李 超 孫照嵐 趙 嫚

(蘭州理工大學(xué)石油化工學(xué)院)

渦旋壓縮機以其效率高、振動小、噪音低及運轉(zhuǎn)可靠等優(yōu)勢成為壓縮機領(lǐng)域中的研究熱點[1]。但由于渦旋壓縮機特有的運行方式和結(jié)構(gòu)，使其存在許多摩擦副，因此摩擦功耗使壓縮機輸入功率增大、效率降低，有時摩擦磨損甚至?xí)斐蓧嚎s機事故[2]。因而探究影響摩擦磨損的關(guān)鍵因素、降低摩擦功耗、提高壓縮機的可靠性和效率，成為渦旋壓縮機研究的重要課題之一。

通常在進行渦旋壓縮機摩擦損失的分析時，假設(shè)渦旋壓縮機內(nèi)部所有摩擦副的摩擦系數(shù)均為一定值，其數(shù)值往往都是來自于經(jīng)驗的估計[3]。實際上，渦旋壓縮機運行時，各摩擦副的摩擦磨損不僅與壓縮機載荷、工況有關(guān)，還與摩擦副對偶材料的表面形貌有關(guān)。為了研究渦旋壓縮機摩擦副的特性及摩擦磨損的規(guī)律和影響因素，筆者依據(jù)無油潤滑渦旋壓縮機的工作原理，以動靜渦旋盤端面摩擦副為研究對象，設(shè)計了無油潤滑渦旋式壓縮機摩擦特性和動力特性試驗裝置，基于LabVIEW軟件編制了試驗裝置測試信號采集和處理測試系統(tǒng)。試驗裝置可為渦旋壓縮機的理論研究和工程設(shè)計提供較好的試驗參考。

1 渦旋壓縮機的工作原理及動靜盤摩擦計算

渦旋壓縮機工作時，動渦旋盤在曲軸和防自轉(zhuǎn)機構(gòu)的共同作用下，實現(xiàn)公轉(zhuǎn)平動運動，并與靜渦旋盤形成多個封閉壓縮腔，且隨曲軸的旋轉(zhuǎn)周期性變化其大小，借以實現(xiàn)氣體的吸入、壓縮和排出過程[4,5]。渦旋壓縮機在實際運行過程中，動渦旋盤受到的作用力主要有：軸向氣體力Fa，徑向氣體力Fr，切向氣體力Ft，離心慣性力Fe；受到的力矩主要有：傾覆力矩Mm，自轉(zhuǎn)力矩Mr，曲柄銷施加給動渦盤的驅(qū)動力矩Md，小曲拐的防自轉(zhuǎn)力矩Ms。 動靜渦旋盤之間產(chǎn)生摩擦損耗的主要部位有3處：動靜渦旋盤端面貼合處、動靜渦旋齒徑向嚙合處和渦旋齒頂與渦盤槽底之間[6]。

為了降低軸向氣體力在動靜渦旋盤端面貼合處或渦旋齒頂與渦盤槽底之間產(chǎn)生的摩擦損失，通常在動渦旋盤背側(cè)設(shè)置背壓平衡腔結(jié)構(gòu)，減小摩擦端面的作用力。由于作用在動渦旋上的軸向氣體力是隨曲軸轉(zhuǎn)角發(fā)生變化的，完全平衡較為困難。當采用背壓平衡腔結(jié)構(gòu)時，動靜渦旋盤軸向作用力產(chǎn)生的摩擦損失Pd-j可表示為：

(1)

式中Dd——動渦盤的直徑；

Fa(θ)——主軸轉(zhuǎn)角為θ時的軸向氣體作用力；

pb(θ)——背壓腔中的氣體壓力；

μ——動靜渦盤之間的摩擦系數(shù)。

背壓腔中的氣體壓力pb(θ)的計算分剛性容器的絕熱吸氣和剛性容器的絕熱放氣兩種。

剛性容器的絕熱吸氣：

(2)

κRTi(θ)

(3)

式中Db——背壓孔直徑；

Vb——背壓腔容積；

ρi(θ)——i時刻(對應(yīng)θ)的中壓腔中氣體密度。

剛性容器的絕熱放氣：

(4)

κRTb(θ)

(5)

由以上公式可知摩擦損失Pd-j與n、r、pb(θ)、Dd、Fa(θ)、μ的取值有關(guān)，當壓縮機結(jié)構(gòu)和運行工況一定時，n、r、Dd為一定值，pb(θ)、Fa(θ)是隨曲軸轉(zhuǎn)角發(fā)生變化，摩擦系數(shù)μ不僅與壓縮機載荷、運行工況有關(guān)，還與渦旋盤端面的表面形貌有關(guān)。通常計算摩擦損失時動渦旋盤與靜渦旋盤端面的摩擦系數(shù)選擇μ=0.04～0.09[7]。因此，計算結(jié)果與實際狀況有一定誤差。為了探究影響摩擦磨損的關(guān)鍵因素，獲得較為準確的摩擦功耗的計算方法，設(shè)計了本試驗裝置。

2 試驗裝置的構(gòu)建

根據(jù)無油潤滑渦旋壓縮機的工作原理，動靜渦旋端面摩擦力可通過測量摩擦扭矩獲得，試驗裝置主要由3個模塊組成：硬件部分(試驗臺)、采集部分(信號調(diào)理與數(shù)據(jù)采集卡)和軟件部分(LabVIEW程序編寫)。圖1、2分別表示試驗臺整體構(gòu)造和動靜渦旋盤簡化形式。試驗臺的主要組成部分有電機、曲軸、支架、小曲拐、動盤、靜盤、扭矩傳感器和砝碼，動盤在曲軸和小曲拐共同作用下，實現(xiàn)公轉(zhuǎn)平動運動，靜盤、動盤之間通過自潤滑材料實現(xiàn)無油潤滑[8]。通過對變頻器的調(diào)節(jié)，控制電機轉(zhuǎn)速，在試驗工況下，與靜盤連接的扭矩傳感器完成被測信號從機械量到電量的轉(zhuǎn)換，并將扭矩信號送入信號調(diào)理電路，信號調(diào)理包括信號放大、隔離及濾波等，經(jīng)過調(diào)理后的扭矩信號由數(shù)據(jù)采集卡進行采集，通過數(shù)據(jù)采集卡輸入端的A/D轉(zhuǎn)換后進入計算機，供LabVIEW的開發(fā)程序分析和處理。動靜渦旋盤端面摩擦可通過更換不同自潤滑材料實現(xiàn)不同對偶摩擦副的摩擦特性研究。

圖1 試驗臺整體構(gòu)造

圖2 動靜渦旋盤簡化

3 力學(xué)模型分析

動靜盤端面力學(xué)分析模型如圖3所示。由扭矩傳感器測量得到的數(shù)值主要由兩部分組成，一部分為動靜盤端面的摩擦扭矩，主要是由砝碼的重力Fm和靜盤及靜盤上面的連接部件的重力Fz引起的摩擦力；另一部分是動盤所受到的傾覆力矩產(chǎn)生的附加摩擦力。這些力最終作用到動靜盤的接觸面上(圖3)。

圖3 動靜盤端面力學(xué)分析模型

由力矩等于力乘以力臂可知摩擦扭矩Mf：

Mf=Ff·r=μ·F·r

(6)

(7)

Mm=Fd·h

(8)

其中，Mf可通過扭矩傳感器獲得，r為回轉(zhuǎn)半徑；F=Fm+Fz+Fq，且Fm、Fz很容易測量。Fq為傾覆力矩Mm在y方向施加在摩擦副上的作用力，傾覆力矩產(chǎn)生的主要原因是由于動渦盤離心力作用平面與驅(qū)動平面不在同一平面造成的。Fd為動盤離心力，h為動盤重心到自潤滑軸承與曲柄銷接觸距離中心線的軸向高度。

4 數(shù)據(jù)采集與軟件模塊

數(shù)據(jù)采集模塊是軟件與硬件間通信的橋梁，是扭矩信號順利、準確地從硬件部分輸入到計算機，并清晰地顯示在LabVIEW程序中的關(guān)鍵環(huán)節(jié)，數(shù)據(jù)采集模塊的流程圖如圖4所示。扭矩傳感器將動靜盤端面摩擦扭矩的機械量轉(zhuǎn)化成電量，經(jīng)信號調(diào)理電路調(diào)理后，變成可被數(shù)據(jù)采集卡接受的電壓信號[9]。數(shù)據(jù)采集卡通過其A/D轉(zhuǎn)換通道采集輸入信號，利用LabVIEW對所輸入的信號進行顯示、處理、分析和存儲。

圖4 系統(tǒng)采集流程

軟件方面應(yīng)用LabVIEW軟件平臺對無油潤滑渦旋壓縮機動靜盤端面的摩擦扭矩信號進行采集和分析。LabVIEW是一種用圖標代替文本行創(chuàng)建應(yīng)用程序的圖形化編程語言，它用圖標表示函數(shù)，用連線表示數(shù)據(jù)流向。試驗中LabVIEW實現(xiàn)的主要功能包括：扭矩信號采集、數(shù)據(jù)讀寫及扭矩信號分析等。扭矩信號采集部分可對采樣模式、采樣率和基本信息進行設(shè)定，設(shè)定完成后點擊運行節(jié)點開始測量。數(shù)據(jù)讀寫部分利用文件I/O中的高速數(shù)據(jù)流文件(TDMS)對波形圖中顯示的扭矩數(shù)據(jù)進行讀寫、存儲。信號分析部分，通過波形圖表的顯示，對摩擦扭矩進行直觀的分析；利用信號分析(Express VI)呈現(xiàn)出已采集扭矩信號的極值、平均值和標準方差。結(jié)合LabVIEW軟件的優(yōu)勢，采用結(jié)構(gòu)化設(shè)計思路和模塊化編程規(guī)則從主體到分支，再到各個細節(jié)，然后再研究各細節(jié)間的相互關(guān)系，并按照結(jié)構(gòu)化設(shè)計，將各個細節(jié)都編寫成結(jié)構(gòu)完整、相對獨立的程序段[10]。圖5為LabVIEW軟件的界面設(shè)計，主要提供了基本信息、基本參數(shù)的設(shè)定。由軟件的界面可以很方便地得到在轉(zhuǎn)速不變的情況下，不同對偶摩擦副摩擦扭矩的變化曲線，摩擦扭矩的極值、平均值、標準方差，并通過自相關(guān)曲線了解摩擦扭矩的變化規(guī)律。

圖5 摩擦扭矩采集及限幅濾波

5 系統(tǒng)測試原理

試驗裝置中對靜盤設(shè)有徑向約束，使其無法繞軸線旋轉(zhuǎn)，動盤隨曲軸作公轉(zhuǎn)平動運動，扭矩傳感器與靜盤通過螺栓固定連接實現(xiàn)動靜盤之間摩擦扭矩的測量。

6 結(jié)束語

依據(jù)無油潤滑渦旋壓縮機的工作原理，設(shè)計了動、靜渦旋盤端面摩擦試驗測試平臺，并應(yīng)用LabVIEW編制了動靜渦旋盤端面摩擦扭矩信號采集、存儲、數(shù)據(jù)處理和實時顯示軟件測試系統(tǒng)。試驗裝置可實現(xiàn)在不同轉(zhuǎn)速、不同對偶摩擦副條件下，動靜渦旋盤端面摩擦特性參數(shù)的測量，可為渦旋壓縮機的理論研究和工程設(shè)計提供重要參考。

[1] 李超，劉振全，趙榮珍.驅(qū)動軸承內(nèi)嵌式渦旋壓縮機特性分析[J].制冷學(xué)報，2006，27(2)：44～47.

[2] 曹霞，陳芝久，劉振全．立式高壓型渦旋壓縮機摩擦副分析[J].上海交通大學(xué)學(xué)報，2000，34(9)：1228～1231.

[3] 劉振全，杜桂榮.渦旋壓縮機理論機構(gòu)模型[J].機械工程學(xué)報，1999，(2)：38～41.

[4] 劉振全，戚智勇.渦旋壓縮機動渦旋盤應(yīng)力及變形的研究[J].流體機械，1995，23(10)：23～26.

[5] 趙嫚，李超，俞樹榮，等.徑向隨變機構(gòu)對渦旋壓縮機轉(zhuǎn)子系平衡影響分析[J].化工機械，2012，39(6)：732～735.

[6] 劉興旺，劉振全，李超，等.渦旋壓縮機摩擦損耗和泄漏損耗研究[J].壓縮機技術(shù)，2006，(3)：1～4，12.

[7] 李連生.渦旋壓縮機[M].北京：機械工業(yè)出版社，1998.

[8] Jae Keun LEE，Hong Seok KIM，Byeong Chu，et al.Performance Evaluation of Nano-Lubricants at Thrust Slide-Bearing of Scroll Compressors[C].International Compressor Engineering Conference，Purdue，2006：1～23.

[9] 葉湘濱.傳感器與測試技術(shù)[M].北京：國防工業(yè)出版社，2007.

[10] 劉濤，邵華.基于振動信號的變頻渦旋壓縮機故障診斷[J].振動、測試與診斷，2012，32(1)：141～145.

[11] 宋春華，徐光衛(wèi).扭矩傳感器的發(fā)展研究綜述[J].微特電機，2012，40(11)：58～60.