鄧四二， 胡余生， 孫玉飛， 徐嘉， 牛榮軍， 崔永存

(1.河南科技大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院， 河南 洛陽 471003； 2.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 廣東 珠海 519000;3.河南科技大學(xué) 信息工程學(xué)院， 河南 洛陽 471000)

0 引言

空調(diào)制冷系統(tǒng)廣泛應(yīng)用于軍用裝備及軍事場所，隨著社會對節(jié)能環(huán)保要求越來越高，提高空調(diào)制冷系統(tǒng)的工作效率已成為發(fā)展趨勢?；綁嚎s機(jī)作為空調(diào)的關(guān)鍵部件及主要耗能部件，摩擦功耗約占壓縮機(jī)總功耗的6%～10%，對壓縮機(jī)能效影響較大，因此，研究空調(diào)滑片式壓縮機(jī)用滾動軸承的摩擦特性，對于提升壓縮機(jī)機(jī)械效率具有重要現(xiàn)實(shí)意義[1]。

國內(nèi)外學(xué)者對滾動軸承摩擦力矩和摩擦功耗特性做了許多研究。Houpert[2]建立了球軸承和圓錐滾子軸承的摩擦力矩模型，并對兩種軸承產(chǎn)生摩擦力矩的相同因素和不同之處進(jìn)行了對比分析。Goncalves等[3]建立了用聚合物潤滑脂潤滑的推力球軸承摩擦力矩模型，并進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，結(jié)果表明潤滑脂中稠化劑含量越高，軸承摩擦力矩越小。Iqbal等[4]通過試驗(yàn)對滾針軸承研究發(fā)現(xiàn)，與標(biāo)準(zhǔn)潤滑脂和潤滑油相比，采用固體脂潤滑的滾針軸承摩擦功耗更高，在固體潤滑脂中添加潤滑油會顯著降低軸承摩擦功耗。Heras等[5]采用有限元方法對不同預(yù)載荷下軸承的摩擦力矩進(jìn)行了分析，研究結(jié)果可為評估軸承制造誤差和剛度提供依據(jù)。Olaru等[6]建立了推力球軸承中球與保持架之間的摩擦力矩模型，同時提出了評估球與保持架接觸點(diǎn)處油膜厚度的分析方法，并通過試驗(yàn)對提出的模型進(jìn)行了驗(yàn)證。Hammami等[7]通過試驗(yàn)分析了不同種類潤滑油對軸承摩擦力矩的影響，并與斯凱孚(SKF)模型進(jìn)行了對比驗(yàn)證。姜紹娜等[8]建立了陀螺框架用球軸承摩擦力矩分析模型，重點(diǎn)分析了浪形和冠型兩種結(jié)構(gòu)保持架對摩擦力矩的影響程度，研究結(jié)果表明浪形保持架的啟動摩擦力矩以及動態(tài)摩擦力矩的波動范圍均小于冠型保持架。胡華君等[9]在固體潤滑條件下，基于接觸力學(xué)、摩擦學(xué)及擬靜力學(xué)理論，建立了航天器驅(qū)動機(jī)構(gòu)軸系用角接觸軸承摩擦力矩模型，分析了預(yù)緊力對軸承摩擦力矩的影響規(guī)律；但是，所建立的摩擦力矩模型是在軸承擬靜力學(xué)基礎(chǔ)上開展的，具有一定的局限性。寧峰平[10]在固體潤滑、低速以及輕載條件下，建立了航天用角接觸球軸承摩擦力矩的數(shù)學(xué)模型，研究了軸向預(yù)緊載荷與徑向裝配位置偏差對航天軸承摩擦力矩的影響規(guī)律。陶潤等[11]基于最小二乘法，依據(jù)相關(guān)系數(shù)和顯著性水平擬合了摩擦力矩與軸承工作轉(zhuǎn)速、徑向載荷之間的經(jīng)驗(yàn)公式，與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比顯示，擬合公式比Palmgren公式具有更高的精度。馬子魁等[12]基于滾動接觸蠕滑理論提出了球軸承摩擦力矩計算方法，為固體潤滑或干接觸條件下球軸承摩擦力矩的準(zhǔn)確計算提供了理論依據(jù)，并在軸向載荷作用下進(jìn)行了摩擦力矩試驗(yàn)驗(yàn)證。于東等[13]通過基于達(dá)朗貝爾原理的擬靜力學(xué)理論模型，給出了更準(zhǔn)確的旋轉(zhuǎn)矢量(RV)減速器用軸承接觸橢圓內(nèi)純滾動線位置的摩擦力矩計算公式，實(shí)驗(yàn)結(jié)果顯示所提出的摩擦力矩計算公式比SKF、Luc Houpert方法得到的結(jié)果更精確。Liu等[14]建立了帶圓度誤差的滾針軸承摩擦力矩模型，研究了徑向載荷、轉(zhuǎn)速以及圓度誤差對滾針軸承摩擦力矩的影響。鄧四二等[15-18]研究了不同類型軸承的工況參數(shù)、結(jié)構(gòu)參數(shù)以及工藝參數(shù)對軸承摩擦學(xué)性能的影響規(guī)律。

本文提出一種新型滑片式壓縮機(jī)，采用滾動軸承替換傳統(tǒng)的滑動軸承，把主軸與法蘭之間的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦。因此，在已知外部工況條件下，低功耗、高可靠性新型滑片式壓縮機(jī)可以通過優(yōu)化軸承參數(shù)來降低其摩擦功耗。

目前已有研究都是在恒定載荷工況下對軸承的摩擦特性進(jìn)行研究，而對于滑片式壓縮機(jī)滾動軸承，受到平衡氣缸腔內(nèi)氣體壓力作用于主軸的作用力，該載荷特點(diǎn)為方向和大小呈周期性變化。鑒于此，本文基于滾動軸承動力學(xué)理論，考慮周期性變載荷的影響，建立空調(diào)滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承動力學(xué)模型，分析軸承工況參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)對摩擦功耗的影響規(guī)律，以期為空調(diào)滑片式壓縮機(jī)用低功耗軸承的優(yōu)化設(shè)計提供理論指導(dǎo)。

1 滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承動力學(xué)模型

1.1 滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承變載荷模型

在圖1所示傳統(tǒng)型滑片式壓縮機(jī)基礎(chǔ)上，為滿足低功耗、高可靠性滑片式壓縮機(jī)性能要求，提出一種新型滑片式壓縮機(jī)，如圖2所示。該滑片式壓縮機(jī)在上下法蘭內(nèi)安置圓柱滾子軸承，使主軸與圓柱滾子軸承內(nèi)圈配合，從而將主軸與法蘭之間的滑動摩擦轉(zhuǎn)變?yōu)闈L動摩擦，降低壓縮機(jī)功耗，改善軸的磨損狀態(tài)，提高其壽命與可靠性。

滑片式壓縮機(jī)泵體主要由主軸、滑片以及氣缸組成，如圖2(c)所示。圖2(c)中，Ogygzg為主軸中心坐標(biāo)系，θ為主軸轉(zhuǎn)角，dθ為主軸轉(zhuǎn)角微元，r為主軸半徑，p為基元容積內(nèi)氣體壓力。主軸偏心裝配在氣缸內(nèi),滑片安裝在主軸上的滑片槽中，并可以沿滑片槽作徑向往復(fù)的直線運(yùn)動。主軸轉(zhuǎn)動時滑片受離心力作用從滑片槽中甩出，滑片頭部緊貼在氣缸內(nèi)壁，主軸與氣缸之間的月牙形空間被滑片分成若干個扇形小區(qū)間，即基元容積。主軸轉(zhuǎn)動過程中，各基元容積不斷變化，從而引起腔內(nèi)壓力變化，其隨主軸轉(zhuǎn)角呈周期性變化。由于每個基元容積內(nèi)壓力各不相同，使分布在每個基元容積內(nèi)的主軸受到不同大小的氣體力，即主軸受到的氣體力合力大小和方向是隨主軸轉(zhuǎn)角呈周期性變化的。

圖1 傳統(tǒng)型滑片式壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)圖Fig.1 Structure of a conventional vane compressor

圖2 新型滑片式壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)圖Fig.2 Structure of a new vane compressor

由于滑片式壓縮機(jī)主軸與軸承內(nèi)圈為過盈配合狀態(tài)，為獲得軸承外載工況，首先分析單個基元容積內(nèi)主軸所受的氣體作用力。主軸所受的氣體力見圖2(c)，由此可得到此基元容積內(nèi)作用于主軸的氣體作用力在y軸和z軸方向的分力分別為

(1)

式中：θi為第i個基元容積的轉(zhuǎn)角；hg為受氣體力作用的主軸高度；θs為基元容積的開始角；θe為基元容積的結(jié)束角。

每個基元容積內(nèi)作用于主軸的氣體作用力沿y軸和z軸方向的分量疊加，就得到作用于主軸的總氣體合力，可表示為

Fg(θ)=uFgy(θ)+vFgz(θ).

(2)

(3)

式中：u為y軸方向的單位向量；v為z軸方向的單位向量；m為總基元容積數(shù)；Fgy(θ)為軸承內(nèi)圈在y軸方向上承受的徑向合力；Fgz(θ)為軸承內(nèi)圈在z軸方向上承受的徑向合力。

1.2 滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承動力學(xué)微分方程

為實(shí)時反映變載工況下滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承的動態(tài)特性，基于滾動軸承動力學(xué)理論，應(yīng)用牛頓運(yùn)動定律及歐拉定理對圓柱滾子軸承內(nèi)部各元件間的相互作用進(jìn)行分析，建立圓柱滾子軸承內(nèi)部各元件的動力學(xué)微分方程。

1.2.1 滾子動力學(xué)微分方程

圖3 滾子受力示意圖Fig.3 Schematic diagram of forces on roller

由圖3所示的滾子受力分析，可得空調(diào)滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承第j個滾子的動力學(xué)微分方程為

(4)

1.2.2 保持架動力學(xué)微分方程

由文獻(xiàn)[19]可知，軸承在運(yùn)動中，保持架受到的力主要有滾子與保持架相互作用力、引導(dǎo)套圈對保持架的作用力、潤滑劑產(chǎn)生的阻力等。保持架的受力如圖4所示。圖4中，Oyz為軸承慣性坐標(biāo)系，Ocyczc為保持架質(zhì)心坐標(biāo)系，ψc為軸承慣性坐標(biāo)系與保持架質(zhì)心坐標(biāo)系之間的夾角，ec為保持架中心相對軸承外圈中心的偏心量；Δyc、Δzc分別為ec在y軸、z軸的分量，F(xiàn)′cy、F′cz、M′cx分別為保持架定心表面與外圈引導(dǎo)表面之間由于流體動壓效應(yīng)產(chǎn)生的作用力及力矩；TCDO為保持架圓柱表面的阻滯力矩，TCDS為保持架側(cè)面的阻滯力矩。

圖4 保持架受力示意圖Fig.4 Schematic diagram of forces on cage

由圖4可得保持架的動力學(xué)微分方程為

(5)

1.2.3 內(nèi)圈動力學(xué)微分方程

由文獻(xiàn)[19]可知，對于圓柱滾子軸承，內(nèi)圈動力學(xué)微分方程為

(6)

2 滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承摩擦功耗模型

2.1 滾子與滾道間彈性滯后摩擦功耗

滾子在內(nèi)圈和外圈滾道上滾動時，由材料的彈性滯后性質(zhì)產(chǎn)生的能量損失[20]為

(7)

滾子與滾道間由于材料彈性滯后產(chǎn)生的摩擦功耗分量為

(8)

2.2 滾子與滾道間滑動摩擦功耗

滾子在內(nèi)圈和外圈滾道接觸處，由相對滑動產(chǎn)生的能量損失為

(9)

滾子與滾道間由于滑動產(chǎn)生的摩擦功耗分量為

(10)

2.3 保持架與套圈引導(dǎo)面間的摩擦功耗

保持架與套圈引導(dǎo)面間摩擦消耗的能量為

HcL=0.5DcFcL(ωc-ωn)，

(11)

式中：FcL為保持架與套圈引導(dǎo)面摩擦力，其具體計算方法見文獻(xiàn)[20]；Dc為保持架引導(dǎo)面直徑；ωn為引導(dǎo)套圈的角速度。

2.4 滾子與保持架兜孔間的摩擦功耗

滾子與保持架兜孔間摩擦引起的能量損失為

(12)

式中：μcjk為第j個滾子第k個切片與保持架兜孔間的摩擦系數(shù)，其具體計算方法見文獻(xiàn)[22]；qcjk為第j個滾子第k個切片與保持架兜孔間的法向接觸力；Δυcjk為第j個滾子第k個切片與保持架兜孔間的相對滑動速度。

2.5 油膜黏性損失摩擦功耗

軸承在旋轉(zhuǎn)過程中，不僅受到潤滑劑潤滑的作用，而且每個滾子在油氣混合物中運(yùn)動時也會受到油氣阻力，此作用力引起的能量損失為

(13)

式中：Cd為繞流阻力系數(shù)，其具體計算方法參見文獻(xiàn)[20]；ρm為油氣混合物密度；l為滾子長度;φ為滾子方位角。

2.6 軸承總摩擦功耗

2.1節(jié)～2.5節(jié)的各摩擦功耗進(jìn)行疊加，即得到圓柱滾子軸承的總摩擦功耗為

Hall=Hel+Hs+HcL+Hc+Hoil.

(14)

2.7 軸承模型求解流程圖

軸承元件微分方程組和摩擦功耗模型求解流程圖如圖5所示。根據(jù)軸承結(jié)構(gòu)尺寸、材料、潤滑屬性及工況條件等建立軸承的三維實(shí)體模型，以靜力學(xué)及擬靜力學(xué)計算的結(jié)果為軸承元件微分方程求解時的初始條件并設(shè)定模型仿真時間T，在完成方程的求解后，即獲取仿真時間T的軸承作用力和摩擦功耗計算結(jié)果。

圖5 軸承模型求解流程圖Fig.5 Flow chart of bearing model solution

3 滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承摩擦功耗特性分析

本文以某型號圓柱滾子軸承為例，分析工況參數(shù)和結(jié)構(gòu)參數(shù)對圓柱滾子軸承摩擦功耗的影響規(guī)律，軸承潤滑油牌號為68EP，軸承主參數(shù)如表1所示。

圖6為恒定載荷和周期性載荷軸承摩擦功耗時

表1 軸承主參數(shù)

圖6 不同載荷下軸承摩擦功耗時間歷程圖Fig.6 Time histories of bearing frictional power loss under different loads

間歷程圖，周期性載荷為圖7中的工況1，恒定載荷為2 000 N. 由周期性載荷和恒定載荷引起的軸承摩擦功耗對比可知：在恒定載荷工況下，摩擦功耗的變化頻率高、變化幅值較?。辉谥芷谛暂d荷工況下，摩擦功耗變化幅值較大，每個大波峰附近伴隨出現(xiàn)小波峰。

3.1 工況參數(shù)對軸承摩擦功耗的影響分析

3.1.1 徑向載荷的影響

圖7為一個周期內(nèi)基元容積變化對軸承內(nèi)圈的作用合力。由圖7可知：工況3的最大合力>工況2的最大合力>工況1的最大合力。

圖7 軸承內(nèi)圈所受氣體合力Fig.7 Gas force on the inner ring of bearing

圖8為徑向載荷對軸承摩擦功耗的影響。圖8中，橫坐標(biāo)工況代號1為工況1，代號2為工況2，代號3為工況3. 由圖8可知：隨著徑向載荷的增大，軸承總摩擦功耗先減小、后增大。其原因是軸承在徑向載荷較小時，滾子與滾道以及滾子與保持架兜孔間打滑嚴(yán)重，滑動摩擦較大；當(dāng)徑向載荷進(jìn)一步增大時，打滑現(xiàn)象減輕，摩擦功耗減小。若徑向載荷繼續(xù)增大，則軸承摩擦功耗會增加。

圖8 徑向載荷對軸承摩擦功耗的影響Fig.8 Effect of radial load on bearing frictional power loss

3.1.2 轉(zhuǎn)速的影響

圖9為轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速對軸承摩擦功耗的影響規(guī)律。由圖9可知：隨著轉(zhuǎn)速的逐漸增大，軸承總摩擦功耗呈非線性增大趨勢。這是因?yàn)檗D(zhuǎn)速的增加，使保持架與套圈引導(dǎo)面以及滾子相對保持架兜孔的滑動速度增加，從而引起保持架與套圈引導(dǎo)面以及滾子與保持架兜孔的摩擦功耗增加；同時，滾子在滾道上的滑動也會相應(yīng)的增加。因此，隨著轉(zhuǎn)速的升高，軸承摩擦功耗也不斷的增加。

圖9 轉(zhuǎn)速對軸承摩擦功耗的影響Fig.9 Effect of rotational speed on bearing frictional power loss

3.1.3 工作溫度的影響

圖10為工作溫度對軸承摩擦功耗的影響。由圖10可知：隨著工作溫度的升高，軸承總摩擦功耗呈現(xiàn)逐漸降低的趨勢。由于工作溫度的升高，導(dǎo)致潤滑油動力黏度和油膜拖動系數(shù)減小，從而引起滾子與滾道間滑動摩擦功耗、保持架與套圈引導(dǎo)面間摩擦功耗以及滾子與保持架間摩擦功耗逐漸減小。軸承使用過程中，應(yīng)合理選取潤滑油以及潤滑方式，使軸承保持在正常溫度條件下工作，在此基礎(chǔ)上可適當(dāng)提高工作溫度，有利于降低軸承摩擦功耗。

圖10 工作溫度對軸承摩擦功耗的影響Fig.10 Effect of operating temperature on bearing frictional power loss

3.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)對軸承摩擦功耗的影響分析

為獲得最佳的軸承幾何參數(shù)以降低軸承功耗，針對軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行分析。假設(shè)空調(diào)滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承在承受工況1時的徑向載荷、轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、工作溫度為100 ℃.

3.2.1 徑向游隙的影響

圖11為徑向游隙對軸承摩擦功耗的影響規(guī)律，圖12為徑向游隙對軸承振動的影響規(guī)律。由圖11可知：隨著徑向游隙的增大，軸承摩擦功耗呈現(xiàn)先減小、后增大的趨勢，但總幅值變化很小。由于軸承在受純徑向力作用時，隨著徑向游隙的增大，軸承中承載滾子數(shù)減少，滾子與套圈以及滾子與保持架兜孔之間的摩擦減小。隨著徑向游隙的進(jìn)一步增大，套圈對滾子的拖動力有所降低，滾子與套圈間的摩擦增加；拖動力減小，滾子與保持架橫梁的碰撞增加，摩擦功耗增加。由上述分析可以看出，徑向游隙對軸承摩擦功耗的影響不大，但過大或過小游隙對軸承的振動值將產(chǎn)生明顯影響，如圖12所示。因此，在空調(diào)壓縮機(jī)軸承設(shè)計生產(chǎn)過程中，應(yīng)綜合考慮軸承摩擦功耗和振動等因素，對于分析型號的軸承，徑向游隙建議選取0.020～0.025 mm.

圖11 徑向游隙對軸承摩擦功耗的影響Fig.11 Effect of radial clearance on bearing frictional power loss

圖12 徑向游隙對軸承振動的影響Fig.12 Effect of radial clearance on bearing vibration

3.2.2 保持架引導(dǎo)間隙的影響

圖13為保持架引導(dǎo)間隙對軸承摩擦功耗的影響規(guī)律，圖14為保持架引導(dǎo)間隙對保持架打滑率的影響規(guī)律。由圖13可知：軸承總摩擦功耗隨著保持架引導(dǎo)間隙的增大呈現(xiàn)先快速減小、后趨于穩(wěn)定的趨勢。當(dāng)保持架引導(dǎo)間隙超過0.35 mm時，軸承摩擦功耗隨著保持架引導(dǎo)間隙的增大不再有明顯變化，但保持架打滑率會有所增大。綜合考慮軸承摩擦功耗和保持架打滑率的影響，所分析型號軸承的保持架引導(dǎo)間隙建議選取為0.25～0.35 mm，以減小軸承摩擦功耗，進(jìn)而控制軸承發(fā)熱現(xiàn)象。

圖13 保持架引導(dǎo)間隙對軸承摩擦功耗的影響Fig.13 Effect of cage guiding clearance on bearing frictional power loss

圖14 保持架引導(dǎo)間隙對保持架打滑率的影響Fig.14 Effect of cage guiding clearance on cage slip ratio

3.2.3 保持架兜孔間隙的影響

圖15為保持架兜孔間隙對軸承摩擦功耗的影響規(guī)律。由圖15可知：隨著保持架兜孔間隙變大，滾子與保持架兜孔之間的摩擦功耗先減小、后增大，當(dāng)保持架兜孔間隙為0.20～0.30 mm時，滾子與保持架間摩擦功耗最小，隨著保持架兜孔間隙的進(jìn)一步增大，滾子在兜孔中的歪斜會加劇，滾子兩端與保持架兜孔間接觸更加頻繁，導(dǎo)致滾子與保持架兜孔間的摩擦功耗增大。本文類型軸承保持架兜孔間隙建議選取為0.20～0.30 mm，以減小圓柱滾子軸承的摩擦功耗。

圖15 保持架兜孔間隙對軸承摩擦功耗的影響Fig.15 Effect of cage pocket clearance on bearing frictional power loss

3.2.4 滾子個數(shù)的影響

圖16為滾子個數(shù)對軸承摩擦功耗的影響規(guī)律。由圖16可知：隨著滾子個數(shù)的增加，軸承總摩擦功耗逐漸增加。這是因?yàn)殡S著滾子個數(shù)的增加，受載滾子個數(shù)增加，滾子與內(nèi)外滾道間的滑動摩擦功耗增加，滾子與保持架的耦合作用增強(qiáng)，滾子與保持架兜孔的接觸頻率增大，導(dǎo)致滾子與保持架兜孔的摩擦功耗增加；滾子個數(shù)增加后，油膜黏性損失摩擦功耗也隨之增加，所以軸承摩擦功耗逐漸增加。因此，在設(shè)計圓柱滾子軸承時，在保證軸承承載能力的前提下，可以適量減少滾子數(shù)量，以降低軸承摩擦功耗。

圖16 滾子個數(shù)對軸承摩擦功耗的影響Fig.16 Effect of the number of rollers on bearing frictional power loss

3.3 新型、傳統(tǒng)型滑片式壓縮機(jī)摩擦功耗對比

傳統(tǒng)型滑片式壓縮機(jī)的主軸與法蘭為滑動摩擦，其摩擦功耗計算公式為

(15)

式中：ν0為68EP潤滑油的動力黏度；ω為主軸轉(zhuǎn)速；hs為主軸與法蘭的接觸高度；δ為主軸與法蘭之間的間隙。

當(dāng)轉(zhuǎn)速為2 000 r/min、工作溫度為100 ℃時，由(15)式可得傳統(tǒng)型滑片式壓縮機(jī)主軸與法蘭間滑動摩擦功耗為5.782 W，由仿真數(shù)據(jù)可得此工況下滾動軸承的摩擦功耗為3.528 W. 由傳統(tǒng)型空調(diào)滑片式壓縮機(jī)主軸與法蘭間滑動摩擦功耗與仿真計算得到的滾動軸承摩擦功耗對比可知：新型滑片式壓縮機(jī)摩擦功耗比傳統(tǒng)型降低了39%.

4 仿真結(jié)果驗(yàn)證

本文分析模型摩擦功耗計算結(jié)果與舍弗勒滾動軸承分析軟件Caba 3D摩擦功耗計算結(jié)果進(jìn)行對比驗(yàn)證。圓柱滾子軸承主要參數(shù)見表1. 軸承工況條件為工作溫度為100 ℃，徑向載荷取2 000 N，在不同轉(zhuǎn)速下摩擦功耗計算結(jié)果對比如表2所示。

表2 摩擦功耗計算結(jié)果對比

由表2可知：本文模型與Caba 3D軸承分析軟件計算結(jié)果基本接近，軸承摩擦功耗誤差率不超過±5%，說明本文所建模型能較準(zhǔn)確地描述空調(diào)滑片式壓縮機(jī)用圓柱滾子軸承的摩擦功耗。誤差產(chǎn)生的原因有：1) 本文建立的滾子與滾道間潤滑油膜拖動系數(shù)通過文獻(xiàn)[21]計算得到，與Caba 3D的潤滑油膜拖動模型不一致；2) 本文模型與Caba 3D軟件的求解算法不同。

為進(jìn)一步驗(yàn)證新型滑片式壓縮機(jī)的整體性能，在滑片式壓縮機(jī)試驗(yàn)箱中對試制的新型滑片式壓縮機(jī)進(jìn)行3種工況和不同轉(zhuǎn)速下的性能試驗(yàn)，如圖17、圖18所示。由于軸承摩擦功耗無法直接測出，通過軸承溫升間接驗(yàn)證工況條件對軸承摩擦功耗的影響。

圖17 空調(diào)滑片式壓縮機(jī)試驗(yàn)箱Fig.17 Air-conditioning vane compressor test box

圖18 空調(diào)滑片式壓縮機(jī)實(shí)物圖Fig.18 Physical photo of air-conditioning vane compressor

圖19 不同工況下轉(zhuǎn)速對軸承溫升的影響Fig.19 Effect of speed on bearing temperature rise under different working conditions

圖19為不同工況下轉(zhuǎn)速對軸承溫升的影響。由圖19可以看出：工況條件和轉(zhuǎn)速對軸承的摩擦溫升都有明顯影響作用，在一定工況條件下，隨著轉(zhuǎn)速的升高，軸承摩擦溫升增加；在一定轉(zhuǎn)速條件下，隨著工況條件的變化，軸承溫升先減小、后增大。溫升試驗(yàn)結(jié)果的變化趨勢與摩擦功耗仿真分析結(jié)論一致，進(jìn)一步證明了本文摩擦功耗仿真分析結(jié)果的有效性。

5 結(jié)論

1)在滿足軸承最大接觸應(yīng)力及疲勞壽命要求前提下，本文分析類型的軸承徑向游隙建議選取0.020～0.025 mm，有利于降低軸承摩擦功耗。

2)隨著保持架引導(dǎo)間隙的增大，軸承摩擦功耗呈指數(shù)形式減小，當(dāng)保持架引導(dǎo)間隙超過0.35 mm時，圓柱滾子軸承摩擦功耗趨于穩(wěn)定，但保持架打滑率會有所增大。綜合考慮建議保持架引導(dǎo)間隙選取0.25～0.35 mm.

3)對于文中分析工況和該類型軸承，建議保持架兜孔間隙選取0.20～0.30 mm.

4)隨著滾子個數(shù)的增多，軸承摩擦功耗增加，在滿足軸承承載能力前提下，可以適量減少滾子數(shù)量，以降低軸承摩擦功耗。

5)新型滑片式壓縮機(jī)摩擦功耗比傳統(tǒng)型降低了39%.