基于ADAMS的冰箱压缩机曲轴配重块动态优化设计

张春蕊 孙海滨 张全博

（青岛万宝压缩机有限公司，青岛 266580）

引言

近年来，随着家电行业的不断发展，噪音已经成为冰箱产品的一个重要设计指标[1]。冰箱噪音主要来源于压缩机噪音，而压缩机噪音的主要来源包括机械噪音、气流噪音和电磁噪音[2-3]。其中，气流噪音主要通过改善吸排气消音器降低，主要途径是优化吸排气管路[4]。电磁噪音主要来源于电机，并不是压缩机噪音的主要来源[5]。而机械噪音比较复杂，主要包括摩擦噪音和振动噪音。摩擦噪音对压缩机来讲不可避免。针对目前的加工水平及加工精度，降低振动噪音是最直接、最有效的降低噪音的方式[6-7]。

振动噪音主要是由压缩机气缸座、曲轴、连杆、活塞等运动部件间的不平衡力导致。根本原因是压缩机曲轴偏心的设计导致压缩机重心不在轴线上，目前针对曲轴偏心导致的压缩机振动噪音主要采用添加配重块的方法，配重块的优化设计可实现曲轴本身的静平衡。杨金凤等人针对汽车发动机曲轴偏心，基于Pro/Engineer进行了连杆轴颈夹具的静平衡配重块优化设计[8]；王小龙等人针对往复式压缩机振动过大的问题，基于虚拟样机技术设计目标函数实现了对曲轴系统平衡配重块的设计[9]。但是，压缩机运转过程中产生的不平衡力是引起压缩机振动、影响零件应力的根本因素。因此，在分析压缩机动平衡以及优化设计压缩机曲轴平衡块过程中，除了应实现压缩机曲轴活塞系统运动部件的静平衡，还应考虑外部不平衡载荷的影响。

因此，本文在分析压缩机曲轴本身静平衡的基础上，考虑外部载荷对压缩机曲轴与缸体相互作用载荷的影响，对压缩机运动部件进行动态仿真分析，最终确定压缩机曲轴配重块的优化设计方案。

1 曲轴静平衡设计

曲轴偏心部的存在，使曲轴质心不在回转中心线上，导致在压缩机运转过程中产生离心惯性力，并且这种不平衡在静态时就能表现出来。因此，本文首先考虑在曲轴设计过程中增加配重块以平衡因偏心产生的不平衡惯性力，使压缩机曲轴质心在运转过程中尽量与曲轴回转轴线重合。静平衡状态下，压缩机曲轴需满足的静平衡条件为：

式中，ms、mb分别为不平衡质量和所需平衡质量是不平衡质量质心距和所需平衡质量与回转轴线的距离。

以某冰箱压缩机的曲轴设计为例，该压缩机具体参数如下：不平衡质量质心与回转中心线距离10mm。其中，曲轴结构如图1所示。根据曲轴结构尺寸以及设计空间要求，可确定：曲轴配重块与活塞不发生干涉的最大直径1是54mm，曲轴配重块与活塞定位销不干涉的最大直径2是44mm。据此确定了六种曲轴配重块设计方案，如表1所示。

图1 曲轴结构图

表1 六种配重块设计方案

然后基于Pro/Engineer建立该压缩机曲轴仿真模型，导入ADAMS中进行动态分析。可确定曲轴的轴心位置位于（0，0，0），并且坐标系中Y向与曲轴轴线重合，XZ平面与轴线垂直，基于ADAMS辨识出曲轴零件的质心位置，六种配重块设计方案下曲轴质心位置如表2所示。曲轴偏心距计算公式为：根据式（2）可确定添加配重块以后的曲轴偏心距，并且偏心越小，曲轴在运转过程中离心力越小，运动越平稳。

表2 六种方案下曲轴质心位置

从表2添加配重块后曲轴质心位置及偏心距可看出，偏心最小的三种方案为前三个方案。后续以这三种方案为基础，针对该型号压缩机相关运动部件进行仿真，确定平衡块尺寸的最优值。

2 运动部件仿真

基于Pro/Engineer建立第二节确定的三种方案的压缩机模型，然后导入ADAMS中，如图2所示。汽缸座与大地固连，曲轴与气缸座、曲轴与连杆之间施加转动副，同时活塞与汽缸座之间施加移动副。在曲轴上施加旋转运动，带动其他部件做往复运动。设定曲轴转速3000r/min，即18000°/s，仿真时间为0.04s，仿真压缩机运转2周。2.

图2 运动部件模型

1 外载荷计算

压缩机运动部件在运动过程中主要受到缸头气体力和摩擦力作用。缸头气体力大小与吸排气压力相关，气体力的变化与压力比及气体膨胀系数有关，摩擦力与零部件的加工精度、润滑、油膜厚度息息相关。压缩机在运转过程中所受摩擦力与气体力相比很小，动平衡仿真中可忽略不计。假设压缩机是在气体压缩过程绝热的理想条件下工作，吸气压力ps为0.32MPaA，排气压力pd为1.98MPaA。根据缸孔直径可以得到往复运转过程中活塞所受气体力载荷。

根据活塞压缩机的工作原理，可简化为如图3所示运动滑块机构。

图3 活塞式压缩机工作原理图

首先确定活塞位移为：

式中，λ=r/L。

气体膨胀过程所受气体压力为：

式中，sc为余隙容积折合长度，sc=αs；s表示不平衡质量质心与回转中心线距离；m为气体吸气过程和压缩过程系数。

同理可得，气体压缩过程所受气体压力为：

假设气体吸气过程和压缩过程系数m不发生变化，则活塞所受的气体力为pdA，A为活塞受力面积，则活塞所受气体力载荷形式如图4所示。

图4 理想状况下活塞所受气体力

计算出理想状况下压缩机活塞所受的气体力，后期再对压缩机运动部件进行动态仿真，考虑压缩机活塞所受气体力，基于运动学分析确定曲轴与气缸座之间的载荷力。

2.2 载荷输出对比

基于ADAMS搭建完成各种配重块方案模型。首先，不考虑外部载荷的条件下，通过曲轴带动压缩机各运动部件运动，得到三种方案条件下的曲轴与气缸座相互作用载荷在XYZ三方向上的分量，如图5所示。

图5 无外载荷条件下曲轴与气缸座之间相互作用载荷XYZ三方向分量

通过以上三种方案的对比，可以看出配重块直径越大，曲轴与气缸座之间的不平衡载荷输出越小。在零部件的设计过程中，该载荷具有一定的衡量意义。但是考虑外部载荷的影响，该输出指标在整机设计方案中仅供参考。

下面根据2.1节计算的压缩机活塞所受外界气体力载荷，在活塞的运动轴线上引入外部载荷数据，同样基于ADAMS动力学仿真，得到曲轴与气缸座相互作用载荷在XYZ三方向上的输出情况，结果如图6所示。

图6 外载荷作用下曲轴与气缸座之间相互作用载荷XYZ三方向分量

通过对比图5与图6可以看出，考虑压缩机活塞所受外界气体力后，一方面会导致曲轴与气缸座相互作用载荷在XYZ三方向上的幅值显著增大，另一方面，三种设计方案输出的曲轴与气缸座相互作用载荷也发生了明显变化。不考虑压缩机活塞所受外界气体力时，曲轴与气缸座之间相互作用载荷关系为：直径50mm＞直径52mm＞直径54mm（X方向），直径50mm＞直径52mm＞直径54mm（Y方向），直径50mm＞直径52mm＞直径54mm（Z方向）。考虑压缩机活塞所受外界气体力时，曲轴与气缸座之间相互作用载荷关系为：直径54mm＞直径52mm＞直径50mm（X方向），直径54mm＞直径52mm＞直径50mm（Y方向），直径50mm＞直径52mm＞直径54mm（Z方向）。由于考虑外部载荷后，曲轴与气缸座相互作用载荷在XYZ三方向上幅值会显著增大，因此应以外部载荷为主。其中，XY为垂直曲轴轴线平面内的运动，直径50mm受力最小。Z方向为轴线方向运动，可以直接影响到压缩机机芯的纵向振动。综合考虑以上仿真结果，结合曲轴静平衡设计中质心的位置，确定该型号压缩机曲轴配重块最佳设计尺寸为直径1为52mm、直径2为42mm。

3 结论

本文以某型号压缩机为例，对其进行曲轴配重块的动态优化设计，首先考虑曲轴自身的静平衡，以达到力矩静平衡为目的，确定了三种配重块设计方案：配重块直径50mm、配重块直径52mm以及配重块直径54mm。然后，在考虑压缩机活塞所受外界气体力和不考虑压缩机活塞所受外界气体力两种情况下，对比了曲轴与气缸座之间相互作用载荷的关系。结果表明，冰箱压缩机曲轴配重块优化设计时，外界载荷在系统不平衡作用力中占据主导地位。当考虑外界载荷时，曲轴与气缸座相互作用载荷在XYZ三方向上幅值会显著增大，并且曲轴与气缸座之间相互作用载荷的变化趋势也会发生变化。最后，结合压缩机曲轴质心位置，综合考量外界载荷力的影响以及纵向载荷力的大小，确定最优的配重块设计方案。

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