潤(rùn)滑供油壓力對(duì)渦輪增壓器轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性影響

辛易達(dá)

(大連民族大學(xué) 機(jī)電學(xué)院， 遼寧 大連 116600)

0 引 言

渦輪增壓器的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，但其高故障率已成為人們關(guān)注的焦點(diǎn)。有數(shù)據(jù)顯示[1-3]，潤(rùn)滑與冷卻故障引起的轉(zhuǎn)子失穩(wěn)在渦輪失效故障中占比約為70%，這也引起了相關(guān)學(xué)者的重視和研究。文獻(xiàn)[4]用CFD方法對(duì)浮環(huán)軸承三維油膜力進(jìn)行了仿真分析，但并沒有考慮到內(nèi)外膜油孔對(duì)油膜壓力分布的影響；文獻(xiàn)[5]使用 CFD 方法研究了油孔旋轉(zhuǎn)時(shí)浮環(huán)軸承載荷的變化和浮環(huán)油孔流量的變化；文獻(xiàn)[6]基于短軸承理論對(duì)渦輪增壓器轉(zhuǎn)子進(jìn)行了離散化建模和數(shù)值仿真，研究了浮環(huán)軸承環(huán)速比和偏心率對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)失穩(wěn)的影響。文獻(xiàn)[6]用辛子空間迭代法建立了渦輪增壓器轉(zhuǎn)子有限元模型，計(jì)算得出轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速，文中基于CFD軟件對(duì)浮環(huán)軸承潤(rùn)滑特性進(jìn)行了深入分析，并考慮了油孔的影響，同時(shí)，分析了浮環(huán)軸承對(duì)渦輪增壓器轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響。

1 浮環(huán)軸承穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)的條件

當(dāng)浮環(huán)與軸頸同向異步旋轉(zhuǎn)時(shí)，浮環(huán)的運(yùn)動(dòng)方程為：

(1)

式中:Ir----浮環(huán)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；

ωo----浮環(huán)角速度；

Mi,Mo----分別為摩擦力在浮環(huán)內(nèi)外表面所產(chǎn)生的摩擦力矩。

浮環(huán)穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)時(shí)，有

(2)

于是

Mi-Mo=0

(3)

忽略浮環(huán)自重，根據(jù)力的平衡條件，浮環(huán)內(nèi)外表面所受油膜力大小相等，即

Fi-Fo=0

(4)

式中:Fi,Fo----分別為內(nèi)外油膜對(duì)浮環(huán)表面的油膜力。

這里為后面FLUENT仿真提供了判斷浮環(huán)軸承是否進(jìn)入穩(wěn)定旋轉(zhuǎn)的依據(jù)，即浮環(huán)內(nèi)外表面所受摩擦力矩相等。

假定浮環(huán)與軸頸的轉(zhuǎn)速比為恒定[8]:

(5)

式中:C----浮環(huán)與軸頸、軸瓦最大間隙;

μ----潤(rùn)滑油粘度;

R----半徑;

Ω----轉(zhuǎn)速;

L----油膜寬。

2 浮環(huán)軸承潤(rùn)滑油膜的有限元分析模型建立

研究分析的對(duì)象是軸承的流體區(qū)域，包括：軸瓦上的潤(rùn)滑油供油孔、內(nèi)外兩層油膜以及連接兩層油膜的浮環(huán)軸承油孔。由于油膜的厚度很薄，為微米級(jí)，若在CATIA或其它三維建模軟件中建模，并轉(zhuǎn)化為STP格式導(dǎo)入前處理軟件ICEM中，幾何模型會(huì)發(fā)生失真，因此直接在ICEM中建立幾何模型并劃分網(wǎng)格。這里采用非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格進(jìn)行劃分，網(wǎng)格劃分后即建立起浮環(huán)軸承的有限元模型,如圖1所示。

圖1 浮環(huán)軸承有限元模型

網(wǎng)格劃分完成后導(dǎo)出為FLUENT可以識(shí)別的MESH文件。

FLUENT求解參數(shù)設(shè)置。采用壓力基分離求解器，這種求解器以動(dòng)量和壓力為基本變量，壓力修正和動(dòng)量方程順序求解，需要的內(nèi)存少，求解過(guò)程靈活，適用范圍廣。采用層流模型，材料設(shè)置為液體，密度960 kg/m3，40 ℃時(shí)的粘度為0.024 Pa·s，操作環(huán)境為默認(rèn)的大氣壓。邊界條件設(shè)置如下：進(jìn)口和出口均為壓力邊界，出口壓力為大氣壓。內(nèi)膜的內(nèi)壁、外壁和外膜的內(nèi)壁設(shè)置為旋轉(zhuǎn)壁面。

采用非定常計(jì)算，求解時(shí)監(jiān)控出入口流量和殘差曲線，需要注意的是，只有殘差收斂不能表示計(jì)算收斂，還需符合物理?xiàng)l件，這里選擇出入口流量守恒。計(jì)算完成后檢查浮環(huán)軸承的內(nèi)外壁所受力矩是否平衡，否則調(diào)整轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速重新計(jì)算。

調(diào)整浮環(huán)轉(zhuǎn)速的方法是，若內(nèi)壁力矩小于外壁力矩，表示浮環(huán)轉(zhuǎn)速過(guò)快，需要降低旋轉(zhuǎn)速度，反之亦然。

3 供油壓力對(duì)浮環(huán)軸承潤(rùn)滑特性的影響

給定軸頸轉(zhuǎn)速為10 000 r/min，分別改變供油壓力為0.2、0.4、0.6 MPa，計(jì)算得出的供油壓力為0.2 MPa時(shí)，浮環(huán)軸承油膜壓力云圖如圖2～圖5所示。

圖2 0.2 MPa壓力云圖

圖3 0.2 MPa油孔壓力云圖

圖4 0.2 MPa內(nèi)油膜壓力云圖

從圖中可以發(fā)現(xiàn)，內(nèi)外油膜有明顯的收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)，收斂區(qū)為正壓，發(fā)散區(qū)為負(fù)壓，這是油膜的空化現(xiàn)象，即發(fā)散區(qū)油膜不連續(xù)造成的[9-10]。最大壓力發(fā)生在收斂區(qū)的油孔處，六個(gè)油孔的壓力受油孔所在處油膜壓力值的影響。供油孔處的壓力等于進(jìn)油壓力。浮環(huán)轉(zhuǎn)速為2 580 r/min，內(nèi)油膜端泄量為0.009 kg/s，外油膜端泄量為0.045 kg/s。

供油壓力為0.4 MPa時(shí)的油膜壓力云圖如圖6～圖9所示。

圖6 0.4 MPa壓力云圖

圖7 0.4 MPa油孔壓力云圖

圖8 0.4 MPa內(nèi)油膜壓力云圖

與供油壓力為0.2 MPa時(shí)相比較，供油孔及其附近的油膜壓力較大。內(nèi)外油膜的收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)壓力均有提高，尤其是外油膜更加明顯，而內(nèi)膜的變化相對(duì)較小。浮環(huán)轉(zhuǎn)速為2 596 r/min，內(nèi)油膜端泄量為0.011 kg/s，外油膜端泄量為0.069 kg/s。

供油壓力為0.6 MPa時(shí)的油膜壓力云圖如圖10～圖13所示。

圖10 0.6 MPa壓力云圖

圖11 0.6 MPa油孔壓力云圖

圖12 0.6 MPa內(nèi)油膜壓力云圖

與供油壓力為0.2 MPa和0.4 MPa時(shí)相比較，依舊是供油孔及其附近的油膜壓力最大。內(nèi)外油膜的收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)壓力均有較為明顯的提高，此時(shí)的浮環(huán)轉(zhuǎn)速為2 615 r/min，內(nèi)油膜端泄量為0.069 kg/s，外油膜端泄量為0.09 kg/s。

當(dāng)供油壓力分別為0.2、0.4、0.6 MPa時(shí)的軸承端泄量和環(huán)速比分別見表1和表2。

表1 不同供油壓力時(shí)的端泄量

表2 不同供油壓力時(shí)的環(huán)速比

從表1可知，供油壓力相同時(shí)外油膜端泄量總是大于內(nèi)油膜，當(dāng)供油壓力增加時(shí)，內(nèi)外油膜的端泄量也隨之增加，尤其是內(nèi)油膜的端泄量增加的更快?？梢姼叩墓┯蛪毫梢愿纳朴湍さ臐?rùn)滑情況，抑制內(nèi)油膜貧油現(xiàn)象的出現(xiàn)，從而使浮環(huán)軸承旋轉(zhuǎn)的穩(wěn)定性增加。

從表2可知，隨著供油壓力的增加，浮環(huán)轉(zhuǎn)速比也在緩慢增加，可以減小浮環(huán)軸承運(yùn)行時(shí)的摩擦功耗，提高渦輪增壓器的效率。

4 浮環(huán)軸承動(dòng)力特性對(duì)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響

采用ANSYS對(duì)渦輪增壓器轉(zhuǎn)子進(jìn)行仿真分析，在SolidWorks中建立轉(zhuǎn)子的簡(jiǎn)化三維模型，浮環(huán)軸承可以由彈簧單元近似代替。不同的供油壓力會(huì)影響到浮環(huán)軸承的剛度，其他條件相同時(shí)，浮環(huán)的偏心率會(huì)隨著供油壓力的提高而增大，從而增大浮環(huán)軸承的剛度。浮環(huán)的真實(shí)剛度系數(shù)與油膜特性、轉(zhuǎn)速、軸承材料特性等因素有關(guān)。確定其剛度系數(shù)常用兩種方法[10]：1)通過(guò)試驗(yàn)來(lái)確定；2)直接采用經(jīng)驗(yàn)值，或參考他人的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)。為了研究潤(rùn)滑系統(tǒng)對(duì)轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)特性的影響，可以設(shè)置軸承剛度，計(jì)算系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速，考察工作轉(zhuǎn)速是否在臨界轉(zhuǎn)速附近，從而判斷在該潤(rùn)滑條件下轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)是否穩(wěn)定。

在ANSYS中，根據(jù)表3設(shè)置材料屬性。

表3 轉(zhuǎn)子材料系數(shù)

使用坎貝爾圖可以方便得出臨界轉(zhuǎn)速，求解模態(tài)及坎貝爾圖時(shí)，考慮陀螺效應(yīng)，開啟陀螺效應(yīng)選項(xiàng)，給定軸的轉(zhuǎn)速為8 000 rad/s。軸承剛度為107N/m的坎貝爾圖如圖14所示。

圖14 坎貝爾圖

從圖中可以看出，正進(jìn)動(dòng)與負(fù)進(jìn)動(dòng)固有頻率成對(duì)出現(xiàn)。其中正進(jìn)動(dòng)曲線斜率為正，表示隨轉(zhuǎn)速升高固有頻率升高，反進(jìn)動(dòng)為負(fù)，表示隨轉(zhuǎn)速升高固有頻率降低。射線為一倍頻曲線，一般取射線與正進(jìn)動(dòng)曲線的交點(diǎn)為臨界轉(zhuǎn)速點(diǎn)，得出各階臨界轉(zhuǎn)速見表4。

表4 臨界轉(zhuǎn)速

5 結(jié) 語(yǔ)

基于CFD軟件對(duì)浮環(huán)軸承的潤(rùn)滑特性進(jìn)行了研究，分析了浮環(huán)軸承對(duì)轉(zhuǎn)子穩(wěn)定性的影響，利用FLUENT軟件對(duì)浮環(huán)軸承雙油膜進(jìn)行了有限元建模求解。使用FLUENT自帶后處理功能對(duì)其做了后處理，得到油膜壓力分布云圖、浮環(huán)轉(zhuǎn)速和軸承端泄量，分析發(fā)現(xiàn)：

1)浮環(huán)軸承內(nèi)外油膜均有明顯的發(fā)散區(qū)和收斂區(qū)。發(fā)散區(qū)會(huì)因?yàn)榭栈F(xiàn)象而呈現(xiàn)較高的負(fù)壓。隨著供油壓力升高，浮環(huán)軸承油膜的壓力分布普遍提高，這在外油膜表現(xiàn)的更明顯，但最大壓力基本穩(wěn)定。

2)在其它條件相同的情況下，外油膜端泄量是內(nèi)油膜的5～6倍。供油壓力的提高會(huì)增加軸承端泄量，尤其是內(nèi)油膜增加的更為明顯，這樣一來(lái)潤(rùn)滑油的消耗量提高，但可以很好地改善內(nèi)油膜的潤(rùn)滑條件，從而使浮環(huán)軸承潤(rùn)滑特性和運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定性得到改善。

3) 隨著供油壓力的增加，浮環(huán)轉(zhuǎn)速比也有所增加，降低了浮環(huán)軸承運(yùn)行時(shí)的摩擦功耗，提高渦輪增壓器的效率。

同時(shí)，利用ANSYS軟件對(duì)渦輪增壓器轉(zhuǎn)子進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)子的固有頻率取決于系統(tǒng)的參數(shù)和轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速。

參考文獻(xiàn)：

[1] 張揚(yáng)軍,張樹勇,徐建中.內(nèi)燃機(jī)流動(dòng)熱力學(xué)與渦輪增壓技術(shù)研究[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào),2008,26(z1):90-95.

[2] 張子辰,孫模師,劉洪德.渦輪增壓器工作原理及失效模式分析[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置,2008,103(1):33-36.

[3] 牟文凱,徐小力,吳國(guó)新.機(jī)車渦輪增壓器狀態(tài)監(jiān)測(cè)和故障診斷方法研究[C]//中國(guó)機(jī)械工程學(xué)會(huì)第八屆全國(guó)設(shè)備與維護(hù)工程學(xué)術(shù)會(huì)議論文集.北京:中國(guó)機(jī)械工程學(xué)會(huì),2009:557-558.

[4] 鄭惠萍，彭立強(qiáng).基于Fluent渦輪增壓器浮環(huán)軸承三維油膜力的仿真[J].汽車科技，2016(1):7-11.

[5] 朱磊,魏道高,史偉.考慮浮環(huán)支承的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)行為研究[J].汽車科技,2013(6):26-32.

[6] 殷勍.基于ANSYS的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性研究[D].太原：中北大學(xué)，2014.

[7] 廖愛華,隋永楓,吳昌華.增壓器轉(zhuǎn)子-支承系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速計(jì)算分析[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2009(6): 77-79.

[8] Andres L S, Kerth J. Thermal effects on the performance of floating ring bearings for turbochargers[J]. J. Eng. Tribol.,2004,218:437-450.

[9] 宋寅，李雪松，顧春偉.考慮油孔旋轉(zhuǎn)的浮環(huán)軸承的載荷流量特性研究[C]//中國(guó)工程熱物理學(xué)會(huì)流體機(jī)械2009年學(xué)術(shù)會(huì)議論文集，2010,31：15-18.

[9] 安曉衛(wèi),王學(xué)永.渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的臨界轉(zhuǎn)速研究[J].機(jī)械設(shè)計(jì),2015,32(2):75-78.

[10] 辛易達(dá).增壓柴油機(jī)余熱利用渦輪發(fā)電系統(tǒng)研究[J].長(zhǎng)春工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2017,38(6):616-624.