汽車壓縮機噪聲異常問題進行了研究，確定噪聲主要來源于管路制冷劑沖擊。為了降低轉(zhuǎn)子壓縮機排氣噪聲，趙旭敏等[6]對轉(zhuǎn)子壓縮機排氣路徑進行了優(yōu)化。

轉(zhuǎn)子壓縮機的摩擦噪聲是壓縮機噪聲的一個主要組成部分。后期監(jiān)測發(fā)現(xiàn)有部分壓縮機在運行一段時間后，曲軸出現(xiàn)了明顯磨損，這說明壓縮機內(nèi)某些轉(zhuǎn)動副潤滑狀況不好，加上壓縮機運轉(zhuǎn)頻率較高(最高可達7 200 r/min),導致壓縮機很容易產(chǎn)生摩擦噪聲。為了降低壓縮機噪聲，提高空調(diào)壓縮機聲品質(zhì)，對轉(zhuǎn)子壓縮機摩擦噪聲的研究很有意義。然而對轉(zhuǎn)子壓縮機摩擦噪聲的研究，至今少見報道。對壓縮機內(nèi)可能發(fā)生摩擦噪聲的位置分析如下：

（1）壓縮機的振動主要是由作用在滾子上的周期性氣體力引起，在周期性氣體力和不平衡質(zhì)量力作用下，曲軸會發(fā)生大的彈性變形，進而導致曲軸和法蘭之間發(fā)生碰磨。

（2）壓縮機內(nèi)的止推面主要指下法蘭上端面與曲軸下軸肩面接觸區(qū)。止推面長期處于重載、高速、高溫等惡劣環(huán)境中，所以曲軸偏心部止推面與法蘭間的潤滑極其不好。

為了充分認識空調(diào)壓縮機摩擦噪聲的發(fā)生機理，本文開展了油潤滑條件下壓縮機各個摩擦副摩擦系數(shù)的試驗研究，并建立了全尺寸轉(zhuǎn)子壓縮機摩擦噪聲的有限元模型，運用復特征值分析方法研究了壓縮機摩擦噪聲的發(fā)生機理。

1 試驗部分

1.1 試驗設(shè)備介紹

采用銷-盤試驗機進行壓縮機各個摩擦副的摩擦特性試驗，圖1為該試驗機的原理圖，銷試樣安裝在驅(qū)動電機軸的法蘭座上，盤試樣安裝在盤座上，盤座內(nèi)充滿潤滑油。試驗時銷試樣轉(zhuǎn)動，盤試樣靜止，實現(xiàn)銷試樣與盤試樣的相對滑動。銷試樣尺寸為φ6 mm×30 mm，盤試樣尺寸為φ55 mm×10 mm。銷試樣的驅(qū)動電機是直流電機，電機的轉(zhuǎn)速范圍為0～500 r/min。

圖1 銷-盤試驗機原理圖與實物圖

摩擦系數(shù)的計算公式為：

式中：μ為摩擦系數(shù)，M為摩擦力矩，采用大洋公司生產(chǎn)的量程為20 N·m 的DYJN-101 型扭矩傳感器測量。Fn為施加在盤上的正壓力，由于油潤滑條件下的摩擦系數(shù)比較低，采用較大的法向力，本文取Fn=222 N。r為銷的轉(zhuǎn)動半徑，r=20 mm。采用德國MUELLER-BBM 公司的32 通道數(shù)據(jù)測量系統(tǒng)測量摩擦力矩信號，采樣頻率設(shè)為1 000 Hz。

1.2 扭矩傳感器的標定

試驗前對扭矩傳感器進行了靜態(tài)標定，圖2 為標定曲線，由圖可見扭矩傳感器的測量精度滿足要求。

圖2 扭矩傳感器標定曲線

擬合公式為：

式中：v代表扭矩傳感器的輸出電壓，M代表扭矩。

1.3 試驗條件

試驗中電機主軸轉(zhuǎn)速為n=33 r/min、64 r/min、151 r/min、235 r/min、314 r/min、394 r/min。根據(jù)v=n·2π·r/60，可得銷-盤試樣的相對滑動速度分別為0.069 m/s、0.134 m/s、0.316 m/s、0.492 m/s、0.658 m/s、0.825 m/s。潤滑油選用FW68DA，試驗時，銷和盤之間的摩擦面完全浸沒在潤滑油里面。每種工況下做3次試驗，取3次試驗中測量數(shù)據(jù)的平均值作為該參數(shù)條件下的試驗結(jié)果。

2 結(jié)果與討論

2.1 曲軸-滾子摩擦系數(shù)測量

銷試樣材質(zhì)為球墨鑄鐵，與壓縮機中曲軸的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為FC300 鋼，與壓縮機中滾子的材質(zhì)一致。

當銷盤的相對滑動速度分別為0.069 m/s、0.134 m/s、0.316 m/s、0.492 m/s、0.658 m/s、0.825 m/s時，做同樣的試驗，可以獲得不同滑動速度下摩擦副的滑動摩擦系數(shù)。圖3為曲軸-滾子摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線。由圖可知，曲軸-滾子滑動摩擦系數(shù)隨速度增大而減小，即曲軸-滾子滑動摩擦系數(shù)-相對滑動速度存在負斜率。

圖3 曲軸-滾子摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

2.2 曲軸-法蘭摩擦系數(shù)測量

銷試樣材質(zhì)為球墨鑄鐵，與壓縮機中曲軸的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為HT250，與壓縮機中法蘭的材質(zhì)一致。圖4所示為曲軸-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線，由圖可知，曲軸-法蘭摩擦系數(shù)隨速度增大而減小。

圖4 曲軸-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

2.3 止推面-法蘭摩擦系數(shù)測量

銷試樣材質(zhì)為HT250，與壓縮機中法蘭的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為球墨鑄鐵，與壓縮機中曲軸的材質(zhì)一致。圖5所示為止推面-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線，由圖可知，止推面-法蘭摩擦系數(shù)隨速度增大而減小。

圖5 止推面-法蘭摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

2.4 滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)測量

銷試樣材質(zhì)為FC300 鋼,與壓縮機中滾子的材質(zhì)一致。盤試樣材質(zhì)為灰鑄鐵,與壓縮機中氣缸的材質(zhì)一致。圖6所示為滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線，由圖可知，滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)隨速度增大而減小。

圖6 滾子-氣缸壁摩擦系數(shù)隨速度變化的曲線

3 轉(zhuǎn)子壓縮機摩擦噪聲預(yù)測方法

3.1 復特征值分析理論

轉(zhuǎn)子壓縮機滑動摩擦系統(tǒng)準靜態(tài)下的運動方程可以表達為[7-9]：

其中：x代表位移向量。Mf、Cf和Kf分別代表系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣，在摩擦力的作用下，矩陣變得不對稱。

方程式(3)對應(yīng)的特征方程為：

其中：λ=α+jω為特征值，φ為對應(yīng)的特征向量。求得方程式(3)的通解為：

式中：αi、ωi分別為特征值的實部和虛部。

由式(5)可知，當特征值實部αi為正時，系統(tǒng)可能產(chǎn)生不穩(wěn)定振動。通常采用等效阻尼比來判定系統(tǒng)產(chǎn)生不穩(wěn)定振動的趨勢，其定義為：

若ζ＜0，則系統(tǒng)會產(chǎn)生不穩(wěn)定振動，且ζ越小，系統(tǒng)越不穩(wěn)定[7]。

3.2 有限元模型

在有限元分析軟件ABAQUS中，建立全尺寸轉(zhuǎn)子壓縮機摩擦噪聲的有限元模型，如圖7 所示。該模型中的接觸對有：滾子與曲軸偏心部接觸形成軸頸軸承，曲軸與上、下法蘭形成主副軸承，曲軸下偏心部端面與下法蘭接觸形成止推軸承。該模型約有342 678 個節(jié)點、152 384 個C3D8I 單元和94 452 個C3D10M單元。定義各個接觸對的切向接觸屬性為庫倫摩擦，選擇有限滑移運算法則。使用關(guān)鍵詞Friction，Exponential decay，將實測的摩擦系數(shù)-相對滑動速度負斜率考慮進去，見圖3至圖6。

圖7 轉(zhuǎn)子壓縮機的有限元模型

模型中的邊界條件與真實工況一致，分別選中氣缸、法蘭、隔板的4個螺孔，約束U1、U2、U3共3個方向的自由度，見圖8。

圖8 邊界條件設(shè)置

如圖9所示，作用在滾子上的力包括離心力Fe、滑片接觸力Fn與Ft、氣體力Fg。F為合力，徑向和切向分力為Fr和Fq[10]，將合力F分解到x、y方向，得Fx和Fy。Fx和Fy隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的曲線如圖10所示。在模型中分別沿x、y方向?qū)⒘κ┘拥缴舷聺L子上。

圖9 滾子受力圖

圖10 Fx和Fy的變化曲線

4 結(jié)果分析

4.1 仿真結(jié)果

圖11 是轉(zhuǎn)子壓縮機摩擦噪聲的頻率和等效阻尼比分布。由圖可知系統(tǒng)在f=10 021 Hz處，對應(yīng)的等效阻尼比為-0.002。此時系統(tǒng)發(fā)生了不穩(wěn)定振動，即有摩擦噪聲產(chǎn)生。圖12為壓縮機不穩(wěn)定振動振型圖。

圖11 轉(zhuǎn)子壓縮機不穩(wěn)定振動頻率分布

圖12 轉(zhuǎn)子壓縮機不穩(wěn)定振動模態(tài)振型

4.2 壓縮機摩擦噪聲現(xiàn)場測試及分析

圖13為壓縮機振動加速度的測點圖，加速度傳感器固定在壓縮機殼體上。圖14 為測得的振動加速度曲線，圖15 為振動加速度的功率譜密度分析。由圖可知，振動加速度的主頻值為10 000 Hz，該試驗結(jié)果與仿真結(jié)果的誤差為0.2%，這驗證了模型的合理性。

圖13 振動加速度測點布置圖

圖14 振動加速度曲線

圖15 功率譜密度分析

5 結(jié)語

本文使用銷-盤試驗機測量了壓縮機中各個摩擦副在不同轉(zhuǎn)速下的摩擦系數(shù)，并建立了全尺寸壓縮機摩擦噪聲的有限元模型，運用復特征值分析方法研究了壓縮機摩擦噪聲的產(chǎn)生機理，得到以下幾點結(jié)論：

(1)壓縮機各個摩擦副在油潤滑條件下的滑動摩擦系數(shù)隨速度增大而減小，即存在摩擦力-相對滑動速度之間的負斜率關(guān)系。摩擦系數(shù)在0.03～0.149間變化。

(2)摩擦系數(shù)-相對滑動速度負斜率可能引起壓縮機的摩擦噪聲。

(3) 壓縮機不穩(wěn)定振動的頻率為f=10 021 Hz，該仿真結(jié)果與試驗結(jié)果基本一致。