王春，趙遠(yuǎn)揚(yáng)，衣可心，高志成

(1.青島科技大學(xué)機(jī)電學(xué)院，山東青島 266061；2.廣東智空動(dòng)力科技有限公司，廣東佛山 528000)

0 前言

離心式冷水機(jī)組廣泛應(yīng)用于商用空調(diào)系統(tǒng)，制冷離心壓縮機(jī)是該系統(tǒng)的核心設(shè)備。傳統(tǒng)商用中央空調(diào)的離心制冷壓縮機(jī)采用齒輪增速方式提高其葉輪轉(zhuǎn)速，該壓縮機(jī)的齒輪和軸承需要潤(rùn)滑油進(jìn)行潤(rùn)滑，驅(qū)動(dòng)部分功耗較大，同時(shí)會(huì)使制冷劑中混入潤(rùn)滑油，長(zhǎng)期使用會(huì)影響換熱器的換熱效果，制冷性能下降。傳統(tǒng)增速齒輪結(jié)構(gòu)的零件多、結(jié)構(gòu)復(fù)雜、體積大，無(wú)法滿足現(xiàn)代離心制冷壓縮機(jī)高速、無(wú)油和小型化的需求。

近年來(lái)，隨著磁懸浮軸承技術(shù)的突破，采用磁懸浮制冷離心壓縮機(jī)的空調(diào)系統(tǒng)逐漸成熟并被應(yīng)用。該壓縮機(jī)采用高速電機(jī)(使用磁懸浮軸承)直接驅(qū)動(dòng)，克服了傳統(tǒng)齒輪增速使用潤(rùn)滑油、體積大的缺點(diǎn)。但磁懸浮技術(shù)作為一種主動(dòng)控制技術(shù)，控制系統(tǒng)復(fù)雜，磁懸浮軸承及其控制系統(tǒng)的成本較高。

采用氣體軸承替代磁懸浮軸承的氣懸浮制冷離心壓縮機(jī)是制冷離心壓縮機(jī)的發(fā)展方向之一。氣懸浮制冷離心壓縮機(jī)同樣克服了傳統(tǒng)齒輪增速結(jié)構(gòu)的缺點(diǎn)，且具有成本低、無(wú)需主動(dòng)控制等優(yōu)點(diǎn)，但氣體軸承的承載力較低。

目前常用的氣體軸承多是以空氣、氦氣為工作介質(zhì)，而制冷離心壓縮機(jī)用氣體軸承的工作介質(zhì)為制冷劑(R134a)。研究實(shí)際氣體環(huán)境下的軸承特性及它對(duì)制冷系統(tǒng)性能的影響十分重要，本文作者通過(guò)數(shù)值方法，對(duì)R134a靜壓氣體軸承的承載特性和它對(duì)制冷系統(tǒng)性能的影響進(jìn)行研究。

1 壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子布置方案

由于磁懸浮軸承承載力高,可以如圖1(a)所示將葉輪放在軸的同側(cè)。氣懸浮制冷離心壓縮機(jī)的主軸支撐系統(tǒng)由一套靜壓氣體軸承系統(tǒng)組成，包括靜壓徑向氣體軸承和靜壓軸向氣體軸承。其結(jié)構(gòu)與磁懸浮離心制冷壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)類似，但由于軸承承載特性不同，葉輪的布置方式存在差異。圖1(b)所示為氣懸浮制冷離心壓縮機(jī)葉輪位置、軸承位置及供氣系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意。采用圖1(b)的葉輪布置方式，2個(gè)葉輪產(chǎn)生的軸向力大部分可以抵消掉，以大幅降低軸在軸向的受力，從而在結(jié)構(gòu)上部分補(bǔ)償了氣體軸承承載力低的缺點(diǎn)。

圖1 兩種懸浮制冷離心壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)示意

此外，氣懸浮壓縮機(jī)的主軸可以做成空心結(jié)構(gòu)，通過(guò)增大軸承直徑、降低轉(zhuǎn)子質(zhì)量，使壓縮機(jī)軸承獲得更高的承載能力和更好的穩(wěn)定性。

2 數(shù)值分析模型

2.1 軸承物理模型

圖2所示為靜壓軸向氣體軸承的物理模型，該軸承采用雙排進(jìn)氣孔設(shè)計(jì)，每排16個(gè)，共32個(gè)進(jìn)氣孔，分布在與軸承同心的圓上。

圖2 靜壓軸向軸承物理模型

兩個(gè)軸向軸承分布在止推盤(pán)兩側(cè)，保持兩軸承間總氣膜間隙不變。機(jī)器運(yùn)轉(zhuǎn)后，左右兩側(cè)軸承單側(cè)間隙不再相等，即產(chǎn)生不同厚度的氣膜，則兩側(cè)軸承產(chǎn)生氣膜力的合力即為軸向軸承的承載力。

圖3所示為靜壓徑向氣體軸承的物理模型。采用軸向4排進(jìn)氣孔，每排沿周向等距分布12個(gè)進(jìn)氣孔，共48個(gè)進(jìn)氣孔。

圖3 靜壓徑向氣體軸承物理模型

2.2 邊界條件與數(shù)值方法

將圖2所示的軸向軸承物理模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分：對(duì)整體物理模型進(jìn)行切分，分為進(jìn)氣節(jié)流孔部分和氣膜部分，氣膜厚度方向劃分為10層，能夠準(zhǔn)確計(jì)算微間隙內(nèi)的流體流動(dòng)，節(jié)流孔部分劃分為5層邊界層，總的單元數(shù)為99萬(wàn)。

計(jì)算邊界條件：圖2中進(jìn)氣孔為壓力入口，出氣孔為壓力出口，旋轉(zhuǎn)壁面轉(zhuǎn)速即為軸的轉(zhuǎn)速，氣體軸承工作在制冷劑R134a環(huán)境下，采用-湍流模型。

將圖3所示的氣膜物理模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，采用與軸向軸承同樣的處理方法，最終的單元數(shù)為70萬(wàn)。計(jì)算邊界條件：進(jìn)氣孔為壓力入口，出氣孔為壓力出口，工作在R134a環(huán)境下，采用-湍流模型。

2.3 模擬結(jié)果

圖4所示為靜壓軸向軸承的計(jì)算結(jié)果。可以看出：氣膜壓力從進(jìn)口處向兩側(cè)出口逐漸降低，并呈現(xiàn)出明顯的壓力分層，靜壓軸向軸承的承載力主要是靠近氣孔區(qū)域提供的。

圖4 軸向軸承氣膜壓力分布

圖5所示為靜壓徑向軸承的壓力計(jì)算云圖。可以看出：由于軸的轉(zhuǎn)動(dòng)和進(jìn)氣孔進(jìn)氣，導(dǎo)致流動(dòng)區(qū)域內(nèi)的壓力分布產(chǎn)生變化，在最小間隙處產(chǎn)生了高壓區(qū)，從而對(duì)軸產(chǎn)生了沿徑向的作用力。

圖5 靜壓徑向軸承氣膜壓力分布

3 結(jié)果分析

本文作者研究的制冷離心壓縮機(jī)靜壓氣體軸承系統(tǒng)供氣壓力為0.9 MPa,在制冷劑R134a環(huán)境下運(yùn)行，工作轉(zhuǎn)速為20 000 r/min,軸承節(jié)流孔的直徑為0.35 mm。

3.1 靜壓軸向軸承承載特性

文中研究的一對(duì)軸向氣體軸承的總間隙為0.2 mm。工作時(shí)，沿著所受軸向力方向，氣膜單側(cè)間隙變小，氣膜壓力增大，最終軸向力與氣膜產(chǎn)生的作用力平衡時(shí)，氣膜穩(wěn)定。

圖6所示為不同單側(cè)氣膜間隙下氣膜力的變化。可以看出：氣膜力隨著單側(cè)氣膜間隙的增大呈明顯的非線性減小，且隨著氣膜間隙的增大，氣膜力不會(huì)一直減少，當(dāng)軸向軸承的單側(cè)間隙達(dá)到0.18 mm時(shí)，氣膜力幾乎變?yōu)?。這是因?yàn)楫?dāng)氣膜間隙足夠大時(shí)，從節(jié)流孔進(jìn)入間隙的氣體會(huì)立即擴(kuò)散，不會(huì)產(chǎn)生局部的高壓區(qū)，而氣膜力主要產(chǎn)生在節(jié)流孔附近的高壓區(qū)。因此，間隙越大，氣體擴(kuò)散加快，產(chǎn)生的氣膜力越小，甚至不會(huì)產(chǎn)生氣膜力。從圖6中還可以看出：當(dāng)單側(cè)氣膜間隙小于0.05 mm時(shí)，會(huì)產(chǎn)生大于350 N的氣膜力，而這時(shí)另一側(cè)的氣膜間隙大于0.15 mm，產(chǎn)生的氣膜力小于50 N。因此，當(dāng)單側(cè)氣膜間隙小于0.05 mm時(shí)，一組軸承能提供大于300 N的承載力。

圖6 單側(cè)氣膜間隙下氣膜力變化圖

3.2 靜壓徑向軸承承載特性

偏心率為描述軸與徑向軸承位置的重要參數(shù)。在氣體軸承中，不同的偏心率代表著不同的氣膜分布，決定著徑向軸承承載力和流量。如圖7所示，偏心率可定義如下：

圖7 偏心率示意

(1)

式中：、分別為軸、軸承直徑，mm。平均氣膜間隙定義為

(2)

圖8所示為偏心率為0.2時(shí)，承載力與平均氣膜間隙的關(guān)系。可以看出：隨著平均氣膜間隙的增大，承載力不會(huì)一直增大，存在極大值。因此，壓縮機(jī)工作在此偏心率時(shí)，應(yīng)使軸承的平均氣膜間隙為20～25 μm，這樣可以獲得大于300 N的承載力。這是因?yàn)闅饽な且粋€(gè)偏心的圓環(huán)，設(shè)偏心位置處于軸承軸向的正下方，上半氣膜厚度較大，下半氣膜厚度較小，則產(chǎn)生的氣膜力之差為軸承的承載力。當(dāng)平均氣膜間隙較小時(shí)，上半氣膜和下半氣膜的壓差較小，因此承載力小。隨著平均氣膜間隙的逐步增大，上半氣膜和下半氣膜的壓差呈現(xiàn)出先變大后減小的趨勢(shì)。因此，隨著氣膜平均單邊間隙的增大，承載力會(huì)先增大后減小。

圖8 承載力隨平均氣膜間隙的變化

3.3 氣體軸承耗氣量分析

圖9所示為軸向氣體軸承隨單側(cè)氣膜間隙增大時(shí)的耗氣量(質(zhì)量流量)的變化。可以看出：隨著單側(cè)氣膜間隙的增大，質(zhì)量流量增大，但質(zhì)量流量不會(huì)隨氣膜間隙的增大一直增大，當(dāng)氣膜間隙增大到0.1 mm時(shí)，流量不再增大。圖10所示為偏心率0.2時(shí)徑向氣體軸承的流量變化?？梢钥吹剑嘿|(zhì)量流量隨著氣膜厚度的增大而增大，在氣膜厚度增大到34 μm時(shí)，質(zhì)量流量不再增大。

圖9 質(zhì)量流量隨氣膜間隙的變化 圖10 靜壓徑向氣體軸承流量隨氣膜厚度的變化

氣懸浮壓縮機(jī)支撐系統(tǒng)由一對(duì)徑向軸承及一對(duì)軸向軸承組成，共4個(gè)軸承，如圖1所示。2個(gè)徑向軸承平行放置，故工作時(shí)的偏心是一樣的，即兩軸承形成的氣膜一樣，質(zhì)量流量也一樣，故徑向軸承的總流量為單個(gè)軸承流量的2倍。軸向軸承放置在止推盤(pán)兩側(cè)，保持兩側(cè)總的氣膜間隙為0.2 mm，當(dāng)軸受到軸向力時(shí)，會(huì)偏向于一側(cè)，偏向的一側(cè)氣膜間隙減小，另一側(cè)氣膜間隙增大，偏向的一側(cè)起主要承載作用，質(zhì)量流量小，承載力大。故軸向軸承的流量應(yīng)為圖10中單側(cè)氣膜間隙相加為0.2 mm的一對(duì)軸承，則供氣系統(tǒng)提供給軸承的總流量為4個(gè)軸承的流量之和。

表1所示為平均氣膜間隙分別為15、20、25、30 μm時(shí)，2個(gè)徑向軸承的總流量。表2所示為單側(cè)氣膜間隙(+)相加為0.2 mm的4組軸向軸承的總流量。

表1 徑向軸承總流量Q

表2 軸向軸承總流量Q1

對(duì)比表1和表2可以看出，軸向軸承的耗氣量約為徑向軸承流量的4倍。

4 軸承供氣對(duì)制冷系統(tǒng)的影響

圖11所示為蒸氣壓縮式制冷循環(huán)的壓焓圖，其中2～5過(guò)程中的制冷劑提供給軸承用于形成承載力后，重新進(jìn)入壓縮機(jī)，不再參與制冷過(guò)程。因此，當(dāng)壓縮機(jī)理論功率不變時(shí)，制冷劑流量的減少會(huì)對(duì)系統(tǒng)性能帶來(lái)影響。

圖11 壓縮機(jī)制冷循環(huán)壓焓圖

表1和表2給出了徑向和軸向軸承的總流量，結(jié)合前面分析提出的徑向軸承平均氣膜間隙應(yīng)在20～25 μm，軸向軸承的單邊氣膜間隙小于0.05 mm時(shí)承載力較高，取徑向軸承平均氣膜間隙為20和25 μm，軸向軸承單邊氣膜間隙(+)為(0.02+0.18)mm和(0.04+0.16)mm組成壓縮機(jī)主軸支撐系統(tǒng)的4種工況。表3所示為這4種工況的總流量，則=+。

表3 軸承總流量QT

取平均總流量即=0.04 kg/s，計(jì)算制冷系統(tǒng):

(3)

式中:為性能系數(shù);為系統(tǒng)的制冷量，kW;為壓縮功率，kW。

將壓縮機(jī)設(shè)計(jì)流量與實(shí)際參與蒸發(fā)器制冷過(guò)程的流量(減去軸承供氣量)代入式(3)，經(jīng)計(jì)算氣體軸承供氣導(dǎo)致的流量損失使制冷系統(tǒng)下降1.4%。

5 結(jié)論

本文作者針對(duì)氣懸浮制冷離心壓縮機(jī)支撐系統(tǒng)用氣體軸承，開(kāi)展了它在R134a環(huán)境下的性能研究。通過(guò)CFD方法對(duì)軸承內(nèi)部流動(dòng)進(jìn)行了數(shù)值分析，對(duì)氣體軸承的氣膜壓力分布和承載力等靜特性進(jìn)行了研究。在計(jì)算工況下，對(duì)于提供軸向支撐的軸向氣體軸承，當(dāng)單側(cè)氣膜間隙小于0.05 mm時(shí)，能承受大于300 N的力；對(duì)于提供徑向支撐的徑向氣體軸承，在低偏心率下工作時(shí)，承載力較小，且存在極限值，故推薦平均氣膜間隙設(shè)計(jì)值為20～25 μm?？紤]氣體軸承供氣系統(tǒng)的分流影響，經(jīng)計(jì)算，氣體軸承供氣導(dǎo)致的流量損失使制冷系統(tǒng)下降1.4%。