离心压缩机滑动轴承性能影响因素分析与试验研究

钟瑞兴，张治平，蒋楠

（珠海格力电器股份有限公司，广东珠海 519070）

离心压缩机滑动轴承性能影响因素分析与试验研究

钟瑞兴*，张治平，蒋楠

（珠海格力电器股份有限公司，广东珠海 519070）

离心压缩机滑动轴承摩擦损失占总耗功的大部分，减小轴承耗功是设计高能效离心压缩机的关键。本文从动压滑动轴承工作条件着手，分析了轴承摩擦耗功的影响因素；根据影响因素的不同，采用DyRoBeS转子动力学软件进行轴承耗功计算，并通过实验进行验证。研究成果指出降低转速和轴颈可以大幅减小轴承耗功，并为设计高能效离心式制冷压缩机提供很好的参考。

离心压缩机；滑动轴承；耗功；试验

0　引言

高能效是离心式制冷压缩机一直追求的目标［1-3］，主要体现在尽可能减少气动侧的流动损失，以提升绝热效率和尽可能减少机械摩擦损失，以提升机械传动效率。据文献［4-5］报道，在采用三元流动设计和双级压缩带经济器补气循环结构后，气动效率有大幅提升，普遍在0.84～0.86左右，提升空间比较小。因此，压缩机提升能效的工作可相应地转移到机械传动效率上。目前，在离心压缩机中，绝大部分采用动压滑动轴承，其中，轴承摩擦损失占压缩机耗功的6%～8%。这部分的损失是双向的，一方面，轴承自身耗功需要占这么大的比例；另一方面，还需要额外对这部分耗功所转化成的热量进行冷却，从而消耗了机组的制冷量。从“能效=制冷量/功率”可知，轴承的耗功使得分子减小、分母增大，因此，轴承的摩擦损失整体所带来的损失较大。因此，若想再进一步提升制冷压缩机的能效，有必要从轴承摩擦耗功上着手，尽可能地减小摩擦损失和提升机械传动效率，这对于开发高性能产品有着重要的意义。

本文从动压滑动轴承工作条件着手，分析轴承摩擦耗功的影响因素，并根据影响因素程度的不同，采用 DyRoBeS转子动力学软件计算出相应结果，并通过实验进行验证，验证理论分析的准确性，最后，结合压缩机运行可靠性条件，选取最终方案。该能效提升方法的提出，可为设计高能效离心式制冷压缩机提供很好的参考。

1　滑动轴承耗功影响因素

轴承耗功为轴承压力F与滑动速度υ的乘积。即分别与压力F和速度υ成正比。为了进一步将影响因素细化，下文分别对轴承压力F和滑动速度υ进行分析。

不同宽径比B/d时沿轴承周向和轴向的压力分布如图1所示［6］。

图1　不同宽径比轴承周向、轴向压力分布

通过对轴向无限大的径向滑动轴承进行受力分析和推导，得出如下轴承单位宽度上的油膜承载力：

式中：

η ——润滑油动力粘度，Pa·s；

ω ——转子角速度，rad；

r——轴颈半径，mm；

ψ ——相对间隙；

φ ——任意角；

χ ——偏心率；

φa——偏位角。

由于在实际轴承中，轴向长度不可能无限大，而且油可能从轴承的两个端面流出，因此，需考虑端泄的影响。这样对于有限长轴承和油膜的总承载能力为［7］：

式中：

F ——为油膜的总承载能力，N；

C'——为修正系数，与宽径比B/d有关；

B ——为轴承宽度，mm；

d ——为轴颈直径，mm；

z ——为距轴承中线距离，mm。

通过引入承载量系数Cp，油膜的总承载能力简化为：

式中：

从（3）式中可以得出，油膜的总承载能力F与润滑油粘度η成正比，与转速ω成正比，与轴颈直径d成正比，与轴承宽度B成正比。

对于滑动速度υ，其计算公式为：

从（4）式中可以得出，滑动速度υ与转速n成正比，与轴颈直径成正比。

滑动轴承耗功为［8-9］：

式中：

P ——为滑动轴承耗功，kW；

μ ——为润滑油与轴承间的摩擦系数。

从公式（5）可以得出：滑动轴承耗功与粘度一次方成正比，与转速平方成正比，与轴颈平方成正比，与轴承宽度一次方成正比。

从数量级看，转速和轴颈对耗功影响最大，其次为轴承宽度和粘度。而对于粘度，由于受润滑油特性影响，因此很难对它进行改变，因此，要想提升压缩机能效，最有效的办法是降低转速和减小轴颈。但是转速过低时，叶轮做功能力不足；轴颈减小大太，容易造成临界转速安全系数不足，影响可靠性［10］。因此降低轴承耗功过程是一个综合可靠性、能力和能效的优化过程。

2　不同影响因素工况下的轴承耗功计算

通过上述因素分析，轴承耗功主要与转速和轴颈有关。下文在保证相同油膜间隙情况下，分别采用理论公式和DyRoBeS软件对不同影响因素的轴承进行耗功计算。

2.1相同转速工况下不同轴颈尺寸耗功计算

2.1.1轴承1

运行转速n=12,000 r/min，轴颈d=65 mm，轴承宽度B=62 mm，动力粘度η=0.031 Pa·s，相对半径间隙ψ=0.001 91，承载量系数Cp=0.314，润滑油摩擦系数μ=0.01。

按式（5）计算轴承耗功，得到：

采用DyRoBeS软件计算轴承耗功见图2。从图2可以得出：轴承1在运行转速12,000 r/min，轴颈为65 mm时，耗功为5.63 kW。

图2　轴承1在转速12,000 r/min工况下的耗功计算

2.1.2轴承2

运行转速n=12,000 r/min，轴颈d=55 mm，轴承宽度B=62 mm，动力粘度η=0.031 Pa·s，相对半径间隙ψ=0.002 25，承载量系数Cp=0.537，润滑油摩擦系数μ=0.01。

按式（5）计算轴承耗功，得到：

采用DyRoBeS软件计算轴承耗功见图3。

图3　轴承2在转速12,000 r/min工况下的耗功计算

从图 3可以得出：轴承 2在运行转速12,000 r/min，轴颈为55 mm时，DyRoBeS软件计算耗功为4.99 kW。

2.2不同转速下轴承1和轴承2耗功计算

2.2.1轴承1

运行转速n=10,500 r/min，轴颈d=65 mm，轴承宽度B=62 mm，动力粘度η=0.031 Pa·s，相对半径间隙ψ=0.001 91，承载量系数Cp=0.314，润滑油摩擦系数μ=0.01。

按式（5）计算轴承耗功，得到：

采用DyRoBeS软件计算轴承耗功见图4。从图4可以得出：轴承1在运行转速10,500 r/min，轴颈为65 mm时，DyRoBeS软件计算耗功为4.31 kW。

图4　轴承1在转速10,500 r/min工况下的耗功计算

2.2.2轴承2

运行转速n=10,500 r/min，轴颈d=55 mm，轴承宽度B=62 mm，动力粘度η=0.031 Pa·s，相对半径间隙ψ=0.002 25，承载量系数Cp=0.537，润滑油摩擦系数μ=0.01。

按式（5）计算轴承耗功，得到：

采用DyRoBeS软件计算，从图5可以得出：轴承2在运行转速10,500 r/min，轴颈为55 mm时，耗功为3.64 kW。

2.3轴承1和轴承2耗功计算分析

轴承在不同影响因素下，耗功计算结果汇总如表1所示。

通过上述计算结果，可以得出：1）采用理论公式计算的结果与DyRoBeS软件计算的结果比较吻合，最大误差值为-5%；2）通过减小轴承轴颈和降低运行转速的方法，均可降低轴承耗功，从式（5）可以得出，减小轴颈和降低转速对耗功的影响程度相同，均为平方关系；3）若在设计过程中，对轴承的转速和轴颈同时优化，轴承耗功可以大幅下降，如表1中DyRoBeS计算结果所示轴承1由最原始耗功5.63 kW下降至轴承2的3.64 kW，下降幅度达35.3%。

图5　轴承2在转速10,500 r/min工况下的耗功计算

表1　不同影响因素，轴承耗功计算结果

3　轴承运行性能实验验证

上述动压滑动轴承主要用于压缩机前轴承，如图6中的动压滑动轴承所示。为了更好地验证不同轴承结构和运行转速下的耗功情况，特对制冷量为700 RT压缩机前轴承的回油和冷却采用独立供油系统和冷却系统，其结构示意图如图6。

图6　700 RT压缩机结构及冷却回路示意图

这样，一方面可以通过油侧温差来实测轴承发热量，从而反算轴承实际耗功；另一方面，也可以通过油冷却侧进行辅助换热验证，以避免从单一侧计算所造成的偏差。

通过在名义工况下（进气压力 350 kPa，排气压力890 kPa），分别采用上述四个轴承对压缩机进行测试，实测数据如表2。

表2　700冷吨（RT）压缩机不同轴承测试情况

根据表2压缩机所测试数据，采用P=CmΔT公式进行计算，得到轴承 1、轴承 2在转速为12,000 r/min和10,500 r/min下的实际发热量，其结果汇总如表3所示。

表3　700冷吨（RT）压缩机不同轴承发热量

从表3可以得知：1）轴承1和轴承2在不同转速和轴颈影响因素下实测发热量与理论计算值有较好的吻合度，油侧或水侧与理论最大偏差均在5%以内；2）油侧换热与水侧换热偏差很小，最大为4.4%，说明两侧换热数值具有可信度；3）实测结果与理论分析结果具有相同规律，随轴颈的减小和转速的降低，轴承耗功减小，从而说明通过减小轴颈和降低转速可获得较好的节能性能。

4　结论

本文从动压滑动轴承工作条件着手，找出影响动压滑动轴承运行性能的主要因素，并通过理论计算和实验进行验证，最终得到如下结论。

1）滑动轴承耗功与转速平方成正比、与轴颈平方成正比。因此，提升压缩机能效，最有效的办法是降低转速和减小轴颈。

2）虽然降低转速可有效减小轴承耗功，但转速不能无限制的降低，它还与气动设计所需要的性能有关，需要在机械传动与气动设计间进行优化选取。

3）虽然减小轴颈可有效减小轴承耗功，但轴颈也不能无限制地减小，它与轴的设计强度和一阶临界转速有关，在设计过程中需要在耗功与可靠性上优化选取。

4）理论计算与实验结果吻合较好，误差值小于 5%，从理论上和实验上均说明了采用降速和减小轴颈的方法可以大幅降低轴承耗功，可为设计高能效离心式制冷压缩机提供很好的参考。

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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

*钟瑞兴（1983-），男，中级工程师，硕士。研究方向：离心式制冷压缩机设计。联系地址：广东省珠海市前山金鸡西路789号珠海格力电器股份有限公司商用空调技术一部，邮编：519070。联系电话：13631216963，0756-8669195。E-mail：zhongruixing2008@126.com。

国家科技支撑计划项目（2014BAJ02B01）