单缸与双缸旋转式空气压缩机曲轴的动态性能分析外文翻译资料

英语原文共 10 页

单缸与双缸旋转式空气压缩机曲轴的动态性能分析

Haifeng Zhang ^a,b, Jianhua Wu^a,*, Fei Xie^b, Ang Chen^a, Yanzhong Li^a

^a School of Energy and Power Engineering, Xi#39;an Jiaotong University, Xi#39;an 710049, PR China

^b Shanghai Hitachi Electrical Appliances Co., Ltd., Shanghai 201206, PR China

摘要：

制冷用旋转式压缩机广泛用于空调之中。旋转式压缩机具有特殊的转子轴承系统，其弹性悬臂式曲轴在相互垂直的不同平面上都承载着动态的载荷。曲轴的较大的形变会影响油膜的厚度，使轴承磨损或甚至引起曲轴与轴瓦的摩擦。这一问题通常被研究人员认为是非线性的流体-结构相互作用的问题。为确保压缩机运行良好，本文分析了单缸和双缸压缩机曲轴在不同速度下的动态性能。进一步研究了平衡装置对转动部分可靠性的影响。计算结果表明，随转速变化曲轴的危险位置亦有变化。研究还发现，80％的动平衡配置是减少曲轴横向力和轴颈轴承磨损的最佳设计。

介绍

在用于空调的旋转式压缩机中（如图1所示），由电动机驱动的曲轴能够以较大的速度旋转。随着曲轴旋转，压缩室容积周期性地变化，并且对气缸中的制冷剂气体进行压缩。并且，考虑到旋转式压缩机的特殊结构，曲轴和电动机转子被制成了悬臂式。此外，曲轴处于大的动态载荷下，包括气体力和机械部件（偏心曲柄、滚子和电机转子上的平衡装置）的不平衡质量力。这样的后果就是，轴承的润滑形势会由于曲轴的变形而变得很严峻，如图2所示。更严重的是，如果曲轴弯曲程度变得更大，则会有转子-定子摩擦的发生。因此，为了确保旋转式压缩机良好运行，应分析曲轴在各种速度下的动态性能。

经典转子动力学是一个特殊的分支，其主要分析相应机械结构结构在超过临界速度的高速且横向载荷很小的情况下的动态特性。Ehrich（Ehrich，1991）研究了轴承-转子系统的一个分支学科，并指出了转子动态特性中的次谐波振动现象。Holmes（Holmes等，1978）发表了一篇论文，论述了轴颈轴承的周期性行为。布朗等人（1994）使用短轴承理论开发了一种刚性的、液压支撑轴颈轴承的简单模型。结果表明，当旋转不平衡力超过重力载荷时，轴承会出现无规律运动。Chang-Jian（2010）;Chang-Jian和Chen（2006）讨论了再碰摩、湍流效应和微极润滑剂等条件下非线性悬架下轴颈轴承支撑的转子动态特性。Kurka等人（2012）分析了往复式制冷压缩机动态模型中的粘弹性轴承载荷作用情况。在分析中使用Newtone-Euler方法，建立了描述系统运动的必需的微分方程，同时也可用于轴承轨道位移的计算。

1990年，Hattori和Kawashima（1990）提出了一种分析双旋转压缩机转子轴颈轴承系统的方法。曲轴采用基于有限元法的一维梁单元进行网格划分。采用短轴承理论来解决油膜力的相关问题。副轴承作为一个短轴承发挥作用，而主轴承作为两个短轴承发挥作用。由此可以获得曲轴的弹性弯曲变形，轴承载荷分布以及油膜的压力分布。1998年，Dufour等人（1998）也采用梁单元对曲轴进行网格划分；轴承由具有两个侧向平移的单节点元件建模，主轴承分为两部分。在他的工作中，油膜力由三个轴承的刚度和阻尼特性计算，使用的是轴承间隙和轴承载荷的经验方程。2003年，Dufour（Seve等人，2003）继续进行忽略气缸压力的变速压缩机的平衡过程的研究。在谢的研究中（Xie等，2006），将不平衡质量力和气体力纳入考虑，分析了高速与低速单缸旋转压缩机转子-轴颈轴承系统的动态特性。王等人（2013）应用三维实体有限元模型研究变速旋转压缩机转子-轴颈轴承系统的振动特性。在他的工作中，通过有限元软件ANSYS进行了转子动态模型的相关仿真工作。

变速旋转式压缩机能够在1200rpm至7200rpm的速度下运行，而定速旋转式压缩机的旋转速度通常在2850rpm至3650rpm之间。它们都远远低于达到润滑剂不稳定性的临界速度。此外，与传统的转子动力学模型不同，旋转式压缩机曲轴的宽径比要大得多，其弹性变形主要是由横向力引起。而且，旋转式压缩机主轴承的高度直径比几乎为3，所以长轴承理论和短轴承理论都不适合它。在表1中展示了更为详细的比较。

表1 现有的及之前的研究中转子轴承系统的不同

由于存在这些差异，我们有必要在设计阶段使用更合适的模型来预测曲轴的变形和油膜的分布。本文考虑了曲轴的弹性，采用二维有限元法来求解分析油膜，并且分析了单缸和双缸压缩机在不同速度下的动态特性。进一步研究了平衡器配置与构造对转子系统负荷的影响。

图1 (a)单缸往复式压缩机，(b)双缸往复式压缩机

力的分析

作用在曲轴上的横向载荷是气体力（F_g），偏心曲柄和滚子的不平衡质量力（F_ec），平衡块的不平衡质量力（F_b1，F_b2），叶片接触力（F_n，F_t）和轴颈轴承的油膜力（F_mj，F_sj），如图3所示。应该注意的是，这些横向力在不同的平面上，会导致曲轴的较大弹性形变，并且可能会导致轴颈轴承的磨损甚至是转子和定子之间摩擦。为了限制变形，要加长主轴承。而这样一来，油膜力会成为一种非线性的力。

曲轴曲柄上作用的载荷

气缸的横截面如图4所示。曲轴的曲柄部分被轴瓦包围。气缸的内部容积由叶片和轴瓦分成吸入室和压缩室。随着曲轴旋转，压缩室的容积减小，并且内部气体压力从P_s增加到P_c。作用在曲柄上的气体力F_g可以通过以下等式导出（Yanagisawa和Shimizu，1985）。

（1）

气体力F_g，偏心力F_ec，叶片接触力F_n和F_t都作用在曲柄部分上。组合载荷的幅度F_en和方向theta;_f如下所示。F_r和F_q分别是由等式（2）和（3）分别给出的曲轴载荷的径向和角度分量（Yanagisawa等，1982）。

（2）

（3）

（4）

（5）

图2 作用在单缸压缩机曲轴上的横向力

质量不平衡力矩

曲轴旋转的同时的有曲柄部分和滚子产生的较大偏心力。为了减小这种偏心力，上下平衡器安装在电机转子上，如图5所示。F_ec是曲柄和滚子的偏心力，F_b1和F_b2分别是上下平衡器的不平衡质量力。L_ec，L_b1，L_b2是处于曲轴下端的力臂。

曲柄，辊子和平衡块的质量不平衡力如下所示。

（6）

（7）

（8）

图3 (a)往复式压缩机曲轴上的横向力：y-z平面内的横向力，(b)x-y平面内的横向力

图4 气缸横截面：作用在曲轴曲柄上的气体力、偏心力与叶片接触力

对于刚性系统，动态平衡应设计为100％同步，可以以单缸压缩机为例。

（9）

（10）

同时，有

（11）

（12）

改变动态平衡即是要改变平衡器的重量。例如，要达到80％的动平衡就是要减少上平衡器和下平衡器的原始质量的20％。

油膜受力

旋转式压缩机的曲轴由主轴承和副轴承支撑，主轴承和子轴承是具有小间隙的流体动力轴承，如图6所示。由于曲轴的偏转和变形，在极端情况下轴颈轴承可能发生局部摩擦。由于油膜轴承具有“有限长度，动态载荷和轴向变化”，因此应用有限元法（FEM）来解决油膜的受力问题。

图5 往复式压缩机上的不平衡气体力：(a)单缸压缩机上的不平衡气体力，(b)双缸压缩机上的不平衡气体力

曲轴和轴承之间的油膜反作用力由雷诺方程计算如下：(Ito et al., 2006)

（13）

（14）

其中h是轴颈和轴承之间的油膜厚度，P是油压，q_j是轴承的圆周角，h是由排出压力和温度给出的油的粘度，C是轴颈和轴承之间的径向间隙，ε是与轴承中心有关的轴颈偏心。

双线性四节点矩形单元用于离散油膜，雷诺边界条件以方程（15）来计算，其中Gamma;c是域（Pgt; 0）和（P = 0）之间的未确定边界，Gamma;1和Gamma;2是 轴承末端的边界。

（15）

图6 轴承的结构：O_j为曲轴曲柄的中心，O_b为轴承中心

图7 单缸压缩机中曲轴的有限元模型.轴承轴承座的位置用虚线框标出.节点16与18为不平衡力的平衡装置

图8 双杠压缩机曲轴的有限元模型. 轴承轴承座的位置用虚线框标出.节点21与23为不平衡力的平衡装置

表2 有限元模型中承载力的节点

有限元模型

曲轴的动量方程为：

（16）

{X}是位移矢量，[M]是质量矩阵，[K]是刚度矩阵，[F]是外部载荷。由于曲轴以相对低的速度运转，其惯性力（不包括平衡重和惯性质量的惯性力）远小于外部载荷并且可以忽略。然后建立以下等式。

（17）

其中，{q}是位移矢量，{q̇}是速度矢量，{q} ={y, z, theta;_y, theta;_z}^T, F_g(theta;)是气体力，F_ba1(theta;)是平衡器的质量不平衡力矩，是油膜力，theta;是曲轴的旋转角度。

Timoshenko梁单元应用于网状曲轴。根据横截面形状，材料和结构，单缸压缩机和双缸旋转压缩机的轴分别如图7和图8所示啮合。以图7为例：首先，较薄的部分必须由至少一个单独的元素表示，如单元3和8，因为应力可能集中在那里。其次，由于转子和曲轴由不同的材料制成，元件16和

资料编号：[5507]

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