萬(wàn)鵬凱，徐 嘉，任麗萍

(1.空調(diào)設(shè)備及系統(tǒng)運(yùn)行節(jié)能國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，廣東 珠海 519070；2.珠海格力電器股份有限公司，廣東 珠海 519070)

1 引言

雙缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)具有上下2個(gè)氣缸，工作相位相差180°，可以使負(fù)荷扭矩的變化趨于平緩，因而雙缸壓縮機(jī)廣泛應(yīng)用于較大功率場(chǎng)合[1]。但在雙缸壓縮機(jī)開(kāi)發(fā)過(guò)程中，經(jīng)常會(huì)碰到泵體的平面發(fā)生異常磨損情況，包括法蘭端面、中間隔板端面和上下滾子的端面。在泵體平面發(fā)生磨損后，壓縮機(jī)的效率明顯下降，嚴(yán)重的情況下，會(huì)發(fā)生壓縮機(jī)異常停機(jī)和損壞現(xiàn)象。對(duì)于轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)中曲軸和法蘭之間的磨損，滑片頭部和滾子外圓之間的磨損，以及滑片與滑片槽之間的磨損的研究較多[2-4]，但對(duì)于滾子與法蘭和隔板端面之間的磨損研究較少。因此，展開(kāi)對(duì)轉(zhuǎn)子壓縮機(jī)泵體平面磨損問(wèn)題的研究。

在實(shí)際壓縮機(jī)開(kāi)發(fā)過(guò)程中，針對(duì)泵體平面磨損問(wèn)題，通常會(huì)放大滾子和氣缸的端面間隙，但這會(huì)增加端面的泄漏，而影響壓縮機(jī)的效率[5]。在壓縮機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)階段，如何合理地設(shè)計(jì)氣缸滾子端面高度間隙，既保證壓縮機(jī)可靠性，又不讓壓縮機(jī)產(chǎn)生較大的性能衰減，是亟需解決的問(wèn)題。因此，本文以某款雙缸滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)為研究對(duì)象，考慮螺釘預(yù)緊力、氣體力和溫度載荷對(duì)泵體的變形進(jìn)行計(jì)算分析，研究各因素對(duì)泵體平面磨損的影響規(guī)律，并進(jìn)行相應(yīng)的試驗(yàn)研究。

2 泵體的變形分析

壓縮機(jī)在正常運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，泵體在壓縮機(jī)內(nèi)部，主要受到鎖合螺釘?shù)念A(yù)緊載荷、泵體內(nèi)外的氣體力和泵體自身的溫度載荷。

2.1 螺釘預(yù)緊載荷對(duì)泵體變形的影響

以某款雙缸壓縮機(jī)為研究對(duì)象，泵體包括4顆M6定心螺釘，穿過(guò)上法蘭，固定在上氣缸上；4顆M6鎖合螺釘，穿過(guò)下蓋板、下氣缸和隔板，固定在上氣缸上。泵體通過(guò)三點(diǎn)焊接，固定在殼體上。通過(guò)有限元建模，得到其計(jì)算模型材料參數(shù)如表1所示。

表1 仿真材料參數(shù)

當(dāng)泵體只受到螺釘預(yù)緊載荷，分別計(jì)算螺釘力矩為10 Nm、15 Nm和20 Nm三種情況下泵體的變形情況。螺釘預(yù)緊力F與螺釘預(yù)緊力矩T之間的關(guān)系：T=K·F·D。其中，K為扭矩系數(shù)，一般取0.2，D為螺釘直徑。在Patran中，將螺釘預(yù)緊力加載在螺釘上，得到上下腔端面高度方向的變形結(jié)果如圖1所示。圖2展示了上、下腔端面高度間隙最大壓縮量與螺釘力矩的關(guān)系，從結(jié)果上看，隨著扭矩的增大，泵體的壓縮腔內(nèi)的高度方向的壓縮量成線性增大的趨勢(shì)。對(duì)比上腔和下腔的變形趨勢(shì)，可以看出，隨著螺釘力矩的增大，下腔壓縮量的增長(zhǎng)幅度更大。螺釘力矩每增加1 Nm，上腔壓縮量增大0.243 μm，下腔壓縮量增大0.496 μm。

圖1 不同扭矩下泵體工作腔端面變形仿真結(jié)果

圖2 螺釘扭矩與工作腔端面變形間的關(guān)系

2.2 氣體載荷對(duì)泵體變形的影響

壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，由于內(nèi)部吸排氣存在壓差，且泵體外部處在高壓環(huán)境中，因此，對(duì)于整個(gè)泵體，其受到的氣體力存在受力面積大，且分布不均勻的情況。而對(duì)于不同的工況，存在不同的吸排氣壓力，分別計(jì)算無(wú)氣體力、國(guó)標(biāo)工況和高壓差工況，進(jìn)行結(jié)果對(duì)比，觀察氣體力在泵體變形過(guò)程中的影響規(guī)律。

從結(jié)果上可以看出，在加上氣體力后，泵體腔內(nèi)端面的壓縮量均是呈增大的趨勢(shì)，且壓差越大，壓縮量增加的也越大。從方案1到方案2，上腔的壓縮量明顯增大，主要是因?yàn)楫?dāng)泵體從不受到氣體力，到受到氣體力，泵體上下腔的端面受力發(fā)生變化，變形形式也發(fā)生明顯的變化。從圖3可以看出，在只受到螺釘預(yù)緊載荷的情況下，上下腔的端面明顯發(fā)生了傾斜。對(duì)比方案2和方案3，壓差從2.38 MPa增大到3.77 MPa，上腔的壓縮量增大了1.78 μm，下腔壓縮量增大了1.682 μm(圖4)。

圖3 不同氣體力下泵體工作腔端面變形仿真結(jié)果

圖4 氣體壓差與工作腔端面變形間的關(guān)系

2.3 溫度載荷對(duì)泵體變形的影響

壓縮機(jī)在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，殼體內(nèi)部處于高溫狀態(tài)，而高溫對(duì)于金屬材料的泵體變形來(lái)說(shuō)，不可忽視。為了驗(yàn)證溫度對(duì)泵體變形的影響，計(jì)算模型中，只考慮螺釘預(yù)緊力和溫度載荷，且采用均勻溫度場(chǎng)，分別計(jì)算在螺釘力矩15 Nm下，從室溫30 ℃升高到90 ℃、120 ℃和150 ℃三種情況。

從圖5計(jì)算結(jié)果可以看出，在均布溫度載荷下，上下腔的端面均朝下發(fā)生較大的偏移。隨著溫度的上升，泵體的工作腔端面的壓縮量是呈下降的趨勢(shì)，即上下腔的間隙在擴(kuò)大。

圖5 不同溫度下泵體工作腔端面變形仿真結(jié)果

從上述的仿真結(jié)果可以看出，預(yù)緊力矩和氣體載荷，會(huì)使泵體上下腔的端面高度間隙減小，而溫度的存在又使上下腔的端面高度間隙增大。但同時(shí)，滾子的高度也會(huì)隨著溫度的升高而進(jìn)行膨脹，當(dāng)滾子高度的膨脹量大于工作腔高度間隙時(shí)，滾子和法蘭與隔板的端面就有可能會(huì)發(fā)生磨損。而且，從材料的熱膨脹系數(shù)來(lái)看，滾子的熱膨脹系數(shù)大于氣缸法蘭材料的熱膨脹系數(shù)，因此，隨著溫度升高，溫度對(duì)泵體的可靠性就越不利(圖6)。

3 泵體溫度分布測(cè)試

而在真實(shí)的工況中，泵體一直處于吸排氣狀態(tài)，泵體的溫度分布會(huì)呈現(xiàn)非均勻的復(fù)雜狀態(tài)。因此，通過(guò)設(shè)計(jì)試驗(yàn)，在壓縮機(jī)泵體的主要零件上分別布置溫度傳感器，通過(guò)多通道溫控儀及PLC上位機(jī)實(shí)行溫度數(shù)據(jù)實(shí)時(shí)監(jiān)控和采集。

壓縮機(jī)采用R410A冷媒，啟動(dòng)后，首先進(jìn)行工況1測(cè)試。此時(shí)樣機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)頻率為60 Hz，吸氣壓力為1.22 MPa，排氣壓力為2.58 MPa，吸氣溫度為26.2 ℃。經(jīng)過(guò)一定的時(shí)間后，工況穩(wěn)定，泵體各測(cè)點(diǎn)的溫度也處于穩(wěn)定狀態(tài)。工況2為極限可靠性工況，此時(shí)通過(guò)手閥將泵體的吸氣口完全關(guān)閉，讓泵體處于“抽真空”狀態(tài)，并且提高壓縮機(jī)的運(yùn)轉(zhuǎn)頻率到90 Hz。此時(shí)冷媒不能在壓縮機(jī)內(nèi)部流動(dòng)，不能帶走泵體內(nèi)部摩擦副產(chǎn)生的溫度，因此，泵體的溫度會(huì)持續(xù)升高。通過(guò)溫度曲線可以看出，關(guān)閉手閥后，泵體溫度上升幅度有100 ℃左右，然后有趨于平穩(wěn)的趨勢(shì)。但經(jīng)過(guò)約30 min，各零件的溫度出現(xiàn)了明顯震蕩現(xiàn)象。

工況2運(yùn)行2 h后，下臺(tái)解剖壓縮機(jī)，發(fā)現(xiàn)壓縮機(jī)泵體上、下腔均發(fā)生泵體平面磨損現(xiàn)象，如圖。相比于上腔，下腔的磨損情況更嚴(yán)重。下法蘭端面靠近排氣口附近，出現(xiàn)明顯的機(jī)械磨痕，對(duì)應(yīng)的滾子端面也出現(xiàn)嚴(yán)重的磨損。推測(cè)磨損是在工況2溫度出現(xiàn)震蕩現(xiàn)象時(shí)發(fā)生的。

以工況2中泵體溫度開(kāi)始發(fā)生震蕩時(shí)的數(shù)據(jù)作為泵體的熱邊界，此時(shí)各個(gè)測(cè)點(diǎn)的溫度如圖7、8所示。通過(guò)在周向和軸向進(jìn)行線性插值，得到此時(shí)泵體的溫度分布情況如圖9所示。此時(shí)泵體的溫度最低點(diǎn)位于上氣缸的吸氣側(cè)145 ℃，溫度最高點(diǎn)位于隔板3#測(cè)點(diǎn)位置，為164 ℃。

圖7 工況1和工況2泵體溫度變化過(guò)程

圖8 工況1和工況2穩(wěn)定下泵體溫度

圖9 極限工況下泵體溫度場(chǎng)

在此溫度邊界下進(jìn)行熱力仿真，仿真分為兩個(gè)載荷步：第一個(gè)載荷步加載螺釘預(yù)緊載荷；第二個(gè)載荷步加載氣體力載荷和溫度載荷。計(jì)算結(jié)果如圖10所示。

圖10 極限工況下泵體工作腔端面變形結(jié)果

由于滾子的溫度無(wú)法直接測(cè)得，因此假設(shè)上、下滾子的溫度分別為對(duì)應(yīng)氣缸4個(gè)測(cè)點(diǎn)的平均溫度。那么此時(shí)上、下滾子的溫度分別為150.6 ℃和153.4 ℃。室溫為25 ℃，滾子熱膨脹系數(shù)為12.1e-6，初始高度為20 mm，通過(guò)簡(jiǎn)單計(jì)算，上、下滾子高度方向的熱膨脹變形分別為30.40 μm和31.07 μm。而此時(shí)，在螺釘預(yù)緊力、氣體力和溫度載荷的作用下，泵體上、下腔高度方向間隙的最小膨脹量分別為7.6 μm和8.3 μm。在樣機(jī)試制之前，通過(guò)對(duì)氣缸和滾子零件進(jìn)行計(jì)量，上、下初始高度方向平均間隙分別為18.91 μm和18.54 μm。此時(shí)，泵體上、下腔的總間隙分別為26.51 μm和26.84 μm，均小于滾子的熱膨脹量，因此判定泵體內(nèi)部平面會(huì)發(fā)生磨損，與試驗(yàn)結(jié)果一致。

4 結(jié)論

本文通過(guò)對(duì)比計(jì)算分析，溫度對(duì)泵體平面變形起著重要影響。通過(guò)試驗(yàn)測(cè)試，得到壓縮機(jī)運(yùn)行過(guò)程中泵體的溫度分布情況，并基于實(shí)測(cè)溫度邊界，進(jìn)行泵體結(jié)構(gòu)仿真，得到泵體工作腔端面的變形結(jié)果。結(jié)合泵體腔內(nèi)初始間隙和滾子的熱膨脹變形，可以對(duì)泵體的磨損進(jìn)行預(yù)測(cè)。通過(guò)對(duì)比，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果具有較好的一致性。此方法對(duì)壓縮機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)具有較強(qiáng)的指導(dǎo)意義。