滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子組合結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性分析與測(cè)試

邢金昕姜華偉冀凱，孫偉

（1.東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，沈陽 110819）（2.沈陽華潤三洋壓縮機(jī)有限公司，沈陽 110869）

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子組合結(jié)構(gòu)振動(dòng)特性分析與測(cè)試

邢金昕1姜華偉2冀凱1，2孫偉1

（1.東北大學(xué)機(jī)械工程與自動(dòng)化學(xué)院，沈陽 110819）（2.沈陽華潤三洋壓縮機(jī)有限公司，沈陽 110869）

為了避免壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在工作過程中的振動(dòng)超標(biāo)，需要對(duì)其開展系統(tǒng)化的動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)，包括壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子乃至整機(jī)的振動(dòng)特性測(cè)試以及利用轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)對(duì)其建模與分析.本文以轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合件（泵組件+外殼組件）為研究對(duì)象，首先創(chuàng)建了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)三維實(shí)體有限元分析模型.進(jìn)一步，對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有特性進(jìn)行了分析，獲得了前5階固有頻率與模態(tài)振型.最后，對(duì)該滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)實(shí)驗(yàn)，校驗(yàn)了上述分析模型的合理性.本文的研究可為壓縮機(jī)系統(tǒng)的減振與降噪提供技術(shù)參考.

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)，轉(zhuǎn)子組合結(jié)構(gòu)，振動(dòng)特性，測(cè)試與分析

引言

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)由于結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、性價(jià)比高、易于大批量生產(chǎn)控制等特點(diǎn)，目前已成為家用空調(diào)壓縮機(jī)的主要機(jī)型［1］.壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在工作過程中要受到不平衡力、接觸力、氣動(dòng)壓力等多種周期性外力作用，如設(shè)計(jì)不當(dāng)極易造成轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)超標(biāo).振動(dòng)超標(biāo)的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)會(huì)使整個(gè)壓縮機(jī)系統(tǒng)振動(dòng)和噪音增大，更嚴(yán)重的情況是，其會(huì)直接損害壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的零部件，例如，軸承磨損、電機(jī)的轉(zhuǎn)子和靜子相碰產(chǎn)生摩擦受損等［2-3］，從而嚴(yán)重的降低了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的可靠性.

為了避免壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在工作過程中的振動(dòng)超標(biāo)，需要對(duì)其開展系統(tǒng)化的動(dòng)態(tài)優(yōu)化設(shè)計(jì)，包括壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子乃至整機(jī)的振動(dòng)特性測(cè)試以及利用轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)對(duì)其建模與分析.目前，大多數(shù)學(xué)者［4-6］對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)的研究主要集中于噪聲控制，對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)特性的分析明顯不足.部分學(xué)者已開始了關(guān)于轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)特性的研究，例如，Seve等［7］用梁模型研究了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子的不平衡響應(yīng)問題.Ferraris等［8］同樣采用梁模型分析了氣動(dòng)力對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)不平衡響應(yīng)的影響.Wang等［9］用三維模型分析分析了轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有特性和振動(dòng)響應(yīng).但就目前的研究現(xiàn)狀來看，這方面的研究還很不充分.主要表現(xiàn)為沒有將壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)振動(dòng)測(cè)試結(jié)果與分析有效地結(jié)合，來獲得比較可靠的動(dòng)力學(xué)預(yù)測(cè)模型.

本文正是基于上述研究成果開展?jié)L動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)組合結(jié)構(gòu)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有特性分析與測(cè)試的研究.以轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合件（泵組件+外殼組件）為研究對(duì)象，首先創(chuàng)建了壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)三維實(shí)體有限元分析模型.進(jìn)一步，對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有特性進(jìn)行了分析，獲得了前5階固有頻率與模態(tài)振型.最后，對(duì)該滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)實(shí)驗(yàn)，校驗(yàn)了上述分析模型的合理性.本文的研究可為滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)系統(tǒng)的減振與降噪提供技術(shù)參考.

1 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合件的三維實(shí)體有限元建模

1.1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的組成

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系的幾何結(jié)構(gòu)模型如圖1示.滾動(dòng)活塞被安裝在偏心曲軸上.因此，偏心曲軸驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)包括滾動(dòng)活塞，以及葉片彈簧系統(tǒng).再加上上軸承和下軸承，所有這些回轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)組成的轉(zhuǎn)子軸頸軸承系統(tǒng).下軸承、氣缸、下軸承和上軸承由螺栓固定為一體，由氣缸或上軸承與殼體焊接，保持固定.滾動(dòng)活塞和曲軸等運(yùn)動(dòng)件則由上、下軸承限制其位移.

為了便于實(shí)驗(yàn)和分析后續(xù)分析模型中去掉了葉片彈簧及滾套系統(tǒng)，并將殼體剖開了四分之一.

圖1 滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的組成Fig.1 Therotor structure of rolling rotor compressor

1.2 有限元建模

用Pro/E軟件建立各轉(zhuǎn)子部件的三維CAD模型并裝配在一起，為了與后續(xù)實(shí)驗(yàn)相一致，同樣略去其四分之一.將所創(chuàng)建的模型導(dǎo)入到Workbench，創(chuàng)建有限元模型，見圖2.

圖2 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合結(jié)構(gòu)有限元模型Fig.2 Finite elementmodel of the rotor system

在該模型中，采用SOLID187實(shí)體單元建立壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子的機(jī)械本體，采用接觸單元CONTA174，目標(biāo)單元TARGE170建立接觸對(duì).用接觸對(duì)分別聯(lián)接上軸承與氣缸、下軸承與氣缸、氣缸與外殼等，并對(duì)安裝底腳進(jìn)行全約束，從而形成完整的有限元分析模型.在該模型中，總共有49385個(gè)節(jié)點(diǎn)，28891個(gè)單元，其中接觸單元3240個(gè).

為了便于分析對(duì)該組合結(jié)構(gòu)也進(jìn)行了簡(jiǎn)化，具體為：

（1）在建模時(shí)簡(jiǎn)化倒角、倒圓和油槽等特征.并刪除一些對(duì)于固有頻率影響不大的元件，如氣缸中的彈簧.

（2）在實(shí)際的狀態(tài)下滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的上、下軸承與氣缸部分是由螺栓螺母鏈接為一體，并由主軸承點(diǎn)焊在殼體上固定.本次分析將轉(zhuǎn)子系統(tǒng)各元件間的關(guān)系簡(jiǎn)化為固定約束，并將主軸承與殼體的關(guān)系也簡(jiǎn)化為面與面的固定約束.

2 動(dòng)力學(xué)特性分析

選用 Workbench的Engineering Data模塊和Modal（ANSYS）模塊進(jìn)行求解固有頻率.轉(zhuǎn)子部件的具體材料屬性見表1.

表1 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)主要部件的材料參數(shù)Table 1 Materialproperty of the components of the rotor system

分析獲得的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)各階頻率見表2，模態(tài)振型見圖3.

表2 計(jì)算獲得的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有頻率Table 2 Natural frequencies obtained by numerical simulation

圖3 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)約束態(tài)下固有振型Fig.3 Modal shapes of rotor system under the constraint condition

各階次模態(tài)振型的特點(diǎn)如下：第1階固有振型使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)在徑向受到彎曲，軸段上部是整個(gè)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)彎曲變形最大的地方；第2階固有振型使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)沿軸向受到彎曲，殼體切口處變形較大，應(yīng)力較大的部位也集中在這個(gè)地方；第3階固有振型使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)沿軸向受到扭曲，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的氣缸和副軸承處變形較大，應(yīng)力較大的部位也集中在這兩個(gè)地方；第4階固有振型使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)沿軸向受到彎曲，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的氣缸和副軸承處變形較大，應(yīng)力較大的部位也集中在這兩個(gè)地方；第5階振型圖上，固有振型使轉(zhuǎn)子系統(tǒng)沿軸向受到彎曲，殼體切口處變形較大，應(yīng)力較大的部位也集中在這個(gè)地方.通過以上分析可知，轉(zhuǎn)子系統(tǒng)約束態(tài)下的振型都是以在軸向的彎曲和扭轉(zhuǎn)表現(xiàn)出來的，扭轉(zhuǎn)的地方大多在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的氣缸和副軸承處，應(yīng)力較大部位也集中在這些地方.

3 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)固有特性測(cè)試

3.1 測(cè)試系統(tǒng)

整個(gè)測(cè)試基于LMS模態(tài)振動(dòng)測(cè)試系統(tǒng)，主要包括：數(shù)據(jù)采集前端、模態(tài)力錘、加速度傳感器、高性能筆記本電腦等.相關(guān)儀器型號(hào)見表3.

表3 主要測(cè)試儀器Table 3 Themain test instrument

測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)見圖4.其中①，②，③處粘貼輕質(zhì)傳感器，④，⑤處為聯(lián)能加速度傳感器.整個(gè)實(shí)驗(yàn)的儀器布置框圖見圖5.

圖4 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)Fig.4 Testing on the rotor system of rolling rotor compressor

圖5 實(shí)驗(yàn)儀器的布置Fig.5 Arrangement of the test instrument

3.2 測(cè)試過程及測(cè)試結(jié)果

首先選用傳統(tǒng)的錘擊法粗測(cè)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合件的固有頻率，由測(cè)得的頻響函數(shù)峰值辨識(shí)出固有頻率值.進(jìn)一步，采用振動(dòng)臺(tái)掃頻法精確測(cè)試轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合件的固有頻率.為了完成振動(dòng)臺(tái)掃頻測(cè)試，需要確定振動(dòng)臺(tái)掃頻帶寬、控制掃頻速度（慢掃），并在保證有效消除瞬態(tài)振動(dòng)的前提下記錄掃頻信號(hào)等操作.詳細(xì)測(cè)試過程描述如下：

（1）完成試件裝卡

將殼體上的裝夾角用3個(gè)M8螺栓固定在夾具上，并通過夾具聯(lián)接到振動(dòng)臺(tái)上，并在整個(gè)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)上粘貼傳感器，具體位置見圖4.這里加裝了多個(gè)傳感器，旨在能更加精確的測(cè)試轉(zhuǎn)子組合件系統(tǒng)的振動(dòng)特性.

（2）錘擊法粗測(cè)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的固有頻率

通過錘擊法試驗(yàn)?zāi)B(tài)測(cè)試，并初步獲得固有頻率.使用力錘分別對(duì)對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)1點(diǎn)至5點(diǎn)沿z方向進(jìn)行激振，通過LMSTestLab軟件進(jìn)行數(shù)據(jù)采集和分析，初步獲得轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前五階頻響函數(shù)（見圖6），至少測(cè)試二次，直到各次測(cè)試結(jié)果相差不大為止.說明裝夾部分受力已經(jīng)趨近于平穩(wěn)，盡量消除裝夾角與夾具之間結(jié)合面的彈性變形對(duì)測(cè)試的影響.

（3）振動(dòng)臺(tái)掃頻精確測(cè)試固有頻率

將振動(dòng)臺(tái)的激勵(lì)模式設(shè)置為加速度掃頻，激勵(lì)加速度的峰值為1g，根據(jù)錘擊測(cè)試的結(jié)果，在各階固有頻率的75%～125%選取掃描頻段，在此頻段內(nèi)以1Hz/s的掃描速度對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)進(jìn)行基礎(chǔ)激勵(lì)，通過LMS TestLab軟件獲得其“時(shí)間-頻率-振動(dòng)加速度”三維瀑布圖，由三維瀑布圖可讀取各階次的固有頻率，具體結(jié)果見表4.部分測(cè)點(diǎn)（例如2，3，4）可能由于其靠近某些階次的模態(tài)振型的節(jié)點(diǎn)，從而不能有效捕捉該階的共振頻率，所以表4中會(huì)存在部分測(cè)點(diǎn)的數(shù)據(jù)缺失的現(xiàn)象.

圖6 錘擊測(cè)試獲得的頻響函數(shù)Fig.6 Frequency response function obtained by hammer test

表4 各測(cè)點(diǎn)掃頻測(cè)試獲得的固有頻率Table 4 Natural frequencies of variousmeasuring points obtained by sweeping test

圖7為測(cè)點(diǎn)1前5階的三維瀑布圖，其余與之類似.

圖7 轉(zhuǎn)子系統(tǒng)前5階掃頻瀑布圖Fig.7 Sweeping waterfall diagrams of the first5 orders for the rotor system

將此測(cè)試值與分析值的比對(duì)見表5，最大偏差小于10.4%，由此證明了所創(chuàng)建分析模型的合理性.

表5 測(cè)試及分析結(jié)果Table 5 Testing and analysising results

4 結(jié) 論

（1）以轉(zhuǎn)子系統(tǒng)組合件（泵組件+外殼組件）為研究對(duì)象，創(chuàng)建了該轉(zhuǎn)子組合結(jié)構(gòu)的有限元分析模型，求解了固有頻率和模態(tài)振型，并對(duì)模態(tài)振型的狀態(tài)進(jìn)行了評(píng)述.

（2）搭建了該組合件的振動(dòng)特性測(cè)試系統(tǒng)，主要由振動(dòng)臺(tái)掃頻激勵(lì)獲得該組合件的固有頻率.

（3）將分析結(jié)果預(yù)測(cè)值進(jìn)行了對(duì)照，結(jié)果表明固有頻率計(jì)算，最大偏差小于10.4%，進(jìn)而證明了所創(chuàng)建模型的合理性

本文的研究可為壓縮機(jī)系統(tǒng)的減振與降噪提供技術(shù)參考.

1 樊靈，靳春梅，孫國基，等.變頻旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)的研究現(xiàn)狀與進(jìn)展.流體機(jī)械，2002，30（1）：29～31，41（Fan L，Jin CM，Sun G J，et al.Status and developmentof inverter controlled rotary compressor.Fluid Machinery，2002，30 （1）：29～31，41（in Chinese））

2 Levecque N，Mahfoud J，Violette D，et al.Vibration reduction of a single cylinder reciprocating compressor based onmulti-stage balancing.Mechanism and Machine Theory，2011，46（1）：1～9

3 Park J，Wang S.Noise reduction for compressors bymodes control using topology optimization of eigenvalue.Journal of Sound and Vibration，2008，315（4）：836～848

4 劉元峰，趙玫，徐百平，黃曉峰.家用空調(diào)器減振降噪研究綜述與展望.振動(dòng)與沖擊，2005，24（4）：120～121 （Liu Y F，Zhao M，Xu BP，etal.The research review and prospect of the household air conditioner vibration noise reduction.Journal of Vibration and Shock，2005，24（4）：120～121（in Chinese））

5 楊偉明，屈宗長.滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)的噪聲控制分析及降噪措施.壓縮機(jī)技術(shù)，2004，2：13～14（Yang W M，Qu Z C.Noise control analysis and noise reduction measures of the rolling rotor compressor.Compressor Technology，2004，2：13～14（in Chinese））

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8 Ferraris G，Andrianoely M A，Berlioz A，et al.Influence of cylinder pressure on the balancing of a rotary compressor.Journal of Sound and Vibration，2006，292（3）：899～910

9 Wang Z，Yu X，Liu F，et al.Dynamic analyses for the rotor-journal bearing system of a variable speed rotary compressor.International Journal of Refrigeration，2013，36 （7）：1938～1950

ANALYSIS AND TEST OF VIBRATION CHARACTERISTICSON ROTOR COMPOSITE STRUCTURE OF ROLLING ROTOR COMPRESSOR

Xing JinXin1Jiang HuaWei2Ji Kai1，2Sun Wei1

（1.School of Mechanical Engineering&Automation，Northeastern University，Shenyang 110819，China）（2.Huarun Sanyo Compressor Limited Liability Corporation，Shenyang 110869，China）

In order to avoid excessive vibration of the compressor rotor system during operation，it is necessary to carry out a systematic dynamic optimization design，including testing the vibration characteristics of compressor rotor and the wholemachine as well asmodeling and analysis based on rotor dynamics.In this paper，the rotor composite system（pump assembly and shell assembly）is taken as an example for the investigated subject.Firstly，a three-dimensional solid finite elementmodel of the compressor rotor system was proposed.The natural characteristics of the rotor system were analyzed through the numericalmodel，and five natural frequencies and mode shapeswere obtained.Finally，the rationality of the analysismodel was verified against the results of dynamical experiment.The study in this paper can provide essential technical support to reduce the vibration and noise of the compressor system.

rolling rotor compressor，rotor composite structure，dynamics characteristics，test and analysis

31 March 2015，revised 8 April 2015.

E-mail：weisun@me.neu.edu.cn

10.6052/1672-6553-2015-024

2015-03-31收到第1稿，2015-04-08收到修改稿.

E-mail：weisun@me.neu.edu.cn