关于压缩机摩擦剖析

　　1径向轴承摩擦功的分析计算

　　在7对摩擦副中，有三对摩擦副可以认为是径向轴承的相对运动。他们是动盘轴承套和曲轴的曲拐（摩擦副5），曲轴轴径1与主轴承（摩擦副6）和曲轴轴径2与副轴承（摩擦副7）。动盘轴承套和曲轴曲拐所组成的径向轴承的摩擦副比较特别，动盘轴承套在做平动，曲拐在做转动，相对运动的结果仍是曲轴的曲拐在动盘轴承里做纯转动，只不过是载荷由轴承传到了轴上。另外，高压型涡旋压缩机对曲轴的润滑是通过处于高压下的底部油池和处于中间压力的背压之间的压力差输送到各轴承和轴径之间，并通过轴径表面上与轴线方向成一定角度的斜槽使油均布在轴径表面上。理论上说，经过一次平衡和二次平衡计算以后的涡旋压缩机主轴，应是轻载轴承，但由于平衡块尺寸和装配空间的限制，使二次平衡后的主轴仍有一定载荷，这时，载荷与摩擦力之间的关系可通过润滑力学的分析来得到。考虑到三个轴承供油充分，可给出动载荷下的无限长径向轴承油膜的承载能力。

　　上述方程是很难求得其一般分析解的，但在涡旋压缩机的设计计算时发现，涡旋压缩机的动盘载荷在曲轴旋转角从0到排气角变化时呈增长趋势，继续增大，载荷呈下降趋势，而在整个周期的运动过程中，轴承载荷变化幅度不是很大。不仅如此，涡旋压缩机的动盘载荷的方向与位置之间的相位始终保持恒定。图2，3所示的为压缩机轴承载荷和相位分布图。

　　2其他摩擦副的润滑摩擦功率分析

　　动，静涡旋侧面之间的运动属于共轭曲线间的啮合，属于滚动摩擦范畴，理论摩擦系数应是极小的。但由于动，静涡旋的材料实际上是非刚性材料，接触点附近的表面存在变形，形成接触表面和表面接触力，啮合的齿之间还存在一定的滑动摩擦。在空调系统含油量不少于0.005（5‰）的情况下，压缩机吸入的制冷工质气体和油蒸气的混合物会在啮合的齿之间形成一层薄膜，在动，静涡旋盘的轴向同心度，动静涡旋盘齿的表面精度比较高的前提下，该摩擦力还是比较小的。涡旋压缩机动，静盘端面间（包括啮合齿端面）的摩擦属于滑动摩擦，其滑动摩擦系数与两涡旋盘的材料，表面加工精度，装配精度和运行中制冷剂气体的含油量有关。对于这两对摩擦副的摩擦系数的选取如图4所示。图中示出了表面粗糙度与油膜厚度的相对大小不同时边界润滑情况下的摩擦系数曲线。其中：横坐标中，U，p分别为润滑油动力粘度，相对滑动速度和单位面积轴承载荷。

　　h为间隙为平均粗糙度。当油膜厚度与平均粗糙度相当时，摩擦系数处于*低的区域。在产品生产中，一般对动，静盘先进行磨合，使h与%比较相当，从而降低摩擦系数，并部分消除装配误差带来的附加接触力。取这两对摩擦副的摩擦系数分别为0. 003和0.005.其中：Fm为齿间的接触力，由涡旋压缩机的动力计算获得式中：Fd为两盘端面的接触力，由涡旋压缩机的动力计算获得。十字环和动涡旋盘及支架这间的摩擦系数可以根据不同的装配结构来确定。在高压型立式涡旋压缩机结构中，十字环的1/2浸没在油中，另1/2也受到油雾较充分的润滑式中，N1，N2为十字环与静，动盘之间的接触力，可通过十字环的动力模型求解。十字环与动，静盘之间的正压力很小，如果是粗略计算，这部分摩擦功可忽略。

　　需要指出的是，在涡旋压缩机动力学模型的数值求解中，计算各个接触力，各曲轴轴承载荷时用到了摩擦系数，这时的摩擦系数是以文献推荐的值为初值带入的。将由此得出的载荷代入摩擦功损的计算模型中，得出新的摩擦系数的值，再回代入动力学模型，进行迭代计算，*后得到满足精度要求的摩擦系数值，再进行功率计算。

　　3提高机械效率的途径

　　由于十字环和动盘及十字环和支架体之间的摩擦所引起的摩擦功率往往只有十几瓦，与总体的摩擦功率（接近1kW）相比可以忽略。同样可以忽略的还有啮合齿间的摩擦功率。图5给出了几种摩擦副的摩擦功率和总摩擦功率图。图中：B为动盘轴承上的摩擦功率，C为副轴承上的摩擦功率，D为主轴承上的摩擦功率，E为动，静盘底面间的摩擦功率，F为总的摩擦功率。可以看出，理论计算的结果是主轴承，动盘轴承和副轴承上的摩擦功率占总功率的绝大部分，动，静盘底面间的摩擦功率并不是很大。如果以涡旋压缩机的机械效率为目标函数，可以调节其基本尺寸参数，使压缩机的载荷分布*合理，从而机械损失*小，机械效率*高。另外，对于实际工作的压缩机，还应从压缩机的结构工艺入手。在对压缩机的性能检测实验中发现，实测的涡旋压缩机的背压力比计算得到的值大很多，这就导致动，静盘底面间的摩擦力和摩擦功率大增。究其原因，是高压型涡旋压缩机的供油方式造成的。高压的油从底部油池通过曲轴中心的油道被压至中间压力的背压腔，在这样一个通道中不可避免地将高压气体充入中间压力腔，从而造成实际背压力的增大。为此，还需合理设计油路系统，既保证运动件的充分润滑，又保证泄漏的通道不要太大。