CN103362850A - 直联离心压缩机用悬臂式电机转子及直联式离心压缩机 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种直联式离心压缩机用悬臂式电机转子，所述转子沿轴向顺次的形成有叶轮安装部、前轴承安装部、转子铁芯安装部、后轴承安装部，转子铁芯安装于转子铁芯安装部上，转子的总长度为L，位于叶轮安装部一端的转子的悬臂长为L1，其中L1/L的比值范围为0.15～0.35，还涉及一种具有上述转子的直联式离心压缩机。本发明的离心压缩机利用电机直接驱动叶轮旋转，省去了齿轮增速箱，具有额定效率高、外形小、重量轻及能效高的优点，对转轴结构进行了优化，使压缩机在高转速下保持较小的振动。

Description

直联离心压缩机用悬臂式电机转子及直联式离心压缩机

技术领域

本发明涉及用于空调领域的压缩机，尤其涉及一种具有直联式转轴的高转速(6000转/分以上转速)离心压缩机及其电机转子。

背景技术

现有空调领域的离心压缩机，通常采用定频交流电机或变频交流电机，通过增速齿轮将转速提高到设计转速，带动叶轮旋转对来流气体做功，从而提高气体压力。这种常规的压缩机结构存在以下不足：(1)由于带有中间齿轮增速箱，增加了压缩机的机械损失，从而增大压缩机功耗，影响机组性能；(2)齿轮箱的存在大大增大压缩机的外形结构，使得箱体显得庞大、笨重，成本也随之增加；(3)由于离心压缩机的转速很高，齿轮增速过程噪音非常大，因此常规离心机的噪音普遍为93分贝左右，使得其在工程应用中需要额外增加隔音措施，导致工程成本增加。

另外，也有将压缩机叶轮与电机轴直接连接的直联式离心压缩机，这种形式的压缩机，由于压缩机叶轮与电机共用一根转轴，两者的振动在转轴上叠加，导致压缩机的振动增大，在高转速下，振动的增大尤为明显。另外由于省去了增速齿轮，原有的增速齿轮产生的抵抗轴向力的作用也消失了，叶轮产生的轴向力难以得到平衡，这又进一步加剧了压缩机的振动。为了抑制直联式离心压缩机在高转速下的振动，现有的手段通常是对其转子的定位装置进行改进，如采用磁悬浮轴承和轴向推力轴承等，但转子是压缩机中的主要运动部件，对压缩机的振动性能起到关键作用，仅靠改进其定位装置，而不对转子的主要结构尺寸进行优化，所获得的振动性能的改进非常有限。

发明内容

本发明的一个目的在于提高压缩机的能效，减小其外形尺寸，降低其重量和噪音。

本发明的另一个目的在于通过压缩机转子的结构优化，降低压缩机在高转速运行工况的振动。

为了实现本发明的上述目的，所采用的技术方案是：一种直联离心压缩机用悬臂式电机转子，所述转子沿轴向顺次的形成有叶轮安装部、前轴承安装部、转子铁芯安装部、后轴承安装部，转子铁芯安装于转子铁芯安装部上，其特征在于：位于叶轮安装部一端的转子的悬臂长为L1，转子的总长度为L，其中L1/L的比值范围为0.15～0.35。

作为上述技术方案的优选实施例，所述转子在叶轮安装部与前轴承安装部之间还设置有转子辅推力盘，在前轴承安装部与转子铁芯安装部之间还设置有转子主推力盘，电机前轴承安装在位于辅推力盘与主推力盘之间的前轴承安装部处，设置为双径向-双轴向推力轴承结构。

作为上述技术方案的优选实施例，所述双径向-双轴向推力轴承为动压滑动轴承。

作为上述技术方案的优选实施例，所述后轴承设置为双径向-轴向推力轴承结构，从而形成压缩机转子的轴向双推轴承结构。

作为上述技术方案的优选实施例，转子前、后轴承的支撑中心距为L4，其中L1/L4的比值范围为0.3～0.4。

作为上述技术方案的优选实施例，转子铁芯的外径为D，转子铁芯的长度为L3，转子铁芯的外径与转子铁芯轴向长度的比值D/L3的范围为0.25～0.35。

作为上述技术方案的优选实施例，其中L3/L的比值范围为0.35～0.55。

作为上述技术方案的优选实施例，前轴承安装部直径为d2，辅推力盘外径为d1，其中d1/d2的比值范围为1.6～1.9。

作为上述技术方案的优选实施例，前轴承安装部宽度为L2，其中前轴承的宽径比L2/D2的比值范围为1.5～1.8。

作为上述技术方案的优选实施例，前轴承安装部直径为d2，主推力盘外径为d3，其中d3/d2的比值范围为1.8～2.5。

作为上述技术方案的优选实施例，前轴承安装部直径为d2，辅推力盘外径为d1，其中d1/d2的比值范围为0.9～1.1。

作为上述技术方案的优选实施例，前轴承安装部直径为d2，后轴承安装部直径为d4，其中d4/d2的比值范围为1.6～1.9。

本发明还进一步涉及一种直联式离心压缩机，其具有如权利要求1-12任一项所述的电机转子，所述压缩机具有一级或多级叶轮。

作为上述技术方案的优选实施例，所述多级叶轮同向顺次设置在转子的悬臂端。

作为上述技术方案的优选实施例，其转子的转速在6000转/分以上，优选的在7000转/分以上，所述电机为直流变频同步电机，其功率在150kw至800kw之间。

本发明的压缩机利用电机直接驱动叶轮旋转，省去了齿轮增速箱，同时对直联式转子的结构进行了优化，与现有技术相比，具有以下优点：

(1)由于没有增速齿轮结构，消除了齿轮传动机械损失，提高了离心机压缩机的能效；压缩机运行噪音非常低，一般在70～80分贝；压缩机外形结构尺寸和重量大大减小，整体结构更加紧凑。

(2)由于采用了能够抑制振动的转子结构，大大优化了压缩机的振动性能，在高转速的振动值非常小，远低于国家标准规定的0.03mm。

附图说明

图1是双极叶轮离心压缩机的结构示意图；

图2是转子的结构示意图；

图3是单级叶轮离心压缩机的结构示意图。

附图标记说明：1-壳体、2-能量调节机构、3-箱体、4-叶片、5-密封装置、6-叶轮、7-前轴承、8-转子、9-电机、10-后轴承、11-锁紧螺母、12-轮盖、13-弯道、14-回流器、15-补气通道、16-衬套、17-第一叶轮、18-第二叶轮、801-叶轮安装段、802-台阶、803-铁芯安装部、804-转子铁芯、805-前轴承安装部、806-后轴承安装部。(在附图中标注红字附图标记)

具体实施方式

下面结合附图对本发明的实施例进行详细说明：

图1所示为双级离心压缩机的结构示意图，离心压缩机主要由箱体3、壳体1、第一叶轮17、第二叶轮18、电机9及定位装置组成，其中，箱体3为铸件结构，用于固定压缩机大部分零部件。箱体3将气体收集器(蜗壳)铸为一体，且箱体3内置油路通道和气路通道。这种箱体3结构紧凑、加工方便。用于固定能量调节机构2及引导气流方向的壳体1与箱体3连接，壳体1与箱体3形成具有吸气口和排气口的封闭腔室。

在封闭腔室内设有第一叶轮17和第二叶轮18，第一叶轮17设置在吸气口侧，第二叶轮18相邻第一叶轮17设置，第一叶轮17和第二叶轮18间通过钢性衬套16连接。第一叶轮17为开式叶轮，在叶轮外侧设置轮盖12，以配合叶轮形成准封闭流道，对气体进行压缩做功。第一叶轮17出口气流通过弯道13、回流器14引导至第二叶轮18进口。在第二叶轮18前端的回流器14加工出中间补气通道15，并通过箱体3上的法兰与机组的经济器相接，在压缩机运行时，通过中间补气作用，降低二级进口焓，使压缩机整体耗功减小。

电机9安装在箱体3上，其转子8从箱体3上的轴孔伸入封闭腔室内。第一叶轮17和第二叶轮18热装于转子8上，并通过锁紧螺母11对第一叶轮17进行锁紧，锁紧螺母11螺纹方向与叶轮旋转方向相反，使叶轮在高速旋转时，螺母更加紧固，保证电机9直接带动叶轮高速旋转的稳定性。在本实施例中，叶轮为两级，但叶轮也可以为一级(如图3所示)或两级以上。叶轮可以为开式叶轮，也可以为闭式叶轮。

本实施例的电机9为直流变频同步电机，其功率在150kW至800kW之间，转速大于10000转/分，属大功率变频范畴。由于为同步电机，转差率为0，因此额定效率高。

前、后轴承用于在没有齿轮传动的情况下平衡叶轮所产生的轴向力。前、后轴承均包同时具备径向支撑和轴向止推功能的径向-轴向止推轴承。径向-轴向止推轴承既可以为滑动轴承，也可以是滚动轴承。径向-轴向止推轴承既可在转子8单侧设置，即转子8一端采用径向-双轴向止推轴承，另一端采用径向轴承，径向-双轴向止推轴承常常位于靠近叶轮一端，也可采用两侧双推轴承，即转子8两端均采用径向-轴向止推轴承。由于本实施例无齿轮增速结构，为更好地平衡叶轮旋转所带来的轴向力，转轴的两端各设置一个径向一轴向止推轴承，即双推结构，使结构更加可靠。

用于调节气体流量大小的能量调节机构2安装在封闭腔室的吸气口侧，并通过紧固件装配于壳体1上。能量调节机构2主要由多个叶片4和叶片驱动机构组成，叶片驱动机构根据负荷驱动叶片4旋转从而改变通流面积。空调系统负荷减小时，先降低电机9的转速，在电机9转速达到最低极限值时，再减小能量调节机构2的叶片4开度，降低进入封闭腔室吸气口的流量；空调系统负荷增大时，先把能量调节机构2的叶片4开至最大，增大进入所述封闭腔室吸气口的来流气体流量，当来流气体流量调至最大时，再通过变频器提高电机9的转速。这样使能量调节机构2的叶片4开度保持在一个比较大的开度，减少由于叶片4开度过小而带来的节流损失，提高压缩机的综合部分负荷性能。

转子的结构如图2所示，转子包括转子8、叶轮和转子铁芯804，转子8的左端具有叶轮安装部801，第一叶轮17、衬套16和第二叶轮18安装于叶轮安装部801上，第一叶轮17的左端与锁紧螺母11接触，第二叶轮18的右端与形成在转子8上的台阶802接触，通过锁紧螺母11与台阶802的作用，将第一叶轮17和第二叶轮18锁紧在转子8的轴向方向上。转子8位于电机9内的部分具有转子铁芯安装部803，转子铁芯804固定安装在转子铁芯安装部803上，并随转子8一同转动。转子8上还具有用于安装径向-双轴向止推轴承7的前轴承安装部805和用于安装径向-轴向止推轴承10的后轴承安装部806。

电机转子外形采用细长结构，有效减小转子材料所要求的结构强度，同时电机外形也更加小巧。

为保证转子能达到设计转速n≤0.8n_c临界转速，以远离临界转速，使转子运行平稳的要求，对转子的整体结构特征分布如下：L：850mm～1650mm，D：φ100mm～φ400mm，L1：245～285mm，L4：600～750mm，各尺寸比例关系如下：转子铁芯外形比例：D/L3∶0.25～0.35；悬臂长与轴承支撑中心距比值L1/L4∶0.3～0.4，；辅推力盘相对外径比：d1/d2∶1.6～1.9；电机前轴承宽径比L2/d2∶1.5～1.8；主推力盘相对外径比：d3/d2∶1.8～2.5；前后轴承安装不安装部相对外径比d4/d2∶0.9～1.1，其中：d4为电机后轴承安装部直径；悬臂段相对长度比：L1/L∶0.15～0.35；铁芯相对长度比：L3/L∶0.35～0.55。其中：L为转子总长，L1为悬臂段长度，L2为电机前轴承安装部宽度，L3为转子铁芯长度，L4为轴承支撑中心距，D为转子铁芯外径，d1为转子辅推力盘外径，d2为电机前轴承转子直径，d3为转子主推力盘外径，d4为电机后轴承安装部直径；

各段的作用如下：

悬臂段L1：为保证一级和二级叶轮轴向安装尺寸和优化叶轮流道的设计。如果L1尺寸过小会造成叶轮轴向安装尺寸减小，影响叶轮流道和整体结构设计，使叶轮性能达不到设计要求，如果L1尺寸过大，将增加悬臂段的长度，增大悬臂段的挠度，进而影响转子运行的稳定性。

电机前轴承安装部宽度L2：用于保证轴承的承载能力，过小，承载能力下降达不到要求，过大，会造成转子长度加长，影响运行稳定性。

转子铁芯长度L3：与转子铁芯外径相互优化，保证压缩机运行所需功率，过大会增加成本，而且会出现大马拉小车现象，过小，达不到所需功率。

轴承支撑中心距L4：决定两轴承在转子上的支撑范围，该范围会影响整个转子在轴承支撑下的受力状态。过小，会使转子一阶临界转速下降，达不到设计转速稳定运行要求，即：n≤0.8n_c；过大，会导致其它长度尺寸相应增大，成本也会增加。

转子铁芯外径D：与转子铁芯长度L共同优化，一方面使电机功率达到要求，另一方面避免因转铁芯外径过大而造成高转速下离心力对铁芯的影响，因为转子铁芯外径越大，所受离心力就越大，临界转速会受到影响，进而影响转子的平稳运转。

辅推力盘外径d1：一方面保证叶轮通过无键连接传递转矩所需的面积，另一方面制约悬臂段挠动的发生。在悬臂段发生挠动时，通过非轴向推力方向的油膜动压力来制约悬臂段挠动的发生，避免轴的挠度超过限定值后带来轴承和轴颈边缘磨损，从而达到提高转子刚性的目的。

另外，悬臂段L1：为保证一级和二级叶轮轴向安装尺寸和优化叶轮流道的设计。如果L1尺寸过小会造成叶轮轴向安装尺寸减小，影响叶轮流道和整体结构设计，使叶轮性能达不到设计要求，如果L1尺寸过大，将增加悬臂段的长度，增大悬臂段的挠度，进而影响转子运行的稳定性。

电机前轴承安装部宽度L2：用于保证轴承的承载能力，过小，承载能力下降达不到要求，过大，会造成转子长度加长，影响运行稳定性。

转子铁芯长度L3：与转子铁芯外径相互优化，保证压缩机运行所需功率，过大会增加成本，而且会出现大马拉小车现象，过小，达不到所需功率。

轴承支撑中心距L4：决定两轴承在转子上的支撑范围，该范围会影响整个转子在轴承支撑下的受力状态。过小，会使转子一阶临界转速下降，达不到设计转速稳定运行要求，即：n≤0.8n_c；过大，会导致其它长度尺寸相应增大，成本也会增加。

转子铁芯外径D：与转子铁芯长度L共同优化，一方面使电机功率达到要求，另一方面避免因转铁芯外径过大而造成高转速下离心力对铁芯的影响，因为转子铁芯外径越大，所受离心力就越大，临界转速会受到影响，进而影响转子的平稳运转。

辅推力盘外径d1：一方面保证叶轮通过无键连接传递转矩所需的面积，另一方面制约悬臂段挠动的发生。在悬臂段发生挠动时，通过非轴向推力方向的油膜动压力来制约悬臂段挠动的发生，避免轴的挠度超过限定值后带来轴承和轴颈边缘磨损，从而达到提高转子刚性的目的。

在压缩机运转过程中，随着转速的提高，转动频率接近其共振频率，压缩机有产生共振的趋势，振动加剧。而转子是压缩机中的主要运动部件，其结构尺寸是决定压缩机共振频率的主要因素，如果通过转子结构的优化设计，使压缩机的共振频率远离其工作频率，则可以保证压缩机在高速运转时保持较低的振动水平。通过分析，转子8的叶轮安装部和转子铁芯安装部803处是决定压缩机共振频率的关键部位，因为这个两部位分别安装有叶轮和转子铁芯，转子的质量主要集中于这两个部位，并且转子铁芯的直径较转子的其他部位更大，转子的转动惯量主要是这个部位。基于上述原因，在优化转子的结构尺寸时，选用转子铁芯804的直径D与长度L3之比D/L3以及悬臂段长度L1与转子总长度L的比值L1/L作为主要的优化参数。

基于上述结构参数，对具有本实施例所述的结构的压缩机进行了试验，试验中使用了结构参数D/L3分别为0.19、0.31、0.77的转子，按照国标GB/T18430.1-2007最大负荷水温，压缩机分别在6000、7000、9000、10500、12000rpm的转速下运行，通过振动仪测试压缩机吸气管、排气管、电机前支脚、电机后支脚、电机前中和电机后中处的振动情况，结果记录于表1、表2、表3中，其中表1是D/L3为0.19的试验结果，表2是D/L3为0.31的试验结果，表3是D/L3为0.77的试验结果。

表1

表2

表3

从试验结果来看，采用D/L3为0.77的转子时(参见表3)，在转速为9000rpm时振动开始加大，比较大的地方处于电机前后支脚处，在转速为12000rpm时，电机后支脚振动值为0.032，超过国标规定值0.03mm；采用D/L3为0.17的转子时(参见表1)，振动情况明显比采用D/L3为0.77的转子好，最大振动为0.026mm，处于电机前端中间位置和电机后支脚处，没有超过国标规定值0.03mm，但转速在10500rpm时，振动仍有明显增大现象，说明此时系统有共振的趋势；采用D/L3为0.31的转子时(参见表2)，振动比较大的地方处于电机支脚和吸、排气管处，但数值相对于国标规定值0.03mm要小得多，说明压缩机在高速运转下转子比较平稳；因此将此时转子的结构尺寸取为最佳值，即本实施例中转子的转子铁芯的外径D与长度L3的比值取0.31。

以上仅为本发明的具体实施例，并不以此限定本发明的保护范围；在不违反本发明的基础上所作的任何替换与改进，均属本发明的保护范围。

Claims (15)

1.一种直联离心压缩机用悬臂式电机转子，所述转子沿轴向顺次的形成有叶轮安装部、前轴承安装部、转子铁芯安装部、后轴承安装部，转子铁芯安装于转子铁芯安装部上，其特征在于：转子的总长度为L，位于叶轮安装部一端的转子的悬臂长为L1，其中L1/L的比值范围为0.15～0.35。

2.根据权利要求1所述的电机转子，其特征在于：所述转子在叶轮安装部与前轴承安装部之间还设置有转子辅推力盘，在前轴承安装部与转子铁芯安装部之间还设置有转子主推力盘，电机前轴承安装在位于辅推力盘与主推力盘之间的前轴承安装部处，设置为径向-双轴向推力轴承结构。

3.根据权利要求2所述的电机转子，其特征在于：所述径向-双轴向推力轴承为动压滑动轴承。

4.根据权利要求3所述的电机转子，其特征在于：所述后轴承设置为径向-轴向推力轴承结构，从而形成压缩机转子的轴向双推轴承结构。

5.根据权利要求4所述的电机转子，其特征在于：转子前、后轴承支撑中心距为L4，其中L1/L4的比值范围为0.3～0.4。

6.根据权利要求5所述的电机转子，其特征在于：转子铁芯的外径为D，转子铁芯的长度为L3，转子铁芯的外径与转子铁芯轴向长度的比值D/L3的范围为0.25～0.35。

7.根据权利要求6所述的电机转子，其特征在于：其中L3/L的比值范围为0.35～0.55。

8.根据权利要求3所述的电机转子，其特征在于：前轴承安装部直径为d2，辅推力盘外径为d1，其中d1/d2的比值范围为1.6～1.9。

9.根据权利要求8所述的电机转子，其特征在于：前轴承安装部宽度为L2，其中前轴承的宽径比L2/d2的比值范围为1.5～1.8。

10.根据权利要求3所述的电机转子，其特征在于：前轴承安装部直径为d2，主推力盘外径为d3，其中d3/d2的比值范围为1.8～2.5。

11.根据权利要求3所述的电机转子，其特征在于：前轴承安装部直径为d2，辅推力盘外径为d1，其中d1/d2的比值范围为0.9～1.1。

12.根据权利要求11所述的电机转子，其特征在于：前轴承安装部直径为d2，后轴承安装部直径为d4，其中d4/d2的比值范围为1.6～1.9。

13.一种直联式离心压缩机，其具有如权利要求1-12任一项所述的电机转子，所述压缩机具有一级或多级叶轮。

14.根据权利要求13所述的直联式离心压缩机，其特征在于：所述多级叶轮同向顺次设置在转子的悬臂端。

15.根据权利要求13或14所述的直联式离心压缩机，其特征在于：所述转子的转速在6000转/分以上，优选的在7000转/分以上，所述电机为直流变频同步电机，其功率在150kw至800kw之间。

Images