한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

J. Korean Soc. Precis. Eng., Vol. 30, No. 8, pp. 839-846

ISSN 1225-9071(Print), ISSN 2287-8769(Online)

August 2013 / 839

http://dx.doi.org/10.7736/KSPE.2013.30.8.839

왕복동식 압축기의 저널 베어링 오일 패스 설계를 위한 연구

A Study on Oil Path Design in the Journal Bearing of a Reciprocating Compressor

조인성1, 정재연

1,�

Ihn Sung Cho1 and Jae Youn Jung

1,�

1 전북대학교 기계시스템공학부 (Division of Mechanical System Engineering, Chonbuk National Univ.)

� Corresponding author: jungjy@jbnu.ac.kr, Tel: +82-63-270-2372

Manuscript received: 2013.3.12 / Accepted: 2013.7.8

Because the performance of a reciprocating compressor in refrigeration and air-conditioning

systems is influenced by the lubrication characteristics of sliding components, the lubrication

characteristics between the crankshaft and journal bearing have to be researched for the design

and the performance improvement of reciprocating compressors. Thus, the proper supply of

lubricant for a lubrication between the crankshaft and journal bearing is essential, and an oil path

for lubricant supply is installed in the shaft or bearing. However, in order to guarantee the

lubrication performance of the journal bearing, it is necessary to design the position of the oil

path. Therefore, it is studied to find the optimum position of the oil path by the analysis of the

pressure distribution in the journal bearing. The results show that the position of the oil path is

significantly influenced by the pressure distribution of the oil film in the journal bearing.

Key Words: Reciprocating Compressor (왕복동식 압축기), Pressure Distribution (압력 분포), Oil Path (오일 패스),

Crankshaft (크랭크샤프트), Journal Bearing (저널 베어링)

기호설명

a� = Acceleration of the piston

c = Clearance between the crankshaft and bearing

e = Eccentric distance between O� and O�

F� = Force acting on the crankshaft

F��= Force acting on the piston by x-direction

F��= Force acting on the piston by y-direction

h = Film thickness at arbitrary �

h�= Film thickness at dp/d� � 0

h�= Minimum film thickness

l� = Distance between the upper end point of the Main

bearing and acting point of the shaft force

l� = Length of the Main bearing

l� = Length of the Sub bearing

l� = Total length of the journal bearing

m� = Mass of the piston

N = Rotating speed of the crankshaft

O� = Center of the crankshaft

O� = Center of the journal bearing

p = Pressure at arbitrary �

p = Pressure of compression chamber

p� = Discharge pressure

p� = Ambient pressure

p� = Suction pressure

r = Rotating radius of the crankshaft pin

r� = Radius of the crankshaft

R� = Reaction force acting on the Main bearing

R� = Reaction force acting on the Sub bearing

s = Eccentric distance between the piston and crankshaft

U = Surface speed of the crankshaft

w = Normal load per unit length

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 840

W = Normal load acting on the journal bearing

β = Rotating angle of the connecting rod

η = Viscosity of lubricant

θ = Rotating angle of the crankshaft

ω = 2πN/60 = Angular velocity of the crankshaft

ε = Eccentric ratio

ϕ = Angle at the arbitrary angular position

ϕo = Eccentric angle of the crankshaft

ϕ2 = Oil film rupture point

ϕm = Angle of angular position at dp/dϕ = 0

1. 서론

냉장고나 에어컨과 같은 가전제품에서 사용되

는 냉동·공조용 압축기는 용접형 셸(Shell)을 가진

밀폐형(Hermetic type) 왕복동식 압축기가 주로 사

용되며, 밀폐형 이기 때문에 반무한 수명을 감안

한 압축기의 설계가 필요하다. 또한, 밀폐형 압축

기는 에너지소비량은 작지만 지속적으로 운전한다.

따라서 에너지 소비량이 많고 일정한 기저부하를

가지고 있어 밸브의 파손, 상대 운동부의 마모 및

마찰 손실, 소음 문제 등이 발생할 수 있기 때문

에 이에 대한 연구가 지속적으로 진행되어 왔으며,

저널 베어링 부의 양호한 윤활상태를 유지하기 위

해서 축이나 베어링에 윤활유 공급 유로를 확보하

여 적정량의 윤활유를 공급해야만 한다.

동 하중이 작용하는 저널 베어링으로 지지되는

축의 운동 궤적 해석에 대해 Booker1는 레이놀즈

방정식을 적절한 가정을 통해 단순화 하거나 해석

적으로 계산한 값을 이용하여 궤적을 찾아가는 방

법을 이용한 연구가 이루어졌으며 Brewe2는 레이

놀즈 방정식의 해를 질량보존이 성립되는 Elrod 공

동 알고리즘이 적용된 유한체적법을 사용하여 수

치적으로 동 하중이 작용하는 저널 베어링의 유체

윤활에 대하여 연구하였다.

Cho3는 압축기의 동력학적 해석과 레이놀즈 방

정식을 이용한 베어링 부하 및 축 궤적 해석을 통

하여 다양한 운전 조건에서 축 궤적의 변화를 연

구하였다. Bae4는 왕복동 압축기의 용량 조절을 위

한 모드 체인지 설계에 관하여 연구하였으며, Cho5

는 로터리 압축기의 윤활특성에 관한 대체냉매의

영향에 대해서 연구하였고, Lee6는 가변압축기용

제어 밸브에 대하여 연구하였다.

Shin7은 신경망 회로를 이용한 냉장고의 건전

성에 관한 연구를 하였으며, Kim8은 왕복동 압축기

신뢰성 확보에 관한 연구를 수행하였다.

본 연구는 냉동 · 공조용 왕복동식 압축기의 효

율 및 신뢰성을 향상시키기 위해 저널 베어링의

윤활해석을 수행하고, 저널 베어링의 압력 분포를

이용하여 적정한 윤활유 공급 통로인 오일 패스의

위치를 찾고자 하였다.

2. 이론 해석

2.1 왕복동 압축기의 구조 및 작동원리

Fig. 1은 밀폐형 왕복동식 압축기의 구조를 보

여주고 있다.9 압축기는 고정자(Stator)에 전류가 공

급되면 샤프트(Crankshaft)가 압입된 전동기의 로터

(Rotor)가 기동된다. 샤프트의 회전운동은 커넥팅

로드(Connecting Rod)에 의해 피스톤의 왕복운동으

로 전환되고, 이때 피스톤이 상사점(TDC)에서 하

사점(BDC)으로 이동하면, 흡입밸브를 통해서 냉매

가 유입되고 하사점에서 유입체적이 최대가 된다.

왕복동식 압축기의 샤프트는 세워져 있기 때문에

저널 베어링 부와 피스톤 부 등에 적당한 윤활을

위해서 윤활유 공급 통로인 오일 패스(Oil Path)를

설계하여 윤활유를 펌핑 하듯이 끌어 올려 공급하

게 된다. 이때, 저널 베어링 부의 유막에 압력이

분포하기 때문에 유로의 위치가 중요하게 되며,

압력이 낮은 부분에 유로를 설치하는 것이 좋다.

2.2 샤프트에 작용하는 하중

Fig. 2는 왕복동식 압축기의 동적 거동을 파악

하기 위한 간단한 모델을 보여주고 있다. 샤프트

가 θ 만큼 회전하면 길이 l 인 커넥팅 로드가 O1을

중심으로 회전하고 피스톤은 좌우방향으로 왕복

운동한다.10 이때, 크랭크샤프트(crankshaft)에 작용

하는 작용력은 다음과 같이 계산된다.

px 2 2

a px py

FF F F

cos(β)= = + (1)

Fig. 1 Structure of a reciprocating compressor

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 841

Fig. 2 Model of reciprocating compressor

2.3 저널 베어링부의 윤활 해석

Fig. 3은 크랭크샤프트에 작용하는 작용력(Fa)에

의한 저널 베어링부의 지점 반력을 나타내고 있으

며, Main 베어링과 Sub 베어링에 일정 비율의 분배

하중이 작용한다.

Fig. 4는 저널 베어링부의 윤활해석을 위한 간

단한 모델을 보여준다.

윤활유체 중의 압력 p 에 관한 기초방정식으로

저널 베어링에서의 윤활은 Reynolds 방정식으로

표현할 수 있으며, 유막두께 h 와 단위길이 당 부

하력 w 를 이용하여 Reynolds 방정식을 풀어 마찰

력을 계산할 수 있다.10

Fig. 5는 Fig. 4의 저널 베어링에서 유막두께가

가장 큰 부분을 ϕ = 0 로 정의하고 이를 기준으로

펼친 전개도를 나타내고 있으며, 유막두께가 최소

인 위치는 ϕ = π 이다. 샤프트의 회전 선속도가 U

일 때, ϕ = 0 축을 기준으로 ϕ = 0 에서 2π까지 ϕ

에 따른 유막두께 및 간극 내 유체의 속도분포를

보여주고 있다.

저널 베어링에서의 윤활은 식 (2)와 같이 압력

p 에 관한 Reynolds 방정식으로 표현할 수 있다.

3

m

dph 6Uη(h h )

dx= − (2)

여기서, 변위 x 는 rs ϕ이고, 식 (2)는 다음과 같이

정리할 수 있다.

m

s 3

dp (h h )6Uηr

d h

−=

φ (3)

여기서, 샤프트 외경의 선속도 U와 유막두께 h는

각각 다음과 같이 표현할 수 있다.

s s

2U r r

60

πΝ= ω = (4)

h c(1+ cos )= ε φ (5)

Fig. 3 Reaction forces of a journal bearing

Fig. 4 Lubrication model of a journal bearing

Fig. 5 Unwrapped oil film thickness

저널 베어링에 작용하는 단위길이 당 작용하중

w 는 다음과 같다.

s

2 r 2

s0 0

w pdx pr dπ π

= = φ∫ ∫ (6)

식 (3) ~ (6)을 풀기 위해서는 경계조건이 필요

하며, 일반적으로 다음과 같은 Reynolds 경계조건

을 사용한다.

0

0

p p , at 0

p0, at , 2

p p , at 2

2 2

2

= φ =

∂= φ = φ π < φ < π

∂φ

= φ ≤ φ < π

(7)

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 842

Table 1 Design parameters and operating conditions for

the reciprocating compressor

Items Values Unit

Rotational speed of crankshaft (N) 2950 rpm

Radius of crankshaft (rs) 7 mm

Oil kinematic viscosity (v at 40 oC) 5×10-6 m2/s

Discharge pressure (pd, Absolute) 750 kPa

Suction pressure (ps, Absolute) 60 kPa

Total length of bearing (lT) 53 mm

Length of Main bearing (lm) 17 mm

Length of Sub bearing (ls) 12.5 mm

여기서, ϕ2

는 압력이 끝나는 점을 나타낸다.

그러나 식 (7)의 경계조건은 ϕ2

를 간단하게 구

할 수 없기 때문에 수치해석적인 방법을 통하여

근사해를 구해야 하는 비교적 복잡한 과정을 거치

게 되지만, 식 (7)의 경계조건을 이용하여 식 (3) ~

(6)의 연립 방정식을 동시에 풀면, 압력과 유막두

께를 비교적 정확하게 구할 수 있다.

3. 해석 결과

3.1 해석 조건

Table 1은 왕복동식 압축기 저널 베어링의 윤활

해석을 위한 입력데이터를 정리하였다. Table 1의

조건에서 저널 베어링부의 최소 유막두께 및 발생

압력 등을 해석하여 조건에 따라서 윤활유 공급

유로의 위치를 찾아 설계를 위한 기초 자료로 활

용하고자 하였다.

3.2 크랭크샤프트에 가해지는 작용력

Fig. 6은 샤프트의 회전수 2950 rpm, 실린더 내

의 흡입압력 60 kPa, 토출압력 750 kPa 일 때 회전

각에 따른 피스톤에 작용하는 작용력을 보여주고

있다.

Fig. 7은 Fig. 6의 축방향과 반경방향 작용력의

합력으로 회전각에 따른 크랭크샤프트에 작용하는

작용력을 보여주고 있으며, 축방향 하중에 비해

반경방향 하중이 훨씬 작기 때문에 거의 축방향

하중과 유사한 형태를 보여주고 있다. 회전 각도

에 따라서 크랭크샤프트에 작용하는 작용력의 변

동성이 크게 나타나고 있음을 알 수 있으며, 음

(negative)의 값은 작용력의 방향이 반대임을 나타

내고 있다.

Fig. 6 Axial and radial forces of the piston

Fig. 7 Acting force on the crankshaft

Fig. 8 Pressure distribution in the Main bearing

3.3 메인 저널 베어링의 윤활 특성

Fig. 8은 Table 1 및 Fig. 7의 합력이 크랭크샤프

트에 작용하는 조건에서 저널 베어링의 메인 베어

링부에서 발생하는 압력분포를 보여주고 있다. 회

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 843

전각 θ가 변할 때 Fig. 7에서와 같이 작용 하중의

크기와 방향이 변하기 때문에 유막 내에서 발생하

는 압력도 같이 변하고 있으며, 하중이 크게 작용

하는 구간에서 Fig. 8과 같이 압력이 크게 발생하

고 있음을 확인할 수 있다.

Fig. 9는 Fig. 8과 동일한 조건에서 메인 저널

베어링부에서 유막두께를 보여주고 있다. Fig. 8과

마찬가지로 회전각 θ가 변할 때 작용 하중의 크기

와 방향이 변하기 때문에 유막두께도 같이 변하고

있으며, 하중이 크게 작용하는 구간에서 Fig. 9의

최소유막두께가 작아지고 있음을 확인할 수 있다.

3.4 유로 압력 특성

Fig. 10은 오일 패스(Oil Path)가 축을 따라 나선

형으로 설치되어 있을 때의 전개도를 나타내고 있

으며, 서브 베어링 오일 패스 홀에서 윤활유가 흡

입되어 메인 베어링 오일 패스 홀까지 오일 패스

를 따라 이동한다. 축이 회전할 때 같이 회전하는

오일 패스의 경로 상에 압력이 높은 구간이 존재

하지 않아야 윤활유가 원활하게 공급될 수 있다.

본 연구에서는 서브 베어링 오일 패스 홀 중심

에서 메인 베어링 오일 패스 홀 중심까지 270º를

이루는 나선형 오일 패스를 대상으로 하였다.

샤프트가 회전할 때 샤프트에 작용하는 작용력

의 크기 및 방향이 변하고, 이에 따라 유막 내에

서 발생하는 압력 분포도 같이 변하게 된다. Fig.

11은 Table 1 및 Fig. 7의 합력이 크랭크샤프트에

작용하는 조건에서 임의의 오일 패스 홀 중심에

대해서 샤프트의 회전각에 따른 압력 분포를 나타

내고 있다. 오일 패스 홀이 1회전할 때 압력이 높

은 구간을 통과하지 않도록 적정한 위치를 선정하

는 것이 좋다.

Fig. 12는 Table 1 및 Fig. 7의 합력이 크랭크샤

프트에 작용하는 조건에서 메인 베어링의 간극이

19 μm일 때, 오일 패스 홀 각도에 따른 유막 내의

압력 분포를 나타낸 것이다. 예를 들면, 메인 베어

링의 약 210º위치에 오일 패스 홀을 설치하면, 오

일 패스 홀이 1회전할 때 최대 약 9.3 MPa의 압력

이 걸릴 수 있고, 약 30º위치에 오일 패스 홀을 가

공하면, 최대 약 0.7 MPa의 압력이 오일 패스 홀에

걸릴 수 있다는 의미이다. 오일 패스내의 압력이

낮아야 윤활유의 공급이 원활하기 때문에 되도록

압력이 낮은 구간을 선택하여 오일 패스 홀을 가

Fig. 9 Film thickness in the Main bearing Fig. 10 Shape of the oil path in the journal bearing

Fig. 11 Oil path pressure distribution in the Main bearing

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 844

공해야 할 것으로 여겨진다.

Fig. 12에서 볼 수 있듯이 메인 베어링에서 오

일 패스 홀의 위치는 0º~120º와 300º~360º (-60º~

120º)가 적당할 것으로 여겨진다.

Fig. 13은 Table 1 및 Fig. 7의 합력이 크랭크샤

프트에 작용하는 조건에서 서브 베어링 간극이

19 μm 일 때, 서브 베어링에서의 압력 분포를 나

타내고 있다. Fig. 12와 마찬가지로 압력이 낮은 구

간에 오일 패스 홀을 가공하는 것이 좋으며, 약

120º~290º가 적당할 것으로 여겨진다.

그러나 오일 패스는 Fig. 10에서 볼 수 있듯이

서브 베어링에서 메인 베어링까지 –θ 방향의 나선

형을 이루는 일체형이기 때문에 서브 베어링과 메

인 베어링에서의 각도를 적당히 조정할 필요가 있

으며, 본 연구에서는 전체 오일 패스가 이루는 각

도는 308º이다. 또한 서브 베어링 내의 오일 패스

의 각도는 81º이고, 메인 베어링 내의 오일 패스의

각도는 115º이다. 이는 서브와 메인 베어링의 길이

가 다르기 때문이다. 따라서 메인 베어링에서는

오일 패스 각도 115º내에 압력이 높은 구간이 존

재하지 말아야 하며, 서브 베어링에서는 오일 패

스 각도 81º내에 압력이 높은 구간이 없어야 한다.

상기의 내용을 감안하면, 서브 베어링에서 오

일 패스 홀 센터의 위치는 약 230º~250º이며, 메인

베어링에서 오일 패스 홀 센터의 위치는 약 -40º~-

20º이다.

Fig. 14는 Fig. 12와 동일한 조건에서 메인 베어

링의 간극을 10 μm로 할 때, 오일 패스 홀 각도에

따른 유막 내의 압력 분포를 나타낸 것이다. Fig.

12와 비교하였을 때 베어링 간극이 작아지므로 써

최대 압력이 거의 50%로 작아졌으며, 압력 분포

범위가 더 넓어 진 것을 알 수 있다.

Fig. 14에서 볼 수 있듯이 압력이 낮은 구간에

오일 패스 홀을 설치하는 것이 좋으며, 메인 베어

링에서 오일 패스 홀의 위치는 약 -60º~100º가 적

Fig. 12 Oil path pressure distribution in the Main

bearing (at 19 μm Clearance)

Fig. 13 Oil path pressure distribution in the Sub bearing

(at 19 μm Clearance)

Fig. 14 Oil path pressure distribution in the Main

bearing (at 10 μm Clearance)

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 845

당할 것으로 여겨진다.

Fig. 15는 Fig. 13과 동일한 조건에서 서브 베어

링 간극을 10 μm로 할 때, 서브 베어링에서의 압

력 분포를 나타내고 있다. 압력이 낮은 구간에 오

일 패스 홀을 가공하는 것이 좋으며, 약 120º~280º

가 적당할 것으로 여겨진다.

Fig. 10의 각도들을 감안하면, 서브 베어링에서

오일 패스 홀 센터의 위치는 약 229º~233º이며, 메

인 베어링에서 오일 패스 홀 센터의 위치는 약 -

41º~-37º이다.

따라서 베어링 간극에 따라서 베어링 내의 최

대 압력, 압력 분포 범위 및 위치가 달라져서 오

일 패스 홀의 가공 위치가 달라질 수 있다는 것을

확인할 수 있었다.

그러므로 다양한 운전조건 및 설계 변수들에

따라서 오일 패스의 위치는 달라져야 할 것으로

여겨지며, 적정한 오일 패스의 위치 선정이 저널

베어링 부의 윤활특성에 중대한 영향을 줄 수 있

다는 것을 예측할 수 있다.

4. 결론

냉동·공조용 왕복동식 압축기의 저널 베어링

부에서 오일 패스의 설계를 위한 압력 분포를 해

석한 결과, 본 논문의 저널 베어링에서 오일 패스

의 위치는 압력 분포의 형상에 따라서 영향을 크

게 받으며, 이는 운전조건 및 설계 변수들에 따라

서 영향을 받을 수 있다는 것을 의미하며, 다음과

같이 정리할 수 있다.

1) 베어링 간극(10, 19 μm)에 따라서 베어링 유

막 내에서 발생하는 압력은 크게 변하며, 베어링

간극이 작을수록 최대 압력은 작아지고, 압력의

분포 범위는 넓어진다는 것을 예측할 수 있다.

2) 베어링 간극이 19 μm일 때, 서브 베어링의

오일 패스 홀 센터의 위치는 약 230º~250º이며, 메

인 베어링에서 오일 패스 홀 센터의 위치는 약 -

40º~-20º이다.

3) 베어링 간극이 10 μm일 때, 서브 베어링의

오일 패스 홀 센터의 위치는 약 229º~233º이며, 메

인 베어링에서 오일 패스 홀 센터의 위치는 약 -

41º~-37º이다.

4) 오일 패스가 서브 베어링에서 메인 베어링

까지 일체형이기 때문에 메인과 서브 베어링내의

압력 분포를 동시에 구하여 오일 패스의 적정한

위치를 선정하고 설계하여야 한다.

그러므로 왕복동식 압축기의 저널 베어링부에

서 오일 패스는 베어링 부의 윤활을 위해서 필요

하며, 오일 패스의 적정한 위치 선정은 효과적인

윤활을 위해 대단히 중요하다. 이를 위해서는 베

어링 유막 내의 압력 분포를 해석하는 것이 무엇

보다 중요하며, 이를 이용하여 베어링의 윤활 특

성 파악 및 오일 패스의 설계가 가능할 것으로 여

겨진다.

참고문헌

1. Booker, J. F., “Dynamically-Loaded Journal Bearing:

Numerical Application of the Mobility Method,” J. of

Lubrication Tech., Vol. 93, No. 1, pp. 168-174, 1971.

2. Brewe, D. E., “Theoretical modeling of the Vapor

Cavitation in Dynamically Loaded Journal Bearing,”

ASME Journal of Tribology, Vol. 108, No. 4, pp.

628-638, 1986.

3. Cho, I. S., Chang, W. S., Kim, J. M., Kim, D. W., Oh,

S. H., and Jung, J. Y., “The Analysis of Shaft Center

Locus in the Refrigeration & Air-conditioning Rotary

Compressor,” Journal of KSTLE, Vol. 12, No. 2, pp.

65-73, 1996.

4. Bae, Y. J., Kim, J. B., Kim, J. K., and Chang, Y. J.,

“Mode Change Design for Capacity Modulation in

Reciprocating Compressor,” Journal of Mechanical

Fig. 15 Oil path pressure distribution in the Sub bearing

(at 10 μm Clearance)

한국정밀공학회지 제 30 권 8 호 pp. 839-846

August 2013 / 846

Science and Technology, Vol. 22, No. 7, pp. 1391-

1399, 2008.

5. Cho, I. S. and Jung, J. Y., “Lubrication

Characteristics of a Rotary Compressor Used for

Refrigeration and Air - Conditioning Systems (The

Influence of Alternative Refrigerants),” Journal of

Mechanical Science and Technology, Vol. 24, No. 4,

pp. 851-856, 2010.

6. Kim, J. B., “A Study on the Reliability of a Dual

Capacity Reciprocating Compressor,” Journal of the

KSPE, Vol. 26, No. 7, pp. 81-90, 2009.

7. Shin, T. J., Lee, S. K., and Jang, J. U., “A Study on

Health Monitoring of a Refrigerator Compressor

Based on Higher Order Time-Frequency Analysis

and Artificial Neural Network,” J. Korean Soc. Precis.

Eng., Vol. 29, No. 12, pp. 1313-1320, 2012.

8. Kim, J. B., “A Study on the Reliability of a Dual

Capacity Reciprocating Compressor,” J. Korean Soc.

Precis. Eng., Vol. 26, No. 7, pp. 81-90, 2009.

9. Kerpicci, H., Yagci, A., and Onbasioglu, S. U.,

“Investigation of Oil Flow in a Hermetic

Reciprocating Compressor,” International Journal of

Refrigeration, Vol. 36, No. 1, pp. 215-221, 2013.

10. Shin, C. G., Cho, I. S., Song, K. K., Jung, J. Y., and

Oh, S. H., “Journal Bearing Lubrication

Characteristics in Reciprocating Compressor,”

International Journal of Green Engineering and

Science, Vol. 1, No.1, pp. 21-32, 2012.