采用MSC.ADAMS 軟件對一款汽車(chē)空調壓縮機進(jìn)行運動(dòng)及動(dòng)力分析

引言

　　隨著(zhù)人們生活水平的提高，對汽車(chē)舒適性的要求也越來(lái)越高。汽車(chē)空調的質(zhì)量影響到對整車(chē)的評價(jià)。由于汽車(chē)是直接暴露在太陽(yáng)或風(fēng)雪下，而且汽車(chē)行駛的速度變化無(wú)常，車(chē)內的空間有限。這都加大了汽車(chē)空調的設計難度。一般來(lái)說(shuō)汽車(chē)空調由壓縮機，冷凝器，蒸發(fā)器，和膨脹閥組成。汽車(chē)空調壓縮機是汽車(chē)空調的關(guān)鍵零部件，也是主要的運動(dòng)部件。采用虛擬樣機技術(shù)可以研究汽車(chē)空調壓縮機的運動(dòng)規律和動(dòng)力性能，為設計和優(yōu)化提供幫助。

　　虛擬樣機技術(shù)是在產(chǎn)品的設計開(kāi)發(fā)中，將分散的零部件設計和分析技術(shù)融合在一起，在計算機上建造出產(chǎn)品的整體模型，并對該產(chǎn)品在投入使用后的各種工況進(jìn)行仿真分析，預測產(chǎn)品的整體性能，進(jìn)而改進(jìn)設計，提高產(chǎn)品質(zhì)量。

　　本文是采用MSC.ADAMS 軟件對一款汽車(chē)空調壓縮機進(jìn)行運動(dòng)，動(dòng)力分析，從而了解其運動(dòng)規律，并計算一些聯(lián)接副的受力情況。

　　1 汽車(chē)空調壓縮機運動(dòng)機構概述

　　汽車(chē)空調壓縮機可分為往復式和旋轉式二大類(lèi)。往復式的又分曲軸連桿式，軸向活塞式，和徑向活塞式。其中軸向活塞式又分旋轉斜盤(pán)式和搖擺斜盤(pán)式。旋轉式又分刮片式，滾動(dòng)活塞式，三角轉子式，渦旋式，螺桿式。本文主要研究5 缸搖擺斜盤(pán)式的汽車(chē)空調壓縮機。

　　搖擺斜盤(pán)式的汽車(chē)空調壓縮機的工作原理是通過(guò)主軸的旋轉帶動(dòng)斜盤(pán)的轉動(dòng)，通過(guò)只能進(jìn)行擺動(dòng)的行星盤(pán)將旋轉運動(dòng)轉化為活塞的往復運動(dòng)，活塞在氣缸里對制冷劑進(jìn)行壓縮。(見(jiàn)圖1)

　　圖1 空調壓縮機核心部件裝配圖

　　2 搖擺斜盤(pán)式壓縮機運動(dòng)學(xué)幾何關(guān)系

　　搖擺斜盤(pán)式壓縮機通過(guò)主軸帶動(dòng)斜盤(pán)作圓周運動(dòng)，行星盤(pán)由于導向桿的運動(dòng)約束，將主軸的周轉運動(dòng)轉化為斜盤(pán)表面質(zhì)點(diǎn)的軸向往復，并通過(guò)連桿帶動(dòng)活塞，構成空間上類(lèi)曲柄滑塊機構。

　　本模型中，由于受到行星盤(pán)上導向桿的約束，活塞3 的連桿連接行星盤(pán)一端的球心始終位于軸線(xiàn)與導向桿軸線(xiàn)所確定的平面內，該活塞的運動(dòng)處于較為特殊的地位，幾何關(guān)系為平面運動(dòng)。其余活塞1，5，活塞2，4 互為對等關(guān)系，且均屬空間運動(dòng)學(xué)范疇。

　　3 活塞運動(dòng)學(xué)公式推導

　　在研究壓縮機時(shí)，活塞的運動(dòng)規律十分重要。下面以活塞3 為例，對壓縮機的活塞質(zhì)心運動(dòng)進(jìn)行公式推導。

　　如圖2 所示，對該幾何關(guān)系構建封閉矢量多邊形，l1、l2、l3、s4 均為相應的桿矢量，θ1、θ2、θ3、θ4 為桿件的方位角，各桿件矢量方向不影響計算結果，但方位角均應由x 軸開(kāi)始，并以沿逆時(shí)針?lè )较蛴嬃繛檎?/span>

　　圖2 活塞3 運動(dòng)幾何關(guān)系

　　由于主軸軸線(xiàn)(即斜盤(pán)軸線(xiàn))和行星盤(pán)軸線(xiàn)各自在工作結合面(粗虛線(xiàn))上的交點(diǎn)有一偏心距，其偏置的結果正好使得行星盤(pán)中心球狀腔的球心(O 點(diǎn))落在了主軸軸線(xiàn)(X 軸)上。

　　所以，在固定球輪的頂壓下，行星盤(pán)完全繞O 點(diǎn)作擺動(dòng)，行星盤(pán)中心孔腔的球心(O 點(diǎn))到圓周孔腔(即連桿球鉸鏈落位處)的球心(A 點(diǎn))之間的距離為曲柄長(cháng)度，連桿兩球心之間距離為連桿長(cháng)度，活塞質(zhì)心運動(dòng)狀態(tài)等效B 點(diǎn)(球鉸鏈球心)運動(dòng)狀態(tài)。

　　由于在封閉矢量多邊形中，各矢量之和為零：

　　4 通過(guò)MSC.ADAMS 對壓縮機進(jìn)行運動(dòng)動(dòng)力分析

　　4.1 分析的基本步驟

　　汽車(chē)空調壓縮機的仿真過(guò)程如下：1. 運用UG 的三維實(shí)體建模模塊對壓縮機核心運動(dòng)機構進(jìn)行三維建模，主要包括主軸、斜盤(pán)、行星盤(pán)、連桿和活塞五大部件，并在UG 環(huán)境下進(jìn)行裝配。2. 將建好的實(shí)體模型以Parasolid 格式輸出，導入ADAMS 中，添加材料屬性，并根據默認位置關(guān)系附加運動(dòng)約束，實(shí)現模擬運動(dòng)無(wú)干涉。3. 根據三種給定的不同工況，計算活塞端面的氣體壓力，將氣體力學(xué)方程導入，完成力學(xué)約束的添加。4. 根據工況，在驅動(dòng)軸上賦給指定轉速，輸出動(dòng)力學(xué)特性曲線(xiàn)，包括活塞質(zhì)心位移曲線(xiàn)、活塞質(zhì)心速度曲線(xiàn)、活塞質(zhì)心加速度曲線(xiàn)和活塞端面力曲線(xiàn)。并對獲取的數據進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。

　　4.2 零部件的物理參數

　　其幾何參數和慣性參數采用三維CAD 實(shí)體建模軟件UG-Ⅱ計算得到，如表1 所示。這對幾何形狀極不規則，采用計算方法很難得到準確數值的物體，如斜盤(pán)等，將大大簡(jiǎn)化計算過(guò)程。

　　表1 空調壓縮核心部件力學(xué)參數

　　4.3 約束的選定

　　在A(yíng)DAMS 的VIEW 模塊對模型中的零件之間的運動(dòng)副進(jìn)行約束定義。下表為運動(dòng)副的約束定義。

　　表2 空調壓縮核心部件運動(dòng)約束

　　4.4 確定邊界條件(活塞壓力的確定)

　　4.4.1 仿真工況：

　　按試驗要求，如表4.2.3-1 所示，仿真過(guò)程將在900rps、5500rps、7000rps 三種轉速及各自相對應的吸氣壓強、排氣壓強下進(jìn)行測試。

　　表3 空調壓縮機試驗工況

　　4.4.2 活塞頂部壓力公式推導：

　　根據氣體方程：多變過(guò)程的 P*VN=C 得出：

　　壓縮過(guò)程：P1=Ps*((L+C)/( .5H11G.cm_dis+d3+C)) N

　　排氣過(guò)程：P2=Pd

　　膨脹過(guò)程：P3=Pd*(C/(.5H11G.cm_dis+d3+C)) N

　　吸氣過(guò)程：P4=Ps

　　其中：

　　L=壓縮機平均行程

　　C=余隙

　　N=多變指數

　　d3=活塞下止點(diǎn)平均位置

　　.5H11G.cm_dis=活塞質(zhì)心點(diǎn)位置
4.4.3 多變指數的確定

　　實(shí)際熱機中，有些過(guò)程工質(zhì)的狀態(tài)參數p、v、T 等都有顯著(zhù)的變化，與外界之間換熱量也不可忽略不計，這時(shí)它們不能簡(jiǎn)化為四種基本的熱力學(xué)過(guò)程(定容、定壓、定溫和絕熱)。試驗測定了一些過(guò)程中1kg 工質(zhì)的壓力p 和v 的關(guān)系，發(fā)現它們接近指數函數，用數學(xué)表達式描述即：p*vn=定值。該式即多變過(guò)程的過(guò)程方程式。n 為多變指數，它可以是負無(wú)窮到正無(wú)窮之間的任意數值。多變過(guò)程比前述幾種特殊過(guò)程更為一般化，但也并非任意的過(guò)程，它仍根據一定的規律變化：整個(gè)過(guò)程服從過(guò)程方程p*vN=定值，n 為某一定值。

　　實(shí)際過(guò)程往往更為復雜。譬如柴油機氣缸中的壓縮過(guò)程，開(kāi)始時(shí)工質(zhì)溫度低于缸壁溫度，邊吸熱邊壓縮而溫度升高，高于缸壁溫度后則邊壓縮邊放熱，整個(gè)過(guò)程n 大約從1.6 變化到1.2 左右;至于膨脹過(guò)程，由于存在后燃及高溫時(shí)被離解氣體的復合放熱現象，情況更為復雜，其散熱規律的研究已不屬于熱力學(xué)的范圍。對于多變指數n 式變化的實(shí)際過(guò)程，若n 的變化范圍不大，則可用一個(gè)不變的平均值近似地代替實(shí)際變化地n;若n 地變化較大，則可將實(shí)際過(guò)程分成數段，每一段都近似為n 值不變。

　　本課題中，由于n 值的變化范圍不大，根據以往實(shí)際工況和以往經(jīng)驗，選取n=1.3。

　　如圖3 所示，壓縮和膨脹為多變過(guò)程，多變指數n=1.3。膨脹結束點(diǎn)A 的壓力應小于吸氣壓力Ps，壓縮結束點(diǎn)B 的壓力應大于排氣壓力Pd，但考慮影響有限，故膨脹結束點(diǎn)A 的壓力=Ps，壓縮結束點(diǎn)B 的壓力=Pd。

　　圖 3 壓縮機整個(gè)行程中的P-V 關(guān)系

　　4.4.4 活塞頂部壓力在運動(dòng)分析中的體現：

　　4.4.4.1 MSC.ADAMS 中IF 函數的定義

　　IF(expr1：expr2，expr3，expr4)

　　式中，expr1 為控制變量，expr2，expr3 和expr4 均為表達式。

　　函數F=IF(expr1：expr2，expr3，expr4)的含義為：

　　4.4.4.2 在本課題中IF 語(yǔ)句算法

　　圖4 所示為本課題中壓縮機活塞端面受力IF 語(yǔ)句算法。先由活塞的速度方向(大于零/小于零)，判斷活塞運動(dòng)處于吸氣/膨脹狀態(tài)，還是壓縮/排氣狀態(tài)，再根據活塞質(zhì)心位置與膨脹結束點(diǎn)的關(guān)系確定是吸氣狀態(tài)還是膨脹狀態(tài);根據活塞質(zhì)心位置與壓縮結束點(diǎn)關(guān)系確定是壓縮狀態(tài)還是排氣狀態(tài)。

　　圖4 活塞端面受力IF 語(yǔ)句算法

　　程序框圖如圖5 所示：

　　圖5 活塞端面受力IF 語(yǔ)句程序框圖

　　4.4.4.3 If 語(yǔ)句公式

　　將在UG 中建好的模型導入ADAMS 后，根據實(shí)際情況施加所需的運動(dòng)約束。設定End Time = 10，step = 100，進(jìn)行初步動(dòng)態(tài)運行，測量所得數據。根據上述數據經(jīng)過(guò)計算，得出在三種不同工況下，活塞的排氣點(diǎn)d1，吸氣點(diǎn)d2 的位置，如表5 所示。

　　表5 壓縮機活塞行程參數(2)

　　以活塞3 在工況900rps 下端面受力為例：吸氣壓力Ps=0.358MPa, 排氣壓力Pd=2.97MPa, 排氣起始點(diǎn)位置d1=-80.9924, 吸氣起始點(diǎn)位置d2=-83.9607,活塞平均下止點(diǎn)位置d3=-85.1881, 活塞表面積S=897.2703, 活塞平均行程L=22.5889,余隙C=0.3,多變系數n=1.3。

　　900r/min：

　　Piston_3 氣體方程：

　　IF( VZ(piston3.cm):

　　IF(.5H11G.cm_dis3+80.9924:897.2703*2.97,897.2703*2.97,897.2703*0.358*((22.5889+0.3)/( .5H11G.cm_dis3+85.1881+0.3))**1.3),

　　IF(.5H11G.cm_dis3+80.9924:897.2703* 0.358, 897.2703*2.97, 897.2703 *2.97),

　　IF(.5H11G.cm_dis3+83.9607:897.2703*2.97*(0.3/(.5H11G.cm_dis3+85.1881+0.3))**1.3, 897.2703*0.358, 897.2703*0.358)

　　)

　　在模型上施加運動(dòng)學(xué)約束以及力約束后，進(jìn)行900rps 的運動(dòng)仿真，以活塞3 為例，摘取其位移、速度、加速度與受力的曲線(xiàn)圖，根據先前算出的d1、d2 位置，判定活塞在整個(gè)行程中的四個(gè)階段的狀態(tài)。一個(gè)周期內壓縮機進(jìn)行膨脹——吸氣——壓縮——排氣為一次完整循環(huán)。狀態(tài)判定結果如圖6 所示。

　　圖6 位移、速度、加速度與受力的曲線(xiàn)圖
5 分析結果

　　5.1 運動(dòng)學(xué)分析

　　在轉速為900rpm、吸氣壓強為0.358Mpa、排氣壓強為2.97Mpa 的工況下，如圖7 和圖8 所示，由于正五邊形的對稱(chēng)性，所有活塞的位移幅值和端面受力曲線(xiàn)基本一致，相位差為2π /5。

　　圖7 活塞位移曲線(xiàn)(900rpm)

　　圖8 活塞壓力曲線(xiàn)(900rpm)

　　在活塞端面受力曲線(xiàn)中可以很明顯的看到兩段壓力恒定的直線(xiàn)，對應了壓縮機工作中的吸氣和排氣狀態(tài)(上端為吸氣，下端為排氣)，兩段曲線(xiàn)則分別對應了膨脹和壓縮狀態(tài)(左端為壓縮，右端為膨脹)，和上文利用速度方向和活塞質(zhì)心位置判定結果一致。

　　由于導向桿的約束所帶來(lái)的對稱(chēng)性，使得靠近導向桿軸線(xiàn)的活塞(1 和5)，其速度幅值要略大于遠離軸線(xiàn)的活塞(2 和4)速度幅值，如圖9 所示。導向桿所帶來(lái)的對稱(chēng)性在加速度曲線(xiàn)圖中尤為明顯，如圖10 所示，且處于對稱(chēng)軸線(xiàn)上的活塞3 的加速度曲線(xiàn)變化平穩而光滑，遠離軸線(xiàn)的活塞(1 和5)的加速度曲線(xiàn)則出現了一定的畸變，加速度的峰值相對原相位出現了超前或滯后的現象。

　　圖9 活塞速度曲線(xiàn)(900rpm)

　　圖10 活塞加速度曲線(xiàn)(900rpm)

　　出現這種情況在很大程度上是由于導向桿的運動(dòng)約束造成的“軸對稱(chēng)性”而非理想狀態(tài)下的空間對稱(chēng)性，五個(gè)活塞在機構上并不處于完全對等的地位所致。在滿(mǎn)足了五個(gè)活塞在周向位移的要求的同時(shí)，因為連桿與行星盤(pán)的球鉸鏈球心有不同程度的空間運動(dòng)，使得速度和加速度的傳遞出現了不同的結果。

　　5.2 動(dòng)力學(xué)分析

　　通過(guò)分析可得導向桿頭部的受力情況(圖11)和壓縮機的功耗(圖12)。通過(guò)導向桿的受力曲線(xiàn)我們可將其作為有限元分析的邊界條件，分析其應力，應變，和疲勞。

　　通過(guò)將模擬所得的功耗同實(shí)際情況的功耗進(jìn)行比較，按標準在該工況下功耗應為2.75KW，同模擬所得的曲線(xiàn)平均在2.7KW 是相當接近的，從而也可證明分析的精度是非常高的。

　　圖11 導向桿頭部受力曲線(xiàn)

　　圖12 壓縮機功耗曲線(xiàn)

　　6. 結語(yǔ)

　　通過(guò)分析，我們發(fā)現理論公式推導，和試驗數據同軟件運動(dòng)學(xué)動(dòng)力學(xué)仿真所得數據能達成較好的一致性。這說(shuō)明前期三維實(shí)體建模和實(shí)體模型上的力學(xué)模型搭建的正確性，并進(jìn)一步驗證了軟件動(dòng)力學(xué)仿真的可行性。這不僅節省了大量的人力物力資源，更重要的是縮短了產(chǎn)品設計周期以減短了產(chǎn)品的生產(chǎn)制造周期，提高了優(yōu)化設計的便捷性，降低了成本。