采用MSC.ADAMS 軟件對一款汽車空調(diào)壓縮機(jī)進(jìn)行運(yùn)動及動力分析

引言

　　隨著人們生活水平的提高，對汽車舒適性的要求也越來越高。汽車空調(diào)的質(zhì)量影響到對整車的評價。由于汽車是直接暴露在太陽或風(fēng)雪下，而且汽車行駛的速度變化無常，車內(nèi)的空間有限。這都加大了汽車空調(diào)的設(shè)計(jì)難度。一般來說汽車空調(diào)由壓縮機(jī)，冷凝器，蒸發(fā)器，和膨脹閥組成。汽車空調(diào)壓縮機(jī)是汽車空調(diào)的關(guān)鍵零部件，也是主要的運(yùn)動部件。采用虛擬樣機(jī)技術(shù)可以研究汽車空調(diào)壓縮機(jī)的運(yùn)動規(guī)律和動力性能，為設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供幫助。

　　虛擬樣機(jī)技術(shù)是在產(chǎn)品的設(shè)計(jì)開發(fā)中，將分散的零部件設(shè)計(jì)和分析技術(shù)融合在一起，在計(jì)算機(jī)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(yù)測產(chǎn)品的整體性能，進(jìn)而改進(jìn)設(shè)計(jì)，提高產(chǎn)品質(zhì)量。

　　本文是采用MSC.ADAMS 軟件對一款汽車空調(diào)壓縮機(jī)進(jìn)行運(yùn)動，動力分析，從而了解其運(yùn)動規(guī)律，并計(jì)算一些聯(lián)接副的受力情況。

　　1 汽車空調(diào)壓縮機(jī)運(yùn)動機(jī)構(gòu)概述

　　汽車空調(diào)壓縮機(jī)可分為往復(fù)式和旋轉(zhuǎn)式二大類。往復(fù)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(zhuǎn)斜盤式和搖擺斜盤式。旋轉(zhuǎn)式又分刮片式，滾動活塞式，三角轉(zhuǎn)子式，渦旋式，螺桿式。本文主要研究5 缸搖擺斜盤式的汽車空調(diào)壓縮機(jī)。

　　搖擺斜盤式的汽車空調(diào)壓縮機(jī)的工作原理是通過主軸的旋轉(zhuǎn)帶動斜盤的轉(zhuǎn)動，通過只能進(jìn)行擺動的行星盤將旋轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)化為活塞的往復(fù)運(yùn)動，活塞在氣缸里對制冷劑進(jìn)行壓縮。(見圖1)

　　圖1 空調(diào)壓縮機(jī)核心部件裝配圖

　　2 搖擺斜盤式壓縮機(jī)運(yùn)動學(xué)幾何關(guān)系

　　搖擺斜盤式壓縮機(jī)通過主軸帶動斜盤作圓周運(yùn)動，行星盤由于導(dǎo)向桿的運(yùn)動約束，將主軸的周轉(zhuǎn)運(yùn)動轉(zhuǎn)化為斜盤表面質(zhì)點(diǎn)的軸向往復(fù)，并通過連桿帶動活塞，構(gòu)成空間上類曲柄滑塊機(jī)構(gòu)。

　　本模型中，由于受到行星盤上導(dǎo)向桿的約束，活塞3 的連桿連接行星盤一端的球心始終位于軸線與導(dǎo)向桿軸線所確定的平面內(nèi)，該活塞的運(yùn)動處于較為特殊的地位，幾何關(guān)系為平面運(yùn)動。其余活塞1，5，活塞2，4 互為對等關(guān)系，且均屬空間運(yùn)動學(xué)范疇。

　　3 活塞運(yùn)動學(xué)公式推導(dǎo)

　　在研究壓縮機(jī)時，活塞的運(yùn)動規(guī)律十分重要。下面以活塞3 為例，對壓縮機(jī)的活塞質(zhì)心運(yùn)動進(jìn)行公式推導(dǎo)。

　　如圖2 所示，對該幾何關(guān)系構(gòu)建封閉矢量多邊形，l1、l2、l3、s4 均為相應(yīng)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(jì)算結(jié)果，但方位角均應(yīng)由x 軸開始，并以沿逆時針方向計(jì)量為正。

　　圖2 活塞3 運(yùn)動幾何關(guān)系

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

　　所以，在固定球輪的頂壓下，行星盤完全繞O 點(diǎn)作擺動，行星盤中心孔腔的球心(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度，連桿兩球心之間距離為連桿長度，活塞質(zhì)心運(yùn)動狀態(tài)等效B 點(diǎn)(球鉸鏈球心)運(yùn)動狀態(tài)。

　　由于在封閉矢量多邊形中，各矢量之和為零：

　　4 通過MSC.ADAMS 對壓縮機(jī)進(jìn)行運(yùn)動動力分析

　　4.1 分析的基本步驟

　　汽車空調(diào)壓縮機(jī)的仿真過程如下：1. 運(yùn)用UG 的三維實(shí)體建模模塊對壓縮機(jī)核心運(yùn)動機(jī)構(gòu)進(jìn)行三維建模，主要包括主軸、斜盤、行星盤、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(dǎo)入ADAMS 中，添加材料屬性，并根據(jù)默認(rèn)位置關(guān)系附加運(yùn)動約束，實(shí)現(xiàn)模擬運(yùn)動無干涉。3. 根據(jù)三種給定的不同工況，計(jì)算活塞端面的氣體壓力，將氣體力學(xué)方程導(dǎo)入，完成力學(xué)約束的添加。4. 根據(jù)工況，在驅(qū)動軸上賦給指定轉(zhuǎn)速，輸出動力學(xué)特性曲線，包括活塞質(zhì)心位移曲線、活塞質(zhì)心速度曲線、活塞質(zhì)心加速度曲線和活塞端面力曲線。并對獲取的數(shù)據(jù)進(jìn)行動力學(xué)分析。

　　4.2 零部件的物理參數(shù)

　　其幾何參數(shù)和慣性參數(shù)采用三維CAD 實(shí)體建模軟件UG-Ⅱ計(jì)算得到，如表1 所示。這對幾何形狀極不規(guī)則，采用計(jì)算方法很難得到準(zhǔn)確數(shù)值的物體，如斜盤等，將大大簡化計(jì)算過程。

　　表1 空調(diào)壓縮核心部件力學(xué)參數(shù)

　　4.3 約束的選定

　　在ADAMS 的VIEW 模塊對模型中的零件之間的運(yùn)動副進(jìn)行約束定義。下表為運(yùn)動副的約束定義。

　　表2 空調(diào)壓縮核心部件運(yùn)動約束

　　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(yàn)要求，如表4.2.3-1 所示，仿真過程將在900rps、5500rps、7000rps 三種轉(zhuǎn)速及各自相對應(yīng)的吸氣壓強(qiáng)、排氣壓強(qiáng)下進(jìn)行測試。

　　表3 空調(diào)壓縮機(jī)試驗(yàn)工況

　　4.4.2 活塞頂部壓力公式推導(dǎo)：

　　根據(jù)氣體方程：多變過程的 P*VN=C 得出：

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

　　排氣過程：P2=Pd

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

　　吸氣過程：P4=Ps

　　其中：

　　L=壓縮機(jī)平均行程

　　C=余隙

　　N=多變指數(shù)

　　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(shù)的確定

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

　　實(shí)際過程往往更為復(fù)雜。譬如柴油機(jī)氣缸中的壓縮過程，開始時工質(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，整個過程n 大約從1.6 變化到1.2 左右;至于膨脹過程，由于存在后燃及高溫時被離解氣體的復(fù)合放熱現(xiàn)象，情況更為復(fù)雜，其散熱規(guī)律的研究已不屬于熱力學(xué)的范圍。對于多變指數(shù)n 式變化的實(shí)際過程，若n 的變化范圍不大，則可用一個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)際過程分成數(shù)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(jù)以往實(shí)際工況和以往經(jīng)驗(yàn)，選取n=1.3。

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

　　圖 3 壓縮機(jī)整個行程中的P-V 關(guān)系

　　4.4.4 活塞頂部壓力在運(yùn)動分析中的體現(xiàn)：

　　4.4.4.1 MSC.ADAMS 中IF 函數(shù)的定義

　　IF(expr1：expr2，expr3，expr4)

　　式中，expr1 為控制變量，expr2，expr3 和expr4 均為表達(dá)式。

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

　　4.4.4.2 在本課題中IF 語句算法

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

　　程序框圖如圖5 所示：

　　圖5 活塞端面受力IF 語句程序框圖

　　4.4.4.3 If 語句公式

　　將在UG 中建好的模型導(dǎo)入ADAMS 后，根據(jù)實(shí)際情況施加所需的運(yùn)動約束。設(shè)定End Time = 10，step = 100，進(jìn)行初步動態(tài)運(yùn)行，測量所得數(shù)據(jù)。根據(jù)上述數(shù)據(jù)經(jīng)過計(jì)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(jī)活塞行程參數(shù)(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(shù)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(yùn)動學(xué)約束以及力約束后，進(jìn)行900rps 的運(yùn)動仿真，以活塞3 為例，摘取其位移、速度、加速度與受力的曲線圖，根據(jù)先前算出的d1、d2 位置，判定活塞在整個行程中的四個階段的狀態(tài)。一個周期內(nèi)壓縮機(jī)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(jié)果如圖6 所示。

　　圖6 位移、速度、加速度與受力的曲線圖
5 分析結(jié)果

　　5.1 運(yùn)動學(xué)分析

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

　　圖7 活塞位移曲線(900rpm)

　　圖8 活塞壓力曲線(900rpm)

　　在活塞端面受力曲線中可以很明顯的看到兩段壓力恒定的直線，對應(yīng)了壓縮機(jī)工作中的吸氣和排氣狀態(tài)(上端為吸氣，下端為排氣)，兩段曲線則分別對應(yīng)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(jié)果一致。

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

　　圖9 活塞速度曲線(900rpm)

　　圖10 活塞加速度曲線(900rpm)

　　出現(xiàn)這種情況在很大程度上是由于導(dǎo)向桿的運(yùn)動約束造成的“軸對稱性”而非理想狀態(tài)下的空間對稱性，五個活塞在機(jī)構(gòu)上并不處于完全對等的地位所致。在滿足了五個活塞在周向位移的要求的同時，因?yàn)檫B桿與行星盤的球鉸鏈球心有不同程度的空間運(yùn)動，使得速度和加速度的傳遞出現(xiàn)了不同的結(jié)果。

　　5.2 動力學(xué)分析

　　通過分析可得導(dǎo)向桿頭部的受力情況(圖11)和壓縮機(jī)的功耗(圖12)。通過導(dǎo)向桿的受力曲線我們可將其作為有限元分析的邊界條件，分析其應(yīng)力，應(yīng)變，和疲勞。

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

　　圖11 導(dǎo)向桿頭部受力曲線

　　圖12 壓縮機(jī)功耗曲線

　　6. 結(jié)語

　　通過分析，我們發(fā)現(xiàn)理論公式推導(dǎo)，和試驗(yàn)數(shù)據(jù)同軟件運(yùn)動學(xué)動力學(xué)仿真所得數(shù)據(jù)能達(dá)成較好的一致性。這說明前期三維實(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(yàn)證了軟件動力學(xué)仿真的可行性。這不僅節(jié)省了大量的人力物力資源，更重要的是縮短了產(chǎn)品設(shè)計(jì)周期以減短了產(chǎn)品的生產(chǎn)制造周期，提高了優(yōu)化設(shè)計(jì)的便捷性，降低了成本。