CN102042228B

CN102042228B - 直流变频旋转式制冷压缩机动平衡设计方法

Info

Publication number: CN102042228B
Application number: CN 200910193015
Authority: CN
Inventors: 胡余生; 夏四海; 魏会军; 黄建平; 任丽萍
Original assignee: Gree Electric Appliances Inc of Zhuhai
Current assignee: Gree Electric Appliances Inc of Zhuhai
Priority date: 2009-10-12
Filing date: 2009-10-12
Publication date: 2013-04-10
Anticipated expiration: 2029-10-12
Also published as: CN102042228A

Abstract

本发明提供一种直流变频旋转式制冷压缩机动平衡设计方法，步骤：(1)选取电机转子上下两端面作为平衡块安装基准面；(2)预置一个动平衡系数，在此条件下优化搜索满足动平衡的平衡块尺寸；(3)对满足动平衡条件的平衡块，进行曲轴挠度校核，若挠度不满足要求，回到(2)，重新设置动平衡系数并重新计算平衡块尺寸；(4)若挠度满足要求，则进行整机振动和噪声校核，若满足要求，该平衡块为最优平衡块，否则回到第二步，重新预置动平衡系数，重新优化设计平衡块。采用本发明能减轻曲轴磨损，降低转子系统不平衡响应，降低压缩机振动和噪声。

Description

直流变频旋转式制冷压缩机动平衡设计方法

【技术领域】

本发明所属领域涉及制冷压缩机，特别是关于制冷压缩机动平衡的设计方法。

【背景技术】

近年来，制冷压缩机朝着高速度、高效率以及低噪声的方向发展。现有的压缩机动平衡理论是将压缩机转子看成刚性的，由此设计相关的平衡块，减小由曲轴偏心部旋转惯性力引起的不平衡响应。对于工作转速远低于临界转速的转子，不平衡量引起的变形很小，这种转子可按刚体处理。

由于直流变频压缩机技术的应用，一方面使得转子的转速有了很大提升，另一方面，在一定转速下，电机电磁力的激振频率近似于转动系统的固有频率。因此把直流变频压缩机的转子作为刚性转子来设计其动平衡达不到理想状态，压缩机的振动和噪声较大，而且易使压缩机的泵体零件磨损较严重。

因此，提供一种完善解决制冷压缩机动平衡的设计方法实为必要。

【发明内容】

本发明的目的在于提供一种有效减少压缩机的振动和噪声，减少机件磨损，完善解决制冷压缩机动平衡的设计方法

为实现本发明目的，提供以下技术方案：

为解决上述问题，本发明引入转子系统柔性的影响，提出了动平衡系数理论，建立了转子系统动平衡物理模型。

直流变频旋转式制冷压缩机动平衡设计方法，包括如下步骤：

(1)选取电机转子上下两端面作为平衡块安装基准面；

(2)预置一个动平衡系数，在此条件下优化搜索满足动平衡的平衡块尺寸；

(3)对满足动平衡条件的平衡块，进行曲轴挠度校核，若挠度不满足要求，回到(2)，重新设置动平衡系数并重新计算平衡块尺寸；

(4)若挠度满足要求，则进行整机振动和噪声校核，若满足要求，该平衡块为最优平衡块，否则回到第二步，重新预置动平衡系数，重新优化设计平衡块。

其中动平衡系数的取值范围为：0.80～1。

其中转子系统动平衡物理模型建立步骤如下：

第一步：建立转子系统的动力学方程，由此确定曲轴各点的挠度，转子系统运转时，平衡块质心对应的曲轴挠度分别为δ_p和δ_a，电机转子质心对应曲轴挠度为δ_m：

第二步：根据转子系统的特点建立约束反力为零状态下的转子系统动平衡数学模型，将挠度的影响定义为动平衡系数[e_s，e_d]；

\{\begin{matrix} m_{a} e_{a} + m_{e} e_{e} - e_{s} m_{p} e_{p} = 0 \\ m_{a} e_{a} L_{a} - e_{d} m_{p} e_{p} L_{p} = 0 \end{matrix}

式中m_p、m_a分别为主、副平衡块的质量，e_p、e_a分别为主、副平衡块的偏心距，L_p、L_a分别为主、副平衡块质心到曲轴偏心部的距离，m_e和e_e分别为偏心部的质量和偏心部的偏心距；

第三步：将平衡块特性参数化为平衡块尺寸参数：主平衡块外形尺寸参数向量为X_p，副平衡块外形尺寸向量为X_a，平衡块质量m_p和m_a，平衡块偏心距e_p和e_a以及L_p和L_a均可表示为平衡块外形尺寸参数X_p和X_a的函数；

第四步：针对平衡块设计建立多目标非线性优化数学模型，其物理含义是：在产品一定尺寸空间内，基于轴承动反力为零，以最小质

量的平衡块，使转子系统挠度最小化，压缩机振动噪声最低化：

目标函数：

约束：

\{\begin{matrix} m_{a} e_{a} + m_{e} e_{e} - e_{s} m_{p} e_{p} = 0 \\ m_{a} e_{a} L_{a} - e_{d} m_{p} e_{p} L_{p} = 0 \end{matrix}

边界约束：

\{\begin{matrix} LB \leq [X_{p}, X_{a}] \leq UB \\ 0.8 \leq [e_{s}, d_{d}] \leq 1 \end{matrix}

式中V&N表示压缩机振动噪声指标，LB和UB分别表示平衡块外形尺寸参数向量的下限和上限。

与现有技术相比，本发明的有益效果为，采用本发明能减轻曲轴磨损，降低转子系统不平衡响应，降低压缩机振动和噪声。

【附图说明】

图1：本发明中转子及主、副平衡块各参数示意图；

图2：本发明中转子及主、副平衡块挠度示意图；

图3：本发明动平衡设计流程图。

【具体实施方式】

对于直流变频压缩机，综合考虑高转速和电磁激振两大因素的影响，转子系统应看作柔性体，在工作过程中存在较大的变形。对于压缩机动平衡效果取决于合理设计的平衡块。平衡块特性取决于其自身的尺寸参数，众多的平衡块尺寸参数如果靠手工迭代计算选取的话，工作量大，容易出错，并且不容易最优化。为此，本发明将平衡块特性参数化为平衡块尺寸参数，采用非线性优化算法，建立平衡块优化数学模型，优化计算平衡块尺寸参数。

直流变频旋转式制冷压缩机中包含由曲轴、滚子和电机转子构成的转子系统，转子系统在工作状态下存在不平衡响应，本发明采用在电机转子上、下端面分别安装副、主平衡，解决转子系统的动平衡问题，如图1所示。压缩机动平衡目的是减小转子系统挠度，降低轴承动反力以及减小机器振动。为此，本发明提出动平衡设计目标是基于轴承动反力为零，确保转子系统挠度最小化，压缩机振动噪声最低化。

直流变频旋转式制冷压缩机动平衡设计方法的具体实施方式如下：

第一步：选取电机转子上下两端面作为平衡块安装基准面，

第二步：预置一个动平衡系数，动平衡系数的取值范围为：0.80～1，在此条件下优化搜索满足动平衡的平衡块尺寸，

第三步：对满足动平衡条件的平衡块，进行曲轴挠度校核，若挠度不满足要求，回到第二步，重新设置动平衡系数并重新计算平衡块尺寸，

第四步：若挠度满足要求，则进行整机振动和噪声校核，若满足要求，该平衡块为最优平衡块，否则回到第二步，重新预置动平衡系数，重新优化设计平衡块。

其流程图参见图3。

同时本发明提供了转子系统动平衡物理模型建立步骤。由以下4个步骤构成：

第一步：建立转子系统的动力学方程，由此确定曲轴各点的挠度。转子系统运转时，平衡块质心对应的曲轴挠度分别为δ_p和δ_a，电机转子质心对应曲轴挠度为δ_m：

\{\begin{matrix} m_{a} e_{a} + m_{e} e_{e} - e_{s} m_{p} e_{p} = 0 \\ m_{a} e_{a} L_{a} - e_{d} m_{p} e_{p} L_{p} = 0 \end{matrix}

目标函数：

约束：

\{\begin{matrix} m_{a} e_{a} + m_{e} e_{e} - e_{s} m_{p} e_{p} = 0 \\ m_{a} e_{a} L_{a} - e_{d} m_{p} e_{p} L_{p} = 0 \end{matrix}

边界约束：

\{\begin{matrix} LB \leq [X_{p}, X_{a}] \leq UB \\ 0.8 \leq [e_{s}, d_{d}] \leq 1 \end{matrix}

以上是本发明的较佳实施例，本发明的保护范围并不局限于此，任何基于本发明技术方案上的等效变换均属于本发明保护范围之内。

Claims

1.一种直流变频旋转式制冷压缩机动平衡设计方法，包括如下步骤：

(1)选取电机转子上下两端面作为平衡块安装基准面，安装主、副平衡块；

(2)预置一个动平衡系数，在此条件下建立动平衡方程，并优化搜索满足动平衡的平衡块尺寸；

(4)若挠度满足要求，则进行整机振动和噪声校核，若满足要求，该平衡块为最优平衡块，否则回到(2)，重新预置动平衡系数，重新优化设计平衡块；

其中，所述动平衡系数的取值范围为0.80～1；

所述动平衡方程的建立步骤如下：

第一步：建立转子系统的动力学方程，由此确定曲轴各点的挠度，转子系统运转时，平衡块质心对应的曲轴挠度分别为δ_p和δ_a，电机转子质心对应曲轴挠度为δ_m；

\{\begin{matrix} m_{a} e_{a} + m_{e} e_{e} - e_{s} m_{p} e_{p} = 0 \\ m_{a} e_{a} L_{a} - e_{d} m_{p} e_{p} L_{p} = 0 \end{matrix}

式中n_p、m_a分别为主、副平衡块的质量，e_p、e_a分别为主、副平衡块的偏心距，L_p、L_a分别为主、副平衡块质心到曲轴偏心部的距离，m_e和e_e分别为偏心部的质量和偏心部的偏心距；

第四步：针对平衡块设计建立多目标非线性优化数学模型，其物理含义是：在产品一定尺寸空间内，基于轴承动反力为零，以最小质量的平衡块，使转子系统挠度最小化，压缩机振动噪声最低化：

目标函数：

约束：

\{\begin{matrix} m_{a} e_{a} + m_{e} e_{e} - e_{s} m_{p} e_{p} = 0 \\ m_{a} e_{a} L_{a} - e_{d} m_{p} e_{p} L_{p} = 0 \end{matrix}

边界约束：

\{\begin{matrix} LB \leq [X_{p}, X_{a}] \leq UB \\ 0.8 \leq [e_{s}, e_{d}] \leq 1 \end{matrix}

式中V & N表示压缩机振动噪声指标，LB和UB分别表示平衡块外形尺寸参数向量的下限和上限。