滚动转子式压缩机泵体平面磨损研究

万鹏凯，徐 嘉，任丽萍

(1.空调设备及系统运行节能国家重点实验室，广东 珠海 519070；2.珠海格力电器股份有限公司，广东 珠海 519070)

1 引言

双缸滚动转子式压缩机具有上下2个气缸，工作相位相差180°，可以使负荷扭矩的变化趋于平缓，因而双缸压缩机广泛应用于较大功率场合[1]。但在双缸压缩机开发过程中，经常会碰到泵体的平面发生异常磨损情况，包括法兰端面、中间隔板端面和上下滚子的端面。在泵体平面发生磨损后，压缩机的效率明显下降，严重的情况下，会发生压缩机异常停机和损坏现象。对于转子压缩机中曲轴和法兰之间的磨损，滑片头部和滚子外圆之间的磨损，以及滑片与滑片槽之间的磨损的研究较多[2-4]，但对于滚子与法兰和隔板端面之间的磨损研究较少。因此，展开对转子压缩机泵体平面磨损问题的研究。

在实际压缩机开发过程中，针对泵体平面磨损问题，通常会放大滚子和气缸的端面间隙，但这会增加端面的泄漏，而影响压缩机的效率[5]。在压缩机结构设计阶段，如何合理地设计气缸滚子端面高度间隙，既保证压缩机可靠性，又不让压缩机产生较大的性能衰减，是亟需解决的问题。因此，本文以某款双缸滚动转子式压缩机为研究对象，考虑螺钉预紧力、气体力和温度载荷对泵体的变形进行计算分析，研究各因素对泵体平面磨损的影响规律，并进行相应的试验研究。

2 泵体的变形分析

压缩机在正常运转过程中，泵体在压缩机内部，主要受到锁合螺钉的预紧载荷、泵体内外的气体力和泵体自身的温度载荷。

2.1 螺钉预紧载荷对泵体变形的影响

以某款双缸压缩机为研究对象，泵体包括4颗M6定心螺钉，穿过上法兰，固定在上气缸上；4颗M6锁合螺钉，穿过下盖板、下气缸和隔板，固定在上气缸上。泵体通过三点焊接，固定在壳体上。通过有限元建模，得到其计算模型材料参数如表1所示。

表1 仿真材料参数

当泵体只受到螺钉预紧载荷，分别计算螺钉力矩为10 Nm、15 Nm和20 Nm三种情况下泵体的变形情况。螺钉预紧力F与螺钉预紧力矩T之间的关系：T=K·F·D。其中，K为扭矩系数，一般取0.2，D为螺钉直径。在Patran中，将螺钉预紧力加载在螺钉上，得到上下腔端面高度方向的变形结果如图1所示。图2展示了上、下腔端面高度间隙最大压缩量与螺钉力矩的关系，从结果上看，随着扭矩的增大，泵体的压缩腔内的高度方向的压缩量成线性增大的趋势。对比上腔和下腔的变形趋势，可以看出，随着螺钉力矩的增大，下腔压缩量的增长幅度更大。螺钉力矩每增加1 Nm，上腔压缩量增大0.243 μm，下腔压缩量增大0.496 μm。

图1 不同扭矩下泵体工作腔端面变形仿真结果

图2 螺钉扭矩与工作腔端面变形间的关系

2.2 气体载荷对泵体变形的影响

压缩机在运转过程中，由于内部吸排气存在压差，且泵体外部处在高压环境中，因此，对于整个泵体，其受到的气体力存在受力面积大，且分布不均匀的情况。而对于不同的工况，存在不同的吸排气压力，分别计算无气体力、国标工况和高压差工况，进行结果对比，观察气体力在泵体变形过程中的影响规律。

从结果上可以看出，在加上气体力后，泵体腔内端面的压缩量均是呈增大的趋势，且压差越大，压缩量增加的也越大。从方案1到方案2，上腔的压缩量明显增大，主要是因为当泵体从不受到气体力，到受到气体力，泵体上下腔的端面受力发生变化，变形形式也发生明显的变化。从图3可以看出，在只受到螺钉预紧载荷的情况下，上下腔的端面明显发生了倾斜。对比方案2和方案3，压差从2.38 MPa增大到3.77 MPa，上腔的压缩量增大了1.78 μm，下腔压缩量增大了1.682 μm(图4)。

图3 不同气体力下泵体工作腔端面变形仿真结果

图4 气体压差与工作腔端面变形间的关系

2.3 温度载荷对泵体变形的影响

压缩机在运转过程中，壳体内部处于高温状态，而高温对于金属材料的泵体变形来说，不可忽视。为了验证温度对泵体变形的影响，计算模型中，只考虑螺钉预紧力和温度载荷，且采用均匀温度场，分别计算在螺钉力矩15 Nm下，从室温30 ℃升高到90 ℃、120 ℃和150 ℃三种情况。

从图5计算结果可以看出，在均布温度载荷下，上下腔的端面均朝下发生较大的偏移。随着温度的上升，泵体的工作腔端面的压缩量是呈下降的趋势，即上下腔的间隙在扩大。

图5 不同温度下泵体工作腔端面变形仿真结果

从上述的仿真结果可以看出，预紧力矩和气体载荷，会使泵体上下腔的端面高度间隙减小，而温度的存在又使上下腔的端面高度间隙增大。但同时，滚子的高度也会随着温度的升高而进行膨胀，当滚子高度的膨胀量大于工作腔高度间隙时，滚子和法兰与隔板的端面就有可能会发生磨损。而且，从材料的热膨胀系数来看，滚子的热膨胀系数大于气缸法兰材料的热膨胀系数，因此，随着温度升高，温度对泵体的可靠性就越不利(图6)。

3 泵体温度分布测试

而在真实的工况中，泵体一直处于吸排气状态，泵体的温度分布会呈现非均匀的复杂状态。因此，通过设计试验，在压缩机泵体的主要零件上分别布置温度传感器，通过多通道温控仪及PLC上位机实行温度数据实时监控和采集。

压缩机采用R410A冷媒，启动后，首先进行工况1测试。此时样机运转频率为60 Hz，吸气压力为1.22 MPa，排气压力为2.58 MPa，吸气温度为26.2 ℃。经过一定的时间后，工况稳定，泵体各测点的温度也处于稳定状态。工况2为极限可靠性工况，此时通过手阀将泵体的吸气口完全关闭，让泵体处于“抽真空”状态，并且提高压缩机的运转频率到90 Hz。此时冷媒不能在压缩机内部流动，不能带走泵体内部摩擦副产生的温度，因此，泵体的温度会持续升高。通过温度曲线可以看出，关闭手阀后，泵体温度上升幅度有100 ℃左右，然后有趋于平稳的趋势。但经过约30 min，各零件的温度出现了明显震荡现象。

工况2运行2 h后，下台解剖压缩机，发现压缩机泵体上、下腔均发生泵体平面磨损现象，如图。相比于上腔，下腔的磨损情况更严重。下法兰端面靠近排气口附近，出现明显的机械磨痕，对应的滚子端面也出现严重的磨损。推测磨损是在工况2温度出现震荡现象时发生的。

以工况2中泵体温度开始发生震荡时的数据作为泵体的热边界，此时各个测点的温度如图7、8所示。通过在周向和轴向进行线性插值，得到此时泵体的温度分布情况如图9所示。此时泵体的温度最低点位于上气缸的吸气侧145 ℃，温度最高点位于隔板3#测点位置，为164 ℃。

图7 工况1和工况2泵体温度变化过程

图8 工况1和工况2稳定下泵体温度

图9 极限工况下泵体温度场

在此温度边界下进行热力仿真，仿真分为两个载荷步：第一个载荷步加载螺钉预紧载荷；第二个载荷步加载气体力载荷和温度载荷。计算结果如图10所示。

图10 极限工况下泵体工作腔端面变形结果

由于滚子的温度无法直接测得，因此假设上、下滚子的温度分别为对应气缸4个测点的平均温度。那么此时上、下滚子的温度分别为150.6 ℃和153.4 ℃。室温为25 ℃，滚子热膨胀系数为12.1e-6，初始高度为20 mm，通过简单计算，上、下滚子高度方向的热膨胀变形分别为30.40 μm和31.07 μm。而此时，在螺钉预紧力、气体力和温度载荷的作用下，泵体上、下腔高度方向间隙的最小膨胀量分别为7.6 μm和8.3 μm。在样机试制之前，通过对气缸和滚子零件进行计量，上、下初始高度方向平均间隙分别为18.91 μm和18.54 μm。此时，泵体上、下腔的总间隙分别为26.51 μm和26.84 μm，均小于滚子的热膨胀量，因此判定泵体内部平面会发生磨损，与试验结果一致。

4 结论

本文通过对比计算分析，温度对泵体平面变形起着重要影响。通过试验测试，得到压缩机运行过程中泵体的温度分布情况，并基于实测温度边界，进行泵体结构仿真，得到泵体工作腔端面的变形结果。结合泵体腔内初始间隙和滚子的热膨胀变形，可以对泵体的磨损进行预测。通过对比，仿真结果与试验结果具有较好的一致性。此方法对压缩机的结构设计具有较强的指导意义。