旋轉式壓縮機主軸承減摩技術研究

呂林波，應哲強

（上海海立電器有限公司，上海 201206）

0 引言

隨著新能效標準的頒布與實施，對家用空調系統和壓縮機的能效要求進一步提升。隨著新制冷劑特別是R32 的使用，傳統制冷劑（如R22）的高效壓縮機設計方法需要重新探討。李曉川等[1]對滾動轉子式壓縮機整機性能改善展開研究。羅澤良[2]對旋轉式壓縮機整機性能的影響因素進行分析并提出改善建議。陳辰等[3]針對R32 定速壓縮機能效提升展開研究。鄭曉峰等[4]以及張利等[5]針對R32 變頻壓縮機能效提升展開研究。應必業等[6]通過控制軸向間隙提升壓縮機性能。趙旭敏等[7]對氣缸內徑進行變有限元分析及實驗研究，通過減小泵體變形實現壓縮機性能提升。雖然行業內學者和研究人員對于新型制冷劑壓縮機性能提升有過諸多整機以及零部件方面的優化探討，但鮮有見到從保證壓縮機軸承潤滑可靠性基礎上減小軸系黏滯阻力角度進行軸承優化設計。

滾動轉子壓縮機動力系統依靠主副軸承徑向支撐得以穩定旋轉[8-10]，為減小平衡塊離心力和徑向不平衡磁拉力作用下轉子偏擺，通常上缸蓋設計比下缸蓋高得多，造成上缸蓋和曲軸接觸長度較大，使得主軸承產生較大的摩擦損失[11-12]，不利于高效壓縮機設計。

為減小上述摩擦損失，可采用主軸承環槽方案，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。然而環槽開設位置對泵體剛性和潤滑狀態有顯著影響，進而影響壓縮機減摩效果，有必要對此展開研究。

1 主軸承受力分析

壓縮機運行時，電機提供的動力矩傳遞給曲軸，帶動活塞旋轉，完成對制冷劑的壓縮[13-16]。曲軸-轉子系統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-轉子系統受力分析

主軸承處于混合潤滑狀態，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孔產生傾斜，軸承上下兩端為高承載區，中間較長部分為低承載區，高承載區分布著較大油膜壓力和金屬接觸力，低承載區僅分布著較小的油膜壓力，其中低承載區油膜壓力對承載貢獻較小，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 主軸承環槽結構

由主軸承受力分析可知，沿著上缸蓋高度方向，主軸承兩端局部區域為高承載區，中間較長部分為低承載區，通過在主軸承低承載區設置環槽，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，減少低承載區油膜黏滯阻力[18]，從而降低摩擦損失。

如圖3所示，主軸承環槽結構上有兩種實現方案：設置在上缸蓋內孔或曲軸長軸，主軸承環槽重要設計尺寸有環槽寬度h，環槽深度t和環槽槽位置（用主軸承下端面至環槽下端面距離L表示），其中環槽寬度h和深度t對泵體剛性、黏滯阻力損失以及潤滑可靠性都有影響，環槽位置主要影響主軸承上部和下部油膜壓力分配。

圖3 上缸蓋和曲軸環槽結構

3 潤滑仿真分析

以某款壓縮機為研究對象，分析上缸蓋環槽寬度h和深度t對摩擦損失降低效果的影響。由于環槽位置主要影響潤滑可靠性，因此不對環槽位置單獨探討，環槽均設置在上缸蓋內孔中部。需要說明的是，本次仿真模型僅反映結構變化對油膜壓力分布的影響，其對泵體剛性的影響后續單獨討論。

3.1 環槽寬度

圖4所示為摩擦損失降低隨環槽寬度的變化。由圖4可知，隨著環槽寬度增加，摩擦損失降低效果先升后降，即對于結構和工況確定的壓縮機結構，主軸承環槽寬度存在最優值。當環槽歸一化寬度小于0.5 mm 時，黏滯阻力損失降低只有最優值的50%，改善效果不明顯；當環槽歸一化寬度大于1.6 mm 時，軸承有效接觸長度偏小，潤滑狀態惡化，金屬接觸占比增大，摩擦損失增大，摩擦損失降低只有最優值的50%，為得到較好的摩擦損失降低效果，應控制環槽歸一化寬度為0.5～1.6 mm。

圖4 摩擦損失降低隨環槽寬度的變化

3.2 環槽深度

圖5所示為摩擦損失降低隨環槽深度的變化。

圖5 摩擦損失降低隨環槽深度的變化

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

4 曲軸和上缸蓋環槽對比

基于前述仿真分析，對主軸承環槽進行優化設計，確定最優寬度和深度組合。實驗分為基準、上缸蓋環槽和曲軸環槽。壓縮機單體性能測試結果如圖6所示，相比量產，上缸蓋環槽各工況性能系數（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；曲軸環槽仕樣除冷中工況有提升外，其它工況均不及量產，且工況越惡劣，下降幅度越明顯，低溫制熱工況約惡化0.8%。

由于主軸承環槽的目的是改善潤滑油黏滯阻力損失，因此對入力表現進行分析，如圖7所示。

圖 6 主軸承環槽COP 對比

由圖7可知，上缸蓋環槽方案明顯優于曲軸環槽方案，對比基準仕樣，上缸蓋環槽入力下降，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%。上述性能測試結果表現出顯著差異，下文從槽內潤滑油運動狀態和泵體剛性兩個方面進行分析。

圖7 主軸承環槽入力對比

4.1 潤滑油運動狀態分析

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

圖8 環槽存儲潤滑油簡化模型

4.2 泵體剛性分析

本次泵體剛性仿真研究了環槽開在曲軸長軸和上缸蓋內孔的影響，同時也考察槽寬和槽深對于泵體剛性影響。圖9所示為主軸承環槽泵體剛性仿真結果。

圖9 主軸承環槽泵體剛性仿真結果

由圖9可知，主軸承環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，其中上缸蓋長環槽泵體剛性降低約1%；相同槽寬槽深時，曲軸環槽相比上缸蓋環槽，泵體剛性顯著下降，最優仕樣中，二者泵體剛性相差約2%～3%。因此圖9中環槽均設置在主軸承上，圖中“長短”僅表示環槽寬度相對值。

壓縮機運轉時，足夠的泵體剛性對于定轉子氣隙的保證至關重要。圖9中泵體剛性惡化2%～3%，使上述氣隙不均勻程度變大，影響電機效率和主軸承上部潤滑狀態，且轉速越高不利影響越明顯，因此上缸蓋環槽相比曲軸環槽，從泵體剛性角度對壓縮機入力改善和COP 提升效果更優。

5 結論

本文介紹了主軸承環槽減摩機理，并對比分析上缸蓋環槽和曲軸環槽實測性能表現不同的原因，得出如下結論：

1）主軸承兩端局部區域為高承載區，中間部分為低承載區，在低承載區設置環槽，可以實現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，較優歸一化槽寬為0.5～1.6 mm，較優歸一化槽深為0.5～2 mm；

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