王春，趙遠揚，衣可心，高志成

(1.青島科技大學機電學院，山東青島 266061；2.廣東智空動力科技有限公司，廣東佛山 528000)

0 前言

離心式冷水機組廣泛應用于商用空調系統(tǒng)，制冷離心壓縮機是該系統(tǒng)的核心設備。傳統(tǒng)商用中央空調的離心制冷壓縮機采用齒輪增速方式提高其葉輪轉速，該壓縮機的齒輪和軸承需要潤滑油進行潤滑，驅動部分功耗較大，同時會使制冷劑中混入潤滑油，長期使用會影響換熱器的換熱效果，制冷性能下降。傳統(tǒng)增速齒輪結構的零件多、結構復雜、體積大，無法滿足現(xiàn)代離心制冷壓縮機高速、無油和小型化的需求。

近年來，隨著磁懸浮軸承技術的突破，采用磁懸浮制冷離心壓縮機的空調系統(tǒng)逐漸成熟并被應用。該壓縮機采用高速電機(使用磁懸浮軸承)直接驅動，克服了傳統(tǒng)齒輪增速使用潤滑油、體積大的缺點。但磁懸浮技術作為一種主動控制技術，控制系統(tǒng)復雜，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是制冷離心壓縮機的發(fā)展方向之一。氣懸浮制冷離心壓縮機同樣克服了傳統(tǒng)齒輪增速結構的缺點，且具有成本低、無需主動控制等優(yōu)點，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，而制冷離心壓縮機用氣體軸承的工作介質為制冷劑(R134a)。研究實際氣體環(huán)境下的軸承特性及它對制冷系統(tǒng)性能的影響十分重要，本文作者通過數值方法，對R134a靜壓氣體軸承的承載特性和它對制冷系統(tǒng)性能的影響進行研究。

1 壓縮機轉子布置方案

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。氣懸浮制冷離心壓縮機的主軸支撐系統(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。其結構與磁懸浮離心制冷壓縮機結構類似，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葉輪位置、軸承位置及供氣系統(tǒng)結構示意。采用圖1(b)的葉輪布置方式，2個葉輪產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，從而在結構上部分補償了氣體軸承承載力低的缺點。

圖1 兩種懸浮制冷離心壓縮機結構示意

此外，氣懸浮壓縮機的主軸可以做成空心結構，通過增大軸承直徑、降低轉子質量，使壓縮機軸承獲得更高的承載能力和更好的穩(wěn)定性。

2 數值分析模型

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，該軸承采用雙排進氣孔設計，每排16個，共32個進氣孔，分布在與軸承同心的圓上。

圖2 靜壓軸向軸承物理模型

兩個軸向軸承分布在止推盤兩側，保持兩軸承間總氣膜間隙不變。機器運轉后，左右兩側軸承單側間隙不再相等，即產生不同厚度的氣膜，則兩側軸承產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排進氣孔，每排沿周向等距分布12個進氣孔，共48個進氣孔。

圖3 靜壓徑向氣體軸承物理模型

2.2 邊界條件與數值方法

將圖2所示的軸向軸承物理模型進行網格劃分：對整體物理模型進行切分，分為進氣節(jié)流孔部分和氣膜部分，氣膜厚度方向劃分為10層，能夠準確計算微間隙內的流體流動，節(jié)流孔部分劃分為5層邊界層，總的單元數為99萬。

計算邊界條件：圖2中進氣孔為壓力入口，出氣孔為壓力出口，旋轉壁面轉速即為軸的轉速，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行網格劃分，采用與軸向軸承同樣的處理方法，最終的單元數為70萬。計算邊界條件：進氣孔為壓力入口，出氣孔為壓力出口，工作在R134a環(huán)境下，采用-湍流模型。

2.3 模擬結果

圖4所示為靜壓軸向軸承的計算結果?？梢钥闯觯簹饽毫倪M口處向兩側出口逐漸降低，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算云圖?？梢钥闯觯河捎谳S的轉動和進氣孔進氣，導致流動區(qū)域內的壓力分布產生變化，在最小間隙處產生了高壓區(qū)，從而對軸產生了沿徑向的作用力。

圖5 靜壓徑向軸承氣膜壓力分布

3 結果分析

本文作者研究的制冷離心壓縮機靜壓氣體軸承系統(tǒng)供氣壓力為0.9 MPa,在制冷劑R134a環(huán)境下運行，工作轉速為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

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

圖6所示為不同單側氣膜間隙下氣膜力的變化?？梢钥闯觯簹饽ち﹄S著單側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，氣膜力不會一直減少，當軸向軸承的單側間隙達到0.18 mm時，氣膜力幾乎變?yōu)?。這是因為當氣膜間隙足夠大時，從節(jié)流孔進入間隙的氣體會立即擴散，不會產生局部的高壓區(qū)，而氣膜力主要產生在節(jié)流孔附近的高壓區(qū)。因此，間隙越大，氣體擴散加快，產生的氣膜力越小，甚至不會產生氣膜力。從圖6中還可以看出：當單側氣膜間隙小于0.05 mm時，會產生大于350 N的氣膜力，而這時另一側的氣膜間隙大于0.15 mm，產生的氣膜力小于50 N。因此，當單側氣膜間隙小于0.05 mm時，一組軸承能提供大于300 N的承載力。

圖6 單側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。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，承載力與平均氣膜間隙的關系。可以看出：隨著平均氣膜間隙的增大，承載力不會一直增大，存在極大值。因此，壓縮機工作在此偏心率時，應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。這是因為氣膜是一個偏心的圓環(huán)，設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，則產生的氣膜力之差為軸承的承載力。當平均氣膜間隙較小時，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。因此，隨著氣膜平均單邊間隙的增大，承載力會先增大后減小。

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氣膜間隙增大時的耗氣量(質量流量)的變化?？梢钥闯觯弘S著單側氣膜間隙的增大，質量流量增大，但質量流量不會隨氣膜間隙的增大一直增大，當氣膜間隙增大到0.1 mm時，流量不再增大。圖10所示為偏心率0.2時徑向氣體軸承的流量變化?？梢钥吹剑嘿|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，質量流量不再增大。

圖9 質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

氣懸浮壓縮機支撐系統(tǒng)由一對徑向軸承及一對軸向軸承組成，共4個軸承，如圖1所示。2個徑向軸承平行放置，故工作時的偏心是一樣的，即兩軸承形成的氣膜一樣，質量流量也一樣，故徑向軸承的總流量為單個軸承流量的2倍。軸向軸承放置在止推盤兩側，保持兩側總的氣膜間隙為0.2 mm，當軸受到軸向力時，會偏向于一側，偏向的一側氣膜間隙減小，另一側氣膜間隙增大，偏向的一側起主要承載作用，質量流量小，承載力大。故軸向軸承的流量應為圖10中單側氣膜間隙相加為0.2 mm的一對軸承，則供氣系統(tǒng)提供給軸承的總流量為4個軸承的流量之和。

表1所示為平均氣膜間隙分別為15、20、25、30 μm時，2個徑向軸承的總流量。表2所示為單側氣膜間隙(+)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過程中的制冷劑提供給軸承用于形成承載力后，重新進入壓縮機，不再參與制冷過程。因此，當壓縮機理論功率不變時，制冷劑流量的減少會對系統(tǒng)性能帶來影響。

圖11 壓縮機制冷循環(huán)壓焓圖

表1和表2給出了徑向和軸向軸承的總流量，結合前面分析提出的徑向軸承平均氣膜間隙應在20～25 μm，軸向軸承的單邊氣膜間隙小于0.05 mm時承載力較高，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，計算制冷系統(tǒng):

(3)

式中:為性能系數;為系統(tǒng)的制冷量，kW;為壓縮功率，kW。

將壓縮機設計流量與實際參與蒸發(fā)器制冷過程的流量(減去軸承供氣量)代入式(3)，經計算氣體軸承供氣導致的流量損失使制冷系統(tǒng)下降1.4%。

5 結論

本文作者針對氣懸浮制冷離心壓縮機支撐系統(tǒng)用氣體軸承，開展了它在R134a環(huán)境下的性能研究。通過CFD方法對軸承內部流動進行了數值分析，對氣體軸承的氣膜壓力分布和承載力等靜特性進行了研究。在計算工況下，對于提供軸向支撐的軸向氣體軸承，當單側氣膜間隙小于0.05 mm時，能承受大于300 N的力；對于提供徑向支撐的徑向氣體軸承，在低偏心率下工作時，承載力較小，且存在極限值，故推薦平均氣膜間隙設計值為20～25 μm?？紤]氣體軸承供氣系統(tǒng)的分流影響，經計算，氣體軸承供氣導致的流量損失使制冷系統(tǒng)下降1.4%。