鐘瑞興，張治平，蔣楠

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

離心壓縮機(jī)滑動(dòng)軸承性能影響因素分析與試驗(yàn)研究

鐘瑞興*，張治平，蔣楠

（珠海格力電器股份有限公司，廣東珠海 519070）

離心壓縮機(jī)滑動(dòng)軸承摩擦損失占總耗功的大部分，減小軸承耗功是設(shè)計(jì)高能效離心壓縮機(jī)的關(guān)鍵。本文從動(dòng)壓滑動(dòng)軸承工作條件著手，分析了軸承摩擦耗功的影響因素；根據(jù)影響因素的不同，采用DyRoBeS轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)軟件進(jìn)行軸承耗功計(jì)算，并通過實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證。研究成果指出降低轉(zhuǎn)速和軸頸可以大幅減小軸承耗功，并為設(shè)計(jì)高能效離心式制冷壓縮機(jī)提供很好的參考。

離心壓縮機(jī)；滑動(dòng)軸承；耗功；試驗(yàn)

0　引言

高能效是離心式制冷壓縮機(jī)一直追求的目標(biāo)［1-3］，主要體現(xiàn)在盡可能減少氣動(dòng)側(cè)的流動(dòng)損失，以提升絕熱效率和盡可能減少機(jī)械摩擦損失，以提升機(jī)械傳動(dòng)效率。據(jù)文獻(xiàn)［4-5］報(bào)道，在采用三元流動(dòng)設(shè)計(jì)和雙級壓縮帶經(jīng)濟(jì)器補(bǔ)氣循環(huán)結(jié)構(gòu)后，氣動(dòng)效率有大幅提升，普遍在0.84～0.86左右，提升空間比較小。因此，壓縮機(jī)提升能效的工作可相應(yīng)地轉(zhuǎn)移到機(jī)械傳動(dòng)效率上。目前，在離心壓縮機(jī)中，絕大部分采用動(dòng)壓滑動(dòng)軸承，其中，軸承摩擦損失占壓縮機(jī)耗功的6%～8%。這部分的損失是雙向的，一方面，軸承自身耗功需要占這么大的比例；另一方面，還需要額外對這部分耗功所轉(zhuǎn)化成的熱量進(jìn)行冷卻，從而消耗了機(jī)組的制冷量。從“能效=制冷量/功率”可知，軸承的耗功使得分子減小、分母增大，因此，軸承的摩擦損失整體所帶來的損失較大。因此，若想再進(jìn)一步提升制冷壓縮機(jī)的能效，有必要從軸承摩擦耗功上著手，盡可能地減小摩擦損失和提升機(jī)械傳動(dòng)效率，這對于開發(fā)高性能產(chǎn)品有著重要的意義。

本文從動(dòng)壓滑動(dòng)軸承工作條件著手，分析軸承摩擦耗功的影響因素，并根據(jù)影響因素程度的不同，采用 DyRoBeS轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)軟件計(jì)算出相應(yīng)結(jié)果，并通過實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，驗(yàn)證理論分析的準(zhǔn)確性，最后，結(jié)合壓縮機(jī)運(yùn)行可靠性條件，選取最終方案。該能效提升方法的提出，可為設(shè)計(jì)高能效離心式制冷壓縮機(jī)提供很好的參考。

1　滑動(dòng)軸承耗功影響因素

軸承耗功為軸承壓力F與滑動(dòng)速度υ的乘積。即分別與壓力F和速度υ成正比。為了進(jìn)一步將影響因素細(xì)化，下文分別對軸承壓力F和滑動(dòng)速度υ進(jìn)行分析。

不同寬徑比B/d時(shí)沿軸承周向和軸向的壓力分布如圖1所示［6］。

圖1　不同寬徑比軸承周向、軸向壓力分布

通過對軸向無限大的徑向滑動(dòng)軸承進(jìn)行受力分析和推導(dǎo)，得出如下軸承單位寬度上的油膜承載力：

式中：

η ——潤滑油動(dòng)力粘度，Pa·s；

ω ——轉(zhuǎn)子角速度，rad；

r——軸頸半徑，mm；

ψ ——相對間隙；

φ ——任意角；

χ ——偏心率；

φa——偏位角。

由于在實(shí)際軸承中，軸向長度不可能無限大，而且油可能從軸承的兩個(gè)端面流出，因此，需考慮端泄的影響。這樣對于有限長軸承和油膜的總承載能力為［7］：

式中：

F ——為油膜的總承載能力，N；

C'——為修正系數(shù)，與寬徑比B/d有關(guān)；

B ——為軸承寬度，mm；

d ——為軸頸直徑，mm；

z ——為距軸承中線距離，mm。

通過引入承載量系數(shù)Cp，油膜的總承載能力簡化為：

式中：

從（3）式中可以得出，油膜的總承載能力F與潤滑油粘度η成正比，與轉(zhuǎn)速ω成正比，與軸頸直徑d成正比，與軸承寬度B成正比。

對于滑動(dòng)速度υ，其計(jì)算公式為：

從（4）式中可以得出，滑動(dòng)速度υ與轉(zhuǎn)速n成正比，與軸頸直徑成正比。

滑動(dòng)軸承耗功為［8-9］：

式中：

P ——為滑動(dòng)軸承耗功，kW；

μ ——為潤滑油與軸承間的摩擦系數(shù)。

從公式（5）可以得出：滑動(dòng)軸承耗功與粘度一次方成正比，與轉(zhuǎn)速平方成正比，與軸頸平方成正比，與軸承寬度一次方成正比。

從數(shù)量級看，轉(zhuǎn)速和軸頸對耗功影響最大，其次為軸承寬度和粘度。而對于粘度，由于受潤滑油特性影響，因此很難對它進(jìn)行改變，因此，要想提升壓縮機(jī)能效，最有效的辦法是降低轉(zhuǎn)速和減小軸頸。但是轉(zhuǎn)速過低時(shí)，葉輪做功能力不足；軸頸減小大太，容易造成臨界轉(zhuǎn)速安全系數(shù)不足，影響可靠性［10］。因此降低軸承耗功過程是一個(gè)綜合可靠性、能力和能效的優(yōu)化過程。

2　不同影響因素工況下的軸承耗功計(jì)算

通過上述因素分析，軸承耗功主要與轉(zhuǎn)速和軸頸有關(guān)。下文在保證相同油膜間隙情況下，分別采用理論公式和DyRoBeS軟件對不同影響因素的軸承進(jìn)行耗功計(jì)算。

2.1相同轉(zhuǎn)速工況下不同軸頸尺寸耗功計(jì)算

2.1.1軸承1

運(yùn)行轉(zhuǎn)速n=12,000 r/min，軸頸d=65 mm，軸承寬度B=62 mm，動(dòng)力粘度η=0.031 Pa·s，相對半徑間隙ψ=0.001 91，承載量系數(shù)Cp=0.314，潤滑油摩擦系數(shù)μ=0.01。

按式（5）計(jì)算軸承耗功，得到：

采用DyRoBeS軟件計(jì)算軸承耗功見圖2。從圖2可以得出：軸承1在運(yùn)行轉(zhuǎn)速12,000 r/min，軸頸為65 mm時(shí)，耗功為5.63 kW。

圖2　軸承1在轉(zhuǎn)速12,000 r/min工況下的耗功計(jì)算

2.1.2軸承2

運(yùn)行轉(zhuǎn)速n=12,000 r/min，軸頸d=55 mm，軸承寬度B=62 mm，動(dòng)力粘度η=0.031 Pa·s，相對半徑間隙ψ=0.002 25，承載量系數(shù)Cp=0.537，潤滑油摩擦系數(shù)μ=0.01。

按式（5）計(jì)算軸承耗功，得到：

采用DyRoBeS軟件計(jì)算軸承耗功見圖3。

圖3　軸承2在轉(zhuǎn)速12,000 r/min工況下的耗功計(jì)算

從圖 3可以得出：軸承 2在運(yùn)行轉(zhuǎn)速12,000 r/min，軸頸為55 mm時(shí)，DyRoBeS軟件計(jì)算耗功為4.99 kW。

2.2不同轉(zhuǎn)速下軸承1和軸承2耗功計(jì)算

2.2.1軸承1

運(yùn)行轉(zhuǎn)速n=10,500 r/min，軸頸d=65 mm，軸承寬度B=62 mm，動(dòng)力粘度η=0.031 Pa·s，相對半徑間隙ψ=0.001 91，承載量系數(shù)Cp=0.314，潤滑油摩擦系數(shù)μ=0.01。

按式（5）計(jì)算軸承耗功，得到：

采用DyRoBeS軟件計(jì)算軸承耗功見圖4。從圖4可以得出：軸承1在運(yùn)行轉(zhuǎn)速10,500 r/min，軸頸為65 mm時(shí)，DyRoBeS軟件計(jì)算耗功為4.31 kW。

圖4　軸承1在轉(zhuǎn)速10,500 r/min工況下的耗功計(jì)算

2.2.2軸承2

運(yùn)行轉(zhuǎn)速n=10,500 r/min，軸頸d=55 mm，軸承寬度B=62 mm，動(dòng)力粘度η=0.031 Pa·s，相對半徑間隙ψ=0.002 25，承載量系數(shù)Cp=0.537，潤滑油摩擦系數(shù)μ=0.01。

按式（5）計(jì)算軸承耗功，得到：

采用DyRoBeS軟件計(jì)算，從圖5可以得出：軸承2在運(yùn)行轉(zhuǎn)速10,500 r/min，軸頸為55 mm時(shí)，耗功為3.64 kW。

2.3軸承1和軸承2耗功計(jì)算分析

軸承在不同影響因素下，耗功計(jì)算結(jié)果匯總?cè)绫?所示。

通過上述計(jì)算結(jié)果，可以得出：1）采用理論公式計(jì)算的結(jié)果與DyRoBeS軟件計(jì)算的結(jié)果比較吻合，最大誤差值為-5%；2）通過減小軸承軸頸和降低運(yùn)行轉(zhuǎn)速的方法，均可降低軸承耗功，從式（5）可以得出，減小軸頸和降低轉(zhuǎn)速對耗功的影響程度相同，均為平方關(guān)系；3）若在設(shè)計(jì)過程中，對軸承的轉(zhuǎn)速和軸頸同時(shí)優(yōu)化，軸承耗功可以大幅下降，如表1中DyRoBeS計(jì)算結(jié)果所示軸承1由最原始耗功5.63 kW下降至軸承2的3.64 kW，下降幅度達(dá)35.3%。

圖5　軸承2在轉(zhuǎn)速10,500 r/min工況下的耗功計(jì)算

表1　不同影響因素，軸承耗功計(jì)算結(jié)果

3　軸承運(yùn)行性能實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

上述動(dòng)壓滑動(dòng)軸承主要用于壓縮機(jī)前軸承，如圖6中的動(dòng)壓滑動(dòng)軸承所示。為了更好地驗(yàn)證不同軸承結(jié)構(gòu)和運(yùn)行轉(zhuǎn)速下的耗功情況，特對制冷量為700 RT壓縮機(jī)前軸承的回油和冷卻采用獨(dú)立供油系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)，其結(jié)構(gòu)示意圖如圖6。

圖6　700 RT壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)及冷卻回路示意圖

這樣，一方面可以通過油側(cè)溫差來實(shí)測軸承發(fā)熱量，從而反算軸承實(shí)際耗功；另一方面，也可以通過油冷卻側(cè)進(jìn)行輔助換熱驗(yàn)證，以避免從單一側(cè)計(jì)算所造成的偏差。

通過在名義工況下（進(jìn)氣壓力 350 kPa，排氣壓力890 kPa），分別采用上述四個(gè)軸承對壓縮機(jī)進(jìn)行測試，實(shí)測數(shù)據(jù)如表2。

表2　700冷噸（RT）壓縮機(jī)不同軸承測試情況

根據(jù)表2壓縮機(jī)所測試數(shù)據(jù)，采用P=CmΔT公式進(jìn)行計(jì)算，得到軸承 1、軸承 2在轉(zhuǎn)速為12,000 r/min和10,500 r/min下的實(shí)際發(fā)熱量，其結(jié)果匯總?cè)绫?所示。

表3　700冷噸（RT）壓縮機(jī)不同軸承發(fā)熱量

從表3可以得知：1）軸承1和軸承2在不同轉(zhuǎn)速和軸頸影響因素下實(shí)測發(fā)熱量與理論計(jì)算值有較好的吻合度，油側(cè)或水側(cè)與理論最大偏差均在5%以內(nèi)；2）油側(cè)換熱與水側(cè)換熱偏差很小，最大為4.4%，說明兩側(cè)換熱數(shù)值具有可信度；3）實(shí)測結(jié)果與理論分析結(jié)果具有相同規(guī)律，隨軸頸的減小和轉(zhuǎn)速的降低，軸承耗功減小，從而說明通過減小軸頸和降低轉(zhuǎn)速可獲得較好的節(jié)能性能。

4　結(jié)論

本文從動(dòng)壓滑動(dòng)軸承工作條件著手，找出影響動(dòng)壓滑動(dòng)軸承運(yùn)行性能的主要因素，并通過理論計(jì)算和實(shí)驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，最終得到如下結(jié)論。

1）滑動(dòng)軸承耗功與轉(zhuǎn)速平方成正比、與軸頸平方成正比。因此，提升壓縮機(jī)能效，最有效的辦法是降低轉(zhuǎn)速和減小軸頸。

2）雖然降低轉(zhuǎn)速可有效減小軸承耗功，但轉(zhuǎn)速不能無限制的降低，它還與氣動(dòng)設(shè)計(jì)所需要的性能有關(guān)，需要在機(jī)械傳動(dòng)與氣動(dòng)設(shè)計(jì)間進(jìn)行優(yōu)化選取。

3）雖然減小軸頸可有效減小軸承耗功，但軸頸也不能無限制地減小，它與軸的設(shè)計(jì)強(qiáng)度和一階臨界轉(zhuǎn)速有關(guān)，在設(shè)計(jì)過程中需要在耗功與可靠性上優(yōu)化選取。

4）理論計(jì)算與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合較好，誤差值小于 5%，從理論上和實(shí)驗(yàn)上均說明了采用降速和減小軸頸的方法可以大幅降低軸承耗功，可為設(shè)計(jì)高能效離心式制冷壓縮機(jī)提供很好的參考。

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Influence Factor Analysis and Experimental Investigation for Performance of Sliding Bearing of Centrifugal Compressor

ZHONG Rui-xing*, ZHANG Zhi-ping, JIANG Nan
（GREE Electric Appliances. Inc. of Zhuhai, Zhuhai, Guangdong 519070, China）

The friction loss of the sliding bearing of centrifugal compressor occupies a large part of the total power. The key for designing high efficiency centrifugal compressor is to reduce the power consumption of the bearing. In this paper, the influence factors of friction power consumption of the bearing are analyzed form working conditions of the driving pressure sliding bearing. According to the different factors, the power consumptions of the bearings is calculated by the rotor dynamic software（DyRoBeS）, and are verified by experiments. The research result shows that the power consumption of the bearing could substantially decrease by the lower speed and shaft diameter, and it provides a good reference for designing the high efficiency centrifugal compressor.

Centrifugal compressor； Sliding bearing； Power consumption； Experiment

10.3969/j.issn.2095-4468.2015.05.106

*鐘瑞興（1983-），男，中級工程師，碩士。研究方向：離心式制冷壓縮機(jī)設(shè)計(jì)。聯(lián)系地址：廣東省珠海市前山金雞西路789號(hào)珠海格力電器股份有限公司商用空調(diào)技術(shù)一部，郵編：519070。聯(lián)系電話：13631216963，0756-8669195。E-mail：zhongruixing2008@126.com。

國家科技支撐計(jì)劃項(xiàng)目（2014BAJ02B01）