平衡活塞供油壓力對(duì)轉(zhuǎn)子軸向力影響的實(shí)驗(yàn)研究

侯 峰，何永寧，耿利紅，袁 培，邢子文

（1.鄭州輕工業(yè)大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，河南鄭州 450000；2.西安交通大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，陜西西安 710049）

1 引言

隨著制冷技術(shù)的不斷發(fā)展，雙螺桿制冷壓縮機(jī)作為制冷系統(tǒng)的核心部件，也在朝著高壓力水平的方向發(fā)展，特別是其在高溫?zé)岜肹1-5]、NH3/CO2復(fù)疊等系統(tǒng)[6]中應(yīng)用的不斷擴(kuò)大，導(dǎo)致壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向受力水平也在不斷增大。為了提高壓縮機(jī)運(yùn)行壽命，雙螺桿制冷壓縮機(jī)中通常設(shè)置有平衡活塞，以抵消不斷增大的轉(zhuǎn)子軸向力。因此，明確平衡活塞軸向力在壓縮機(jī)實(shí)際運(yùn)行過程中對(duì)轉(zhuǎn)子軸向力的影響是進(jìn)行軸承選配、平衡活塞設(shè)計(jì)的前提，對(duì)提高壓縮機(jī)以及制冷系統(tǒng)運(yùn)行的可靠性有著十分重要的作用。

在雙螺桿壓縮機(jī)中，轉(zhuǎn)子軸向受力主要包括氣體軸向力、平衡活塞軸向力、吸氣端面軸向力、齒輪軸向力以及排氣端面軸向力。近些年來，國內(nèi)外學(xué)者對(duì)螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子受力進(jìn)行了許多的研究工作。曹鋒等[7]根據(jù)描述雙螺桿轉(zhuǎn)子螺旋齒面的參數(shù)方程，通過空間解析幾何理論，將不同壓力齒間容積的三維螺旋面映像為二維平面區(qū)域，然后將整個(gè)二維區(qū)域積分，得到了雙螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子受力。Ahmed Kovacevic[8]等對(duì)應(yīng)用于高壓制冷系統(tǒng)中的雙螺桿壓縮-膨脹機(jī)進(jìn)行了數(shù)值模擬研究，得到了轉(zhuǎn)子徑向力和轉(zhuǎn)子軸向力。邢子文[9]利用轉(zhuǎn)子表面二維網(wǎng)格劃分的方法對(duì)螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子受力進(jìn)行了研究，并提出了螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子受力計(jì)算的經(jīng)典理論和方法。吳華根等[10]采用有限元計(jì)算方法，對(duì)螺桿空壓機(jī)陰陽轉(zhuǎn)子的氣體力進(jìn)行了計(jì)算，并對(duì)空壓機(jī)的轉(zhuǎn)子受力進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，得到了不同工況下轉(zhuǎn)子軸向力隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)角的變化趨勢(shì)。Wu等[11，12]提出了計(jì)算雙螺桿壓縮機(jī)內(nèi)周期性變化載荷的方法，對(duì)雙螺桿壓縮機(jī)的轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)進(jìn)行了動(dòng)態(tài)特性分析，得到了氣體力、氣體力矩、軸承受力以及軸撓度等，同時(shí)進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并與理論計(jì)算進(jìn)行了對(duì)比。Wu等[13]對(duì)雙螺桿制冷壓縮機(jī)中的工作過程進(jìn)行了CFD數(shù)值模擬，得到了里面的壓力分布以及溫度分布。

通過以上可以發(fā)現(xiàn)，國內(nèi)外對(duì)雙螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向受力的計(jì)算主要是采取理論計(jì)算以及有限元分析的方法，研究?jī)?nèi)容主要集中在氣體力，而對(duì)于壓縮機(jī)實(shí)際運(yùn)行過程中轉(zhuǎn)子軸向受力的實(shí)驗(yàn)研究很少，平衡活塞軸向力也主要采用理論供油壓力和活塞面積乘機(jī)的方法來進(jìn)行計(jì)算。但是，在壓縮機(jī)實(shí)際運(yùn)行過程中，平衡活塞的供油壓力是不斷變化的，從而導(dǎo)致平衡活塞軸向力也處于不斷的波動(dòng)中。因此，本文對(duì)壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向受力進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并根據(jù)研究結(jié)果對(duì)開、關(guān)平衡活塞供油壓力下的軸向力以及平衡活塞軸向力進(jìn)行了研究，得出了轉(zhuǎn)子軸向力波動(dòng)劇烈的原因，為平衡活塞以及系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供了理論指導(dǎo)。

2 實(shí)驗(yàn)裝置和測(cè)試系統(tǒng)

2.1 實(shí)驗(yàn)臺(tái)介紹

本文搭建了雙螺桿制冷壓縮機(jī)性能測(cè)試系統(tǒng)實(shí)驗(yàn)臺(tái)，主要由壓縮機(jī)、油分離器及油冷卻器等關(guān)鍵部件組成。通過在壓縮機(jī)中安裝力傳感器以及壓力傳感器，得到轉(zhuǎn)子軸向力以及平衡活塞供油壓力的波動(dòng)數(shù)據(jù)。

雙螺桿制冷壓縮機(jī)陰、陽轉(zhuǎn)子軸向力由位于排氣端的一對(duì)角接球軸承來承受，轉(zhuǎn)子徑向力由位于吸、排氣端的圓柱徑向滑動(dòng)軸承來承受。另外，為了降低軸承的承載負(fù)荷，在陽轉(zhuǎn)子吸氣端設(shè)置了一個(gè)平衡活塞，而且為了防止平衡活塞載荷過大從而產(chǎn)生反向軸向力，在壓縮機(jī)吸氣端安裝了一對(duì)角接球軸承。在雙螺桿壓縮機(jī)中，陽轉(zhuǎn)子上的軸向力要遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于陰轉(zhuǎn)子上的軸向力，因此，本實(shí)驗(yàn)主要對(duì)陽轉(zhuǎn)子軸向力進(jìn)行實(shí)驗(yàn)研究，壓縮機(jī)如圖1所示。

2.2 軸向力測(cè)試系統(tǒng)

轉(zhuǎn)子軸向力的測(cè)試采用微型壓變式力傳感器，不僅可以測(cè)試出軸向力的波動(dòng)值，而且可以測(cè)試出軸向力的絕對(duì)值。傳感器的型號(hào)為tecsisF1818，測(cè)試量程為20 kN，精度為1%，響應(yīng)頻率1000 Hz，如圖2所示。

圖1 雙螺桿制冷壓縮機(jī)

圖2 力傳感器

因轉(zhuǎn)子軸向受力存在周向不均勻性，同時(shí)軸承腔內(nèi)結(jié)構(gòu)緊湊，測(cè)力傳感器安裝空間有限，因此通過測(cè)力組件進(jìn)行測(cè)試，每個(gè)測(cè)力組件安裝3個(gè)力傳感器，如圖3所示。測(cè)力組件共2個(gè)，正向測(cè)力組件用于測(cè)試正向軸向力合力，反向測(cè)力組件用于測(cè)試螺栓殘余預(yù)緊力，從而求得轉(zhuǎn)子作用于軸承上的合力。正向測(cè)力組件以及反向測(cè)力組件在軸承腔里面的安裝位置如圖4所示。

2.3 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及實(shí)驗(yàn)工況

實(shí)驗(yàn)測(cè)試中主要對(duì)壓力傳感器以及力傳感器信號(hào)進(jìn)行了采集，傳感器所輸出的電壓信號(hào)由信號(hào)采集儀器接收并轉(zhuǎn)化為壓力或者力的信號(hào)。信號(hào)采集儀器型號(hào)為DEWE-1201，可以進(jìn)行電壓、電流以及電橋信號(hào)的采集，實(shí)驗(yàn)工況如表1所示。

圖3 測(cè)力傳感器組件

圖4 測(cè)力傳感器組件安裝位置

表1 實(shí)驗(yàn)研究工況

3 轉(zhuǎn)子軸向受力分析

3.1 螺桿壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向合力

轉(zhuǎn)子軸向力主要由角接觸球軸承來承受，因此力傳感器安裝在軸承兩側(cè)，軸向合力的測(cè)量原理示意圖如圖5所示。圖中，虛線框內(nèi)為一對(duì)角接球軸承，軸承左邊和右邊分別為正向測(cè)力組件以及反向測(cè)力組件。

規(guī)定壓縮機(jī)轉(zhuǎn)子軸向力的正向?yàn)橛蓧嚎s機(jī)排氣端指向吸氣端，因此，根據(jù)圖5中所示的轉(zhuǎn)子軸向受力情況以及軸向力各個(gè)分力的方向，可以得出

其中：Fp為正向壓力傳感器數(shù)據(jù)，也就是轉(zhuǎn)子軸向合力；Fg為轉(zhuǎn)子氣體軸向力；Fe為轉(zhuǎn)子端面軸向力；Fb為平衡活塞軸向力；Fss為軸肩力；Fn為反向壓力傳感器數(shù)據(jù)，也就是螺栓預(yù)緊力。

3.2 平衡活塞軸向力的計(jì)算

雙螺桿制冷壓縮機(jī)陽轉(zhuǎn)子軸向力一般較大，因此為了平衡較大的轉(zhuǎn)子軸向力，減小軸向定位軸承的承載負(fù)荷，延長(zhǎng)軸承壽命，往往在其上裝設(shè)平衡活塞，以平衡一部分從壓縮機(jī)排氣端面指向吸氣端面的軸向力。平衡活塞所產(chǎn)生的軸向力可以按照下式計(jì)算

圖5 轉(zhuǎn)子軸向受力示意圖

平衡活塞所產(chǎn)生的軸向力Fb的方向，總是由吸氣端指向排氣端。為了得到一定的Fb數(shù)值，可改變液壓缸壓力pb或者平衡活塞直徑Db。但是在一般的機(jī)器設(shè)計(jì)中，pb常選取機(jī)組的供油壓力或者排氣壓力。所以通常采用用調(diào)整Db的方式來達(dá)到所要求的Fb數(shù)值。但是，壓縮機(jī)在實(shí)際運(yùn)行過程中，pb為動(dòng)態(tài)壓力，從而導(dǎo)致Fb為周期性波動(dòng)。因此，研究Fb的周期波動(dòng)特性，對(duì)平衡活塞設(shè)計(jì)以及軸承選擇有十分重要的作用。

4 結(jié)果與討論

在轉(zhuǎn)子軸向受力實(shí)驗(yàn)研究過程中，通過轉(zhuǎn)子軸向合力實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)在開啟平衡活塞供油壓力的情況下，轉(zhuǎn)子軸向合力的波動(dòng)幅度很大。經(jīng)過分析，其原因有可能是平衡活塞供油壓力波動(dòng)大，從而導(dǎo)致轉(zhuǎn)子軸向合力波動(dòng)幅度增大。因此，本實(shí)驗(yàn)分別對(duì)開啟平衡活塞供油以及關(guān)閉平衡活塞供油工況下的轉(zhuǎn)子軸向合力進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究。同時(shí)，還研究了平衡活塞供油壓力及平衡活塞軸向力的波動(dòng)特性。

4.1 開、關(guān)平衡活塞供油轉(zhuǎn)子軸向合力的變化

圖6 不同工況下開啟平衡活塞供油轉(zhuǎn)子軸向合力變化

表2 不同工況下開啟平衡活塞供油轉(zhuǎn)子軸向合力波動(dòng)幅度

圖6表示出了在開啟平衡活塞供油壓力的情況下，3個(gè)工況下轉(zhuǎn)子軸向合力的變化趨勢(shì)。從圖中可以看出，在開啟平衡活塞供油情況下，0～35 ℃工況下的轉(zhuǎn)子軸向合力最大，-5～30 ℃工況下的轉(zhuǎn)子軸向合力次之，-40～40 ℃工況下的轉(zhuǎn)子軸向合力最小，這主要與不同工況下齒間容積內(nèi)整體的氣體壓力水平有關(guān)。另外，3個(gè)工況下，轉(zhuǎn)子軸向合力的最大值、最小值以及波動(dòng)幅度如表2所示。從表中可以看出，在開啟平衡活塞供油壓力的情況下，3個(gè)工況下的軸向合力波動(dòng)幅度在4000 N左右，波動(dòng)幅度較大。

另外，壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速為2960 r/min，且陽轉(zhuǎn)子有五個(gè)齒。因此，根據(jù)理論分析，轉(zhuǎn)子軸向合力的頻率應(yīng)為250 Hz。但是，從圖8中不難看出轉(zhuǎn)子軸向合力的頻率卻為50 Hz。產(chǎn)生這種情況的原因主要是由于柱塞泵給平衡活塞的供油壓力頻率為50 Hz，據(jù)此可以推斷平衡活塞軸向力對(duì)轉(zhuǎn)子軸向合力的影響很大，從而導(dǎo)致了轉(zhuǎn)子軸向合力波動(dòng)頻率和理論分析的波動(dòng)頻率不一樣。

根據(jù)上述分析，進(jìn)行了關(guān)閉平衡活塞供油工況下轉(zhuǎn)子軸向力的實(shí)驗(yàn)研究，如圖7所示。從圖中可以看到，沒有了波動(dòng)頻率為50 Hz平衡活塞軸向力的影響，轉(zhuǎn)子軸向合力的頻率為250 Hz。另外，還可以發(fā)現(xiàn)沒有了平衡活塞軸向力的抵消作用，軸向定位軸承所承受的轉(zhuǎn)子軸向合力增大了很多，嚴(yán)重影響軸承壽命。軸向合力恢復(fù)為250 Hz后，3個(gè)工況的軸向合力的波動(dòng)幅度由原來的4000 N左右降低到了2000 N左右，波動(dòng)幅度明顯減小，如表3所示。

圖7 不同工況關(guān)閉平衡活塞供油轉(zhuǎn)子軸向合力變化

表3 不同工況下關(guān)閉平衡活塞供油轉(zhuǎn)子軸向合力波動(dòng)幅度

圖8 雙螺桿制冷壓縮機(jī)油氣路系統(tǒng)圖

4.2 平衡活塞供油壓力及平衡活塞軸向力

圖8示出了雙螺桿制冷壓縮機(jī)的油氣路系統(tǒng)。從圖中可以看到，從壓縮機(jī)排氣孔口排出的制冷劑以及油氣混合物進(jìn)入油分離器，在油分離器中將制冷劑與潤(rùn)滑油進(jìn)行分離，分離出來的氣態(tài)制冷劑分別進(jìn)入冷凝器與蒸發(fā)器，然后回到壓縮機(jī)吸氣口，完成氣路循環(huán)。油分離器分離出來的潤(rùn)滑油由于其溫度較高，大部分的潤(rùn)滑油會(huì)先進(jìn)入到油冷卻器，在油冷卻器之中冷卻降溫到40 ℃左右，然后進(jìn)入油過濾器。另外的潤(rùn)滑油則經(jīng)過油泵加壓之后，進(jìn)入到位于壓縮機(jī)排氣端座的主供油口，通過機(jī)體內(nèi)部右路分別向滑動(dòng)軸承、平衡活塞以及軸封等處供油。油分與柱塞泵之間的油壓差采用油壓控制器來進(jìn)行控制，供油壓差一般控制在0.1 MPa到0.3 MPa之間。

圖9所示為平衡活塞供油壓力的動(dòng)態(tài)變化，從圖中可以看出供油壓力的波動(dòng)頻率為50 Hz，這主要是因?yàn)槠胶饣钊┯褪褂玫氖侵脕磉M(jìn)行，柱塞泵的自身頻率為50 Hz。在每一個(gè)波動(dòng)周期內(nèi)，還存在5個(gè)小的波動(dòng)，這主要是因?yàn)閴嚎s機(jī)陽轉(zhuǎn)子齒數(shù)為5，從而導(dǎo)致平衡活塞供油壓力受壓縮機(jī)排氣的影響，從而出現(xiàn)5個(gè)局部波動(dòng)。另外，還可以發(fā)現(xiàn)平衡活塞供油壓力的最大值約為2150 kPa，最小值約為1450 kPa，波動(dòng)幅度約為700 kPa，波動(dòng)幅度較大，因此，本文對(duì)動(dòng)態(tài)供油壓力下的平衡活塞軸向力也進(jìn)行了計(jì)算。

圖9 平衡活塞供油壓力

圖10 平衡活塞軸向力

圖10表示出了壓縮機(jī)平衡活塞軸向力的動(dòng)態(tài)變化，從圖中可以看出，平衡活塞軸向力的頻率為50 Hz，這主要是由平衡活塞供油壓力的波動(dòng)頻率為50 Hz所導(dǎo)致的。在平衡活塞軸向力每個(gè)周期波動(dòng)范圍內(nèi)，還存在5個(gè)小的局部波動(dòng)，這主要是因?yàn)閴嚎s機(jī)陽轉(zhuǎn)子齒數(shù)為5，從而導(dǎo)致平衡活塞供油壓力受壓縮機(jī)排氣波動(dòng)影響，進(jìn)而影響平衡活塞軸向力。另外，還可以發(fā)現(xiàn)平衡活塞軸向力的波動(dòng)幅度很大，周期內(nèi)最大值為23500 N左右，最小值為16500 N左右，波動(dòng)幅度約為8000 N，從而驗(yàn)證了轉(zhuǎn)子軸向合力波動(dòng)幅度較大主要是由平衡活塞軸向力波動(dòng)幅度較大引起的，而平衡活塞軸向力波動(dòng)幅度較大又是由于平衡活塞供油壓力波動(dòng)幅度較大引起。因此，需要針對(duì)平衡活塞供油壓力波動(dòng)幅度較大的缺點(diǎn)進(jìn)行改進(jìn)，以延長(zhǎng)壓縮機(jī)軸向力承載軸承的使用壽命。

5 結(jié)論

本文對(duì)雙螺桿制冷壓縮機(jī)在開、關(guān)平衡活塞供油壓力下的轉(zhuǎn)子軸向力以及平衡活塞軸向進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)研究，并對(duì)平衡活塞供油壓力進(jìn)行了動(dòng)態(tài)監(jiān)測(cè)，得到了平衡活塞軸向力的波動(dòng)曲線，結(jié)果表明：

（1）轉(zhuǎn)子軸向合力在開啟平衡活塞供油的情況下，合力的頻率為50 Hz，且波動(dòng)幅度較大，約為4000 N；轉(zhuǎn)子軸向合力在關(guān)閉平衡活塞供油情況下，合力的頻率為250 Hz，且波動(dòng)幅度較小，由原來的4000 N左右減小到了約1500 N。因此，平衡活塞軸向力對(duì)轉(zhuǎn)子軸向合力的波動(dòng)特性影響很大。

（2）平衡活塞供油壓力的波動(dòng)幅度約為700 kPa，導(dǎo)致平衡活塞軸向力的波動(dòng)高達(dá)8000 N左右。因此，在系統(tǒng)設(shè)計(jì)過程中要充分考慮平衡活塞供油，盡可能減小油壓波動(dòng)，以延長(zhǎng)軸向力承載軸承的使用壽命。