離心式制冷壓縮機氣體動壓推力軸承靜特性的數值分析

王春 ，趙遠揚 ，高志成

(1.青島科技大學 機電工程學院，山東 青島 266061；2.廣東智空動力科技有限公司，廣東 佛山 528216)

離心式冷水機組廣泛應用于商用空調系統中，離心式制冷壓縮機是該系統的核心設備[1]。傳統商用中央空調的離心式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，同時會使潤滑油混入制冷劑中，長期使用會影響換熱器的換熱效果，制冷性能下降[2]。傳統增速齒輪結構的零件多，結構復雜，體積大，無法滿足現代離心式制冷壓縮機高速、無油和小型化的需求[3]。

近年來，隨著磁懸浮軸承技術的突破，采用磁懸浮離心式制冷壓縮機的空調系統逐漸成熟并得到應用[4]。該壓縮機采用高速電動機(使用磁懸浮軸承)直接驅動，克服了傳統增速齒輪使用潤滑油和體積大的缺點；但磁懸浮技術作為一種主動控制技術，控制系統復雜，磁懸浮軸承及其控制系統的成本較高[5-6]。

采用氣體軸承替代磁懸浮軸承的氣懸浮離心式制冷壓縮機是該類壓縮機的發展方向之一。氣懸浮離心式制冷壓縮機同樣克服了傳統增速齒輪結構的缺點，且具有成本低和無需主動控制等優點，但氣體軸承的承載力較低[7-12]。目前常用的氣體軸承多以空氣、氦氣為工作介質，而離心式制冷壓縮機用氣體軸承的工作介質為制冷劑(如R134a)，研究實際氣體環境下的軸承特性及其對制冷系統性能的影響十分重要，本文通過數值模擬方法，對R134a氣體動壓推力軸承的承載性能進行研究。

1 軸承布置方式

在離心式制冷壓縮機中，當采用磁懸浮軸承時，由于磁懸浮軸承承載力高，可以采用圖1a所示結構將葉輪放在軸的同側。而氣懸浮離心式制冷壓縮機的主軸支承系統由一套氣體動壓推力軸承系統組成，包括徑向氣體軸承和軸向氣體軸承。由于氣體軸承承載能力小，可通過葉輪的布置方式進行彌補。氣懸浮離心式制冷壓縮機葉輪位置、軸承位置示意圖如圖1b所示。采用圖1b的葉輪布置方式，2個葉輪產生的軸向力方向相反，可以部分抵消，從而降低了整個轉子的軸向力，在結構上部分補償了氣體軸承承載力低的缺點。

圖1 離心式制冷壓縮機中不同軸承布置示意圖

2 數值模型

利用CFD方法對氣體動壓推力軸承內部的流動進行數值模擬，基本過程如圖2所示。

圖2 氣體動壓推力軸承的CFD模擬流程

2.1 軸承幾何模型

如圖3a所示，氣體動壓推力軸承由平箔片、波箔片和軸承底座的8個扇形區域組成，h，H分別為平段氣膜厚度和斜坡段氣膜最大厚度，δh為楔形面高度。每個扇形區域由一段水平箔片和一段斜坡箔片組成，受載如圖3b所示，中間區域為氣膜，為簡化數值計算模型，將軸承簡化為剛性軸承，即僅研究流體區域(圖3c)。選用軸承的基本參數見表1。

圖3 氣體動壓推力軸承結構

表1 氣體動壓推力軸承基本參數

2.2 邊界條件與數值方法

采用六面體網格對上述氣膜結構進行網格劃分。在厚度方向上進行分層，并添加邊界層，經網格無關化驗證，最終網格數為1×105，如圖4所示。

圖4 氣膜網格

實際運行過程中軸承表面靜止，推力盤以轉軸為中心做旋轉運動。在計算模型中將軸承簡化為靜止壁面，推力盤簡化為旋轉壁面。如圖5所示，氣膜上表面設置為靜止壁面，表征軸承壁面；氣膜下表面設置為旋轉壁面，旋轉方向從斜坡段(厚)向平段(薄)，表征推力盤的轉動；四周設置為開放式邊界，允許氣體自由進出。

圖5 氣膜邊界條件

將軸承內部的流動簡化為制冷劑的層流，采用層流模型進行計算，給定旋轉壁面的轉速，出入口及開放式邊界均為壓力邊界條件。開放式邊界的壓力設置為0.356 MPa的軸承運行環境壓力，溫度為280 K。

3 結果分析

3.1 氣膜厚度和轉速對承載力的影響

如圖6所示，氣膜分為平段和斜坡段，斜坡段的平均厚度要大于平段，高壓氣體從斜坡段氣膜進入平段氣膜，在轉速的影響下氣體被擠入平段氣膜形成動壓效應，從而形成承載力。因此平段和斜坡段氣膜的厚度決定著其承載力的大小，a，b為斜坡段氣膜兩邊的直線距離，改變a和b的值就可以改變斜坡段氣膜占整體氣膜的比例，斜坡段氣膜最大厚度始終保持為平段氣膜厚度的3倍(H= 3h)。

圖6 氣膜示意圖

平段氣膜厚度為10 μm，斜坡段氣膜厚度為30 μm，轉速分別為10 000，30 000 r/min時的氣膜壓力分布如圖7所示：當轉速為10 000 r/min時，氣膜壓力整體處于低壓力下，未形成高壓區域，此時承載力也較低；當轉速增大到30 000 r/min時，氣膜壓力呈明顯的區域性分布，在平段氣膜與斜坡段氣膜交界的楔形區域偏向氣膜外緣處形成高壓區域，這是因為氣體從較厚氣膜處被旋轉的壁面帶到較窄氣膜處，在兩者交界的地方聚集，形成高壓區，由于外緣轉速高的原因，帶入的氣體多，壓力也大。

圖7 平段氣膜厚度為10 μm時不同轉速下氣膜壓力分布

當轉速(10 000 r/min)固定，平段氣膜厚度分別為10，25 μm時，氣膜壓力分布云圖如圖8所示：當氣膜厚度為10 μm時，氣膜壓力呈現出明顯的區域性分布；當氣膜厚度增大到25 μm時，氣膜壓力分布不再呈橢圓形遞減的趨勢，而是呈長條形從氣膜外邊緣向內邊緣遞減。當氣膜厚度增大到一定值后，平段氣膜與斜坡段氣膜交界處產生的楔形區域變化不再明顯，因為足夠寬的氣膜厚度能夠使氣體很容易從斜坡氣膜處進入到平段氣膜處，楔形區域不再能夠存留較多氣體，即動壓效應明顯下降。形成長條形氣膜壓力分布且由外邊緣逐漸向內邊緣遞減的原因：氣體在氣膜內很容易通過楔形區域，使兩端氣膜內的壓力相同，而越靠近氣膜外緣處的壁面線速度越大，動壓效應越強，因此氣膜壓力向內邊緣遞減。

圖8 轉速為10 000 r/min時不同氣膜厚度下的壓力分布

承載力隨著平段氣膜厚度和轉速的變化如圖9所示：當氣膜厚度相同時，承載力隨轉速增大而增大，氣膜厚度為10 μm時，轉速從10 000 r/min增大到30 000 r/min，承載力從310 N增大到490 N；當轉速相同時，氣膜厚度越小，承載力越大；從承載力增大的幅度看，低轉速時承載力增幅較為緩慢，隨轉速增大承載力增幅加快，且氣膜厚度較小時承載力增幅較大，隨氣膜厚度增大，承載力增幅變慢。當氣膜厚度較小時，氣膜內的楔形區域明顯，氣體的動壓效應明顯，且動壓效應隨轉速增大更為明顯；當氣膜厚度逐漸增大后氣膜內的楔形區域不明顯，所形成的動壓效應不再是承載力增大的主要原因，其中轉速自身也是承載力增大的影響因素，當轉速增幅不大時，承載力增大不明顯。

圖9 承載力隨平段氣膜厚度和轉速的變化

3.2 斜坡占比對承載力的影響

圖6給出了定義斜坡段面積所用的參數a，b，扇形氣膜中當上下2個圓弧相同時，改變a，b的值就可以改變斜坡段所占整體氣膜的比例。本節通過改變a，b的值，構造出斜坡段所占比例(簡稱斜坡占比)分別為25%，35%和45%的3種氣膜物理結構，在保證其他參數不變的情況下，研究斜坡占比對軸承承載性能的影響。

承載力隨著轉速以及斜坡占比的變化如圖10所示：斜坡占比相同時，隨轉速增大，承載力呈非線性增大，且增幅越來越大；斜坡占比從25%增大到35%時，承載力增大約20 N，斜坡占比增大到45%時，承載力幾乎不再增大。當氣膜厚度相同時，隨轉速增大氣膜楔形區域內的動壓效應明顯增強，導致承載力呈非線性增大；斜坡占比會改變氣膜內楔形區域的面積，隨著斜坡占比增大到一定程度(斜坡占比大于35%)，楔形區域面積增大，動壓效應增強，承載力增大，但當斜坡區域面積再增大時，楔形區域整體增大，楔形區域的最小厚度也有很大程度的增大，反而導致動壓效應不會增強甚至可能減弱：因此適當的斜坡占比有助于提高軸承承載能力。

圖10 承載力隨斜坡占比和轉速的變化

3.3 斜坡開口厚度對承載力的影響

本文前面計算的基礎為H=3h，在軸承設計、制造時應當保持一定的關系。但裝配誤差、高載荷下的運行等因素會使軸與軸承發生偏移，導致有的地方軸承與軸更接近，氣膜開口變小，有的地方離軸較遠，氣膜開口變大，因此有必要建立物理模型，模擬氣膜在不同開口時的氣膜壓力分布以及對軸承承載性能的影響。本文建立平段氣膜為10 μm時，斜坡開口厚度分別為20，30，40 μm時的物理模型進行模擬。

不同斜坡開口厚度下承載力隨轉速的變化如圖11所示，不同開口厚度對承載力的影響不大，當開口厚度為20，40 μm時軸承的承載力比開口厚度為30 μm時的低，但降低的較少。因為只有斜坡開口厚度與平段氣膜開口厚度呈現一定比例時才能達到最優的承載力，當兩者的比例偏大或偏小時都會對軸承承載性能產生一定的影響。

圖11 不同斜坡開口厚度下承載力隨轉速的變化

4 結論

建立了氣體動壓推力軸承物理模型，采用CFD方法研究了平均氣膜厚度、轉速、斜坡占比和斜坡開口厚度對其氣膜壓力分布以及承載力的影響，得到如下結論：

1)氣膜整體呈現出橢圓形區域的分層狀態，最高壓力區域出現在平段氣膜與斜坡段氣膜交界位置；隨轉速增大，氣膜壓力分布的分層現象逐漸明晰。

2)平段氣膜厚度在10～20 μm之間的氣膜壓力分布變化呈現出以橢圓形向四周遞減的規律；當氣膜厚度增大到25 μm時，氣膜壓力分布呈長條形從氣膜外邊緣向內邊緣遞減；斜坡占比從25%上升到35%時，氣膜壓力和承載力明顯增大。

3)改變斜坡開口厚度對軸承的承載力影響不大；斜坡開口厚度與平段氣膜開口厚度呈現一定比例時才能達到最優的承載力，當兩者的比例偏大或者偏小時都會使承載性能降低，但降低的較少。