呂林波，應(yīng)哲強(qiáng)

（上海海立電器有限公司，上海 201206）

0 引言

隨著新能效標(biāo)準(zhǔn)的頒布與實(shí)施，對(duì)家用空調(diào)系統(tǒng)和壓縮機(jī)的能效要求進(jìn)一步提升。隨著新制冷劑特別是R32 的使用，傳統(tǒng)制冷劑（如R22）的高效壓縮機(jī)設(shè)計(jì)方法需要重新探討。李曉川等[1]對(duì)滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)整機(jī)性能改善展開研究。羅澤良[2]對(duì)旋轉(zhuǎn)式壓縮機(jī)整機(jī)性能的影響因素進(jìn)行分析并提出改善建議。陳辰等[3]針對(duì)R32 定速壓縮機(jī)能效提升展開研究。鄭曉峰等[4]以及張利等[5]針對(duì)R32 變頻壓縮機(jī)能效提升展開研究。應(yīng)必業(yè)等[6]通過控制軸向間隙提升壓縮機(jī)性能。趙旭敏等[7]對(duì)氣缸內(nèi)徑進(jìn)行變有限元分析及實(shí)驗(yàn)研究，通過減小泵體變形實(shí)現(xiàn)壓縮機(jī)性能提升。雖然行業(yè)內(nèi)學(xué)者和研究人員對(duì)于新型制冷劑壓縮機(jī)性能提升有過諸多整機(jī)以及零部件方面的優(yōu)化探討，但鮮有見到從保證壓縮機(jī)軸承潤滑可靠性基礎(chǔ)上減小軸系黏滯阻力角度進(jìn)行軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)。

滾動(dòng)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)動(dòng)力系統(tǒng)依靠主副軸承徑向支撐得以穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)[8-10]，為減小平衡塊離心力和徑向不平衡磁拉力作用下轉(zhuǎn)子偏擺，通常上缸蓋設(shè)計(jì)比下缸蓋高得多，造成上缸蓋和曲軸接觸長度較大，使得主軸承產(chǎn)生較大的摩擦損失[11-12]，不利于高效壓縮機(jī)設(shè)計(jì)。

為減小上述摩擦損失，可采用主軸承環(huán)槽方案，旨在不顯著影響軸承可靠性的前提下，減小油膜黏滯阻力損失。然而環(huán)槽開設(shè)位置對(duì)泵體剛性和潤滑狀態(tài)有顯著影響，進(jìn)而影響壓縮機(jī)減摩效果，有必要對(duì)此展開研究。

1 主軸承受力分析

壓縮機(jī)運(yùn)行時(shí)，電機(jī)提供的動(dòng)力矩傳遞給曲軸，帶動(dòng)活塞旋轉(zhuǎn)，完成對(duì)制冷劑的壓縮[13-16]。曲軸-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)受到的徑向載荷如圖1所示，主要有平衡塊離心力、徑向不平衡磁拉力、氣體力以及主副軸承支撐力（圖1未示出）。

圖1 曲軸-轉(zhuǎn)子系統(tǒng)受力分析

主軸承處于混合潤滑狀態(tài)，包含油膜壓力pl和金屬接觸力pc，如圖2所示。曲軸由于外力作用在上缸蓋內(nèi)孔產(chǎn)生傾斜，軸承上下兩端為高承載區(qū)，中間較長部分為低承載區(qū)，高承載區(qū)分布著較大油膜壓力和金屬接觸力，低承載區(qū)僅分布著較小的油膜壓力，其中低承載區(qū)油膜壓力對(duì)承載貢獻(xiàn)較小，卻由于面積較大而帶來較多黏滯阻力損失[17]。

圖2 主軸承壓力分布

2 主軸承環(huán)槽結(jié)構(gòu)

由主軸承受力分析可知，沿著上缸蓋高度方向，主軸承兩端局部區(qū)域?yàn)楦叱休d區(qū)，中間較長部分為低承載區(qū)，通過在主軸承低承載區(qū)設(shè)置環(huán)槽，可以加大軸承局部間隙，在不至過分降低潤滑可靠性前提下，減少低承載區(qū)油膜黏滯阻力[18]，從而降低摩擦損失。

如圖3所示，主軸承環(huán)槽結(jié)構(gòu)上有兩種實(shí)現(xiàn)方案：設(shè)置在上缸蓋內(nèi)孔或曲軸長軸，主軸承環(huán)槽重要設(shè)計(jì)尺寸有環(huán)槽寬度h，環(huán)槽深度t和環(huán)槽槽位置（用主軸承下端面至環(huán)槽下端面距離L表示），其中環(huán)槽寬度h和深度t對(duì)泵體剛性、黏滯阻力損失以及潤滑可靠性都有影響，環(huán)槽位置主要影響主軸承上部和下部油膜壓力分配。

圖3 上缸蓋和曲軸環(huán)槽結(jié)構(gòu)

3 潤滑仿真分析

以某款壓縮機(jī)為研究對(duì)象，分析上缸蓋環(huán)槽寬度h和深度t對(duì)摩擦損失降低效果的影響。由于環(huán)槽位置主要影響潤滑可靠性，因此不對(duì)環(huán)槽位置單獨(dú)探討，環(huán)槽均設(shè)置在上缸蓋內(nèi)孔中部。需要說明的是，本次仿真模型僅反映結(jié)構(gòu)變化對(duì)油膜壓力分布的影響，其對(duì)泵體剛性的影響后續(xù)單獨(dú)討論。

3.1 環(huán)槽寬度

圖4所示為摩擦損失降低隨環(huán)槽寬度的變化。由圖4可知，隨著環(huán)槽寬度增加，摩擦損失降低效果先升后降，即對(duì)于結(jié)構(gòu)和工況確定的壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)，主軸承環(huán)槽寬度存在最優(yōu)值。當(dāng)環(huán)槽歸一化寬度小于0.5 mm 時(shí)，黏滯阻力損失降低只有最優(yōu)值的50%，改善效果不明顯；當(dāng)環(huán)槽歸一化寬度大于1.6 mm 時(shí)，軸承有效接觸長度偏小，潤滑狀態(tài)惡化，金屬接觸占比增大，摩擦損失增大，摩擦損失降低只有最優(yōu)值的50%，為得到較好的摩擦損失降低效果，應(yīng)控制環(huán)槽歸一化寬度為0.5～1.6 mm。

圖4 摩擦損失降低隨環(huán)槽寬度的變化

3.2 環(huán)槽深度

圖5所示為摩擦損失降低隨環(huán)槽深度的變化。

圖5 摩擦損失降低隨環(huán)槽深度的變化

由圖5可知，隨著環(huán)槽深度增加，摩擦損失降低出現(xiàn)先升后降的趨勢(shì)，環(huán)槽深度存在最優(yōu)值。主要原因是環(huán)槽歸一化深度小于0.5 mm 時(shí)，槽內(nèi)仍然存在一定黏滯阻力損失，摩擦損失改善只有最優(yōu)值的50%，改善效果不佳；如果環(huán)槽歸一化深度大于2 mm，泵體剛性會(huì)受到明顯影響，轉(zhuǎn)子偏擺過大，摩擦損失反而增大。為得到較好的摩擦損失降低效果，應(yīng)控制環(huán)槽歸一化深度為0.5～2 mm 之間。

4 曲軸和上缸蓋環(huán)槽對(duì)比

基于前述仿真分析，對(duì)主軸承環(huán)槽進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，確定最優(yōu)寬度和深度組合。實(shí)驗(yàn)分為基準(zhǔn)、上缸蓋環(huán)槽和曲軸環(huán)槽。壓縮機(jī)單體性能測(cè)試結(jié)果如圖6所示，相比量產(chǎn)，上缸蓋環(huán)槽各工況性能系數(shù)（Coefficient of Performance，COP）均有提升（低溫制熱工況約1%），工況越惡劣，提升幅度越大；曲軸環(huán)槽仕樣除冷中工況有提升外，其它工況均不及量產(chǎn)，且工況越惡劣，下降幅度越明顯，低溫制熱工況約惡化0.8%。

由于主軸承環(huán)槽的目的是改善潤滑油黏滯阻力損失，因此對(duì)入力表現(xiàn)進(jìn)行分析，如圖7所示。

圖 6 主軸承環(huán)槽COP 對(duì)比

由圖7可知，上缸蓋環(huán)槽方案明顯優(yōu)于曲軸環(huán)槽方案，對(duì)比基準(zhǔn)仕樣，上缸蓋環(huán)槽入力下降，工況越惡劣下降越明顯，低溫制熱工況約下降0.8%；曲軸環(huán)槽入力略有上升，工況越惡劣上升幅度略有增加，其中低溫制熱工況約上升0.5%。上述性能測(cè)試結(jié)果表現(xiàn)出顯著差異，下文從槽內(nèi)潤滑油運(yùn)動(dòng)狀態(tài)和泵體剛性兩個(gè)方面進(jìn)行分析。

圖7 主軸承環(huán)槽入力對(duì)比

4.1 潤滑油運(yùn)動(dòng)狀態(tài)分析

圖8所示為環(huán)槽存儲(chǔ)潤滑油簡化模型。曲軸以轉(zhuǎn)速ω旋轉(zhuǎn)，上缸蓋為靜止部件，可知上缸蓋環(huán)槽內(nèi)潤滑油的轉(zhuǎn)速明顯小于曲軸環(huán)槽中潤滑油轉(zhuǎn)速，由于黏滯阻力與轉(zhuǎn)速成正比[19-20]，因此上缸蓋環(huán)槽黏滯阻力損失降低效果更加明顯。

圖8 環(huán)槽存儲(chǔ)潤滑油簡化模型

4.2 泵體剛性分析

本次泵體剛性仿真研究了環(huán)槽開在曲軸長軸和上缸蓋內(nèi)孔的影響，同時(shí)也考察槽寬和槽深對(duì)于泵體剛性影響。圖9所示為主軸承環(huán)槽泵體剛性仿真結(jié)果。

圖9 主軸承環(huán)槽泵體剛性仿真結(jié)果

由圖9可知，主軸承環(huán)槽使得泵體剛性降低，且槽寬和槽深越大，泵體剛性下降越明顯，其中上缸蓋長環(huán)槽泵體剛性降低約1%；相同槽寬槽深時(shí)，曲軸環(huán)槽相比上缸蓋環(huán)槽，泵體剛性顯著下降，最優(yōu)仕樣中，二者泵體剛性相差約2%～3%。因此圖9中環(huán)槽均設(shè)置在主軸承上，圖中“長短”僅表示環(huán)槽寬度相對(duì)值。

壓縮機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，足夠的泵體剛性對(duì)于定轉(zhuǎn)子氣隙的保證至關(guān)重要。圖9中泵體剛性惡化2%～3%，使上述氣隙不均勻程度變大，影響電機(jī)效率和主軸承上部潤滑狀態(tài)，且轉(zhuǎn)速越高不利影響越明顯，因此上缸蓋環(huán)槽相比曲軸環(huán)槽，從泵體剛性角度對(duì)壓縮機(jī)入力改善和COP 提升效果更優(yōu)。

5 結(jié)論

本文介紹了主軸承環(huán)槽減摩機(jī)理，并對(duì)比分析上缸蓋環(huán)槽和曲軸環(huán)槽實(shí)測(cè)性能表現(xiàn)不同的原因，得出如下結(jié)論：

1）主軸承兩端局部區(qū)域?yàn)楦叱休d區(qū)，中間部分為低承載區(qū)，在低承載區(qū)設(shè)置環(huán)槽，可以實(shí)現(xiàn)保證潤滑可靠性前提下，減少油膜黏滯阻力，從而降低摩擦損失；

2）槽寬和槽深以及環(huán)槽位置均能顯著影響泵體剛性以及黏滯阻力損失改善效果，較優(yōu)歸一化槽寬為0.5～1.6 mm，較優(yōu)歸一化槽深為0.5～2 mm；

3）上缸蓋環(huán)槽方案效果更優(yōu)，曲軸環(huán)槽在惡劣工況下性能可能下降，主要原因是一方面曲軸環(huán)槽內(nèi)潤滑油運(yùn)動(dòng)速度大，黏滯阻力損失更大；另一方面曲軸環(huán)槽相比上缸蓋環(huán)槽，泵體剛性損失增大約2%～3%，定轉(zhuǎn)子氣隙不均勻程度增加，影響電機(jī)效率和主軸承上部潤滑狀態(tài)，導(dǎo)致入力升高。