李佳琪，倪計民，石秀勇，徐曉川，劉 越，李冬冬，陳振斌

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結(jié)構(gòu)參數(shù)對增壓器浮環(huán)軸承潤滑特性和環(huán)速比的影響

李佳琪1，倪計民1※，石秀勇1，徐曉川1，劉 越1，李冬冬1，陳振斌2

（1. 同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804； 2. 海南大學(xué)機電工程學(xué)院，儋州 571737）

基于以往對增壓器的浮環(huán)軸承潤滑分析中大都忽略浮環(huán)的環(huán)速比影響，或?qū)櫥阅芎铜h(huán)速比獨立分析。該文采用數(shù)值分析方法研究了增壓器浮環(huán)軸承的潤滑特性和環(huán)速比，分析中考慮了轉(zhuǎn)軸、浮環(huán)、軸承座之間的傳熱因素，基于Reynolds方程和浮環(huán)平衡方程，建立了浮環(huán)軸承潤滑模型，對比分析了浮環(huán)內(nèi)、外層間隙，內(nèi)、外圓半徑4個結(jié)構(gòu)參數(shù)對浮環(huán)軸承潤滑特性和環(huán)速比的影響。結(jié)果表明，實際設(shè)計浮環(huán)時，需綜合考慮結(jié)構(gòu)參數(shù)對浮環(huán)潤滑特性和環(huán)速比的影響及影響程度；浮環(huán)內(nèi)層間隙增加，環(huán)速比降低，與內(nèi)層間隙0.02 mm時相比，轉(zhuǎn)速60 000 r/min時，內(nèi)層間隙0.04 mm時的環(huán)速比減幅達23%，內(nèi)層間隙增加，內(nèi)、外膜溫度減小，摩擦功耗略有增加，內(nèi)層間隙0.03 mm時，浮環(huán)具有較理想的潤滑性能和環(huán)速比；外層間隙0.06 mm的環(huán)速比均比外層間隙0.04 mm的環(huán)速比增加30%以上，外層間隙增加，外膜溫度減小，且轉(zhuǎn)速越高，外膜溫度減幅越大；浮環(huán)內(nèi)圓半徑越小，環(huán)速比越小，內(nèi)、外膜溫度和摩擦功耗越小，浮環(huán)潤滑性能越好；浮環(huán)外圓半徑增加，環(huán)速比降低，但內(nèi)膜溫度、外膜溫度、總摩擦功耗和總端泄流量變化幅度均在5%以內(nèi)，外圓半徑對浮環(huán)潤滑性能影響不顯著；浮環(huán)實際設(shè)計時，調(diào)整內(nèi)圓半徑比調(diào)整外圓半徑對改善浮環(huán)潤滑性能更有效。

軸承；模型；溫度；浮環(huán)軸承；潤滑；結(jié)構(gòu)參數(shù)；環(huán)速比；傳熱

0 引 言

增壓器浮環(huán)軸承由兩層油膜組成，中間由浮環(huán)隔開，兩層油膜分別為轉(zhuǎn)軸與浮環(huán)之間的內(nèi)層油膜（內(nèi)膜）和浮環(huán)與軸承座之間的外層油膜（外膜），浮環(huán)軸承具有低功耗、潤滑性能好等特點而被廣泛應(yīng)用。

Clarke等[1]對重載荷情況下的浮環(huán)軸承進行潤滑分析；Koeneke等[2]研究了高速軸承慣性力對油膜破裂的影響；Mokhtar等[3]研究了內(nèi)、外層外徑間隙對最小油膜厚度的影響；Andres等[4-7]在某一給定載荷條件下，考慮了內(nèi)膜、浮環(huán)、外膜之間的傳熱，對浮環(huán)功耗、溫度和油膜厚度進行了預(yù)測；Li等[8-10]對轉(zhuǎn)子和浮環(huán)軸承系統(tǒng)動力學(xué)進行了研究；Guo等[11-14]研究了徑推聯(lián)合動靜壓的靜態(tài)特性和動態(tài)特性；Zhang等[15]研究了氣體軸承的穩(wěn)定性；Dong等[16]研究了浮環(huán)軸承在發(fā)動機中的應(yīng)用；Deligant等[17]采用CFD軟件對增壓器軸承性能進行了預(yù)測；Liang 等[18-20]對半浮動軸承、浮環(huán)表面織構(gòu)和浮環(huán)失圓等影響因素進行了分析；康召輝等[21-22]考慮了浮環(huán)渦動對潤滑性能的研究；師占群等[23-25]考慮了貧油條件對浮環(huán)軸承潤滑性能的影響；寧峰平等[26]研究了過盈量對軸承預(yù)緊力的影響；同時，已有一些學(xué)者也開展了浮環(huán)軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)、浮環(huán)傳熱的影響研究[27-29]。

上述研究者往往將浮環(huán)的環(huán)速比脫離浮環(huán)軸承潤滑性能分析之外，分別對環(huán)速比和潤滑特性單獨分析或不考慮環(huán)速比的影響，這顯然與浮環(huán)軸承的實際工作狀況有所差異。浮環(huán)實際工作中，轉(zhuǎn)軸向浮環(huán)內(nèi)膜傳熱，浮環(huán)內(nèi)膜通過端泄帶走部分轉(zhuǎn)軸傳導(dǎo)內(nèi)膜和內(nèi)膜自身摩擦產(chǎn)生的熱量，另一部分熱量傳遞到浮環(huán)；浮環(huán)將內(nèi)膜吸收的熱量傳遞到外膜，外膜通過端泄帶走部分從浮環(huán)吸收的熱量和外膜自身摩擦產(chǎn)生的熱量，其余熱量傳遞到軸承座。因此，轉(zhuǎn)軸、浮環(huán)、軸承座之間的傳熱會影響內(nèi)、外膜的潤滑性能以及作用于浮環(huán)上的摩擦力，繼而引起環(huán)速比的變化。此外，過小的環(huán)速比不利于浮環(huán)軸承的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)，且環(huán)速比的變化也會對潤滑性能產(chǎn)生影響。因此，浮環(huán)的環(huán)速比和潤滑性能互相作用、互相影響。在研究結(jié)構(gòu)參數(shù)對浮環(huán)軸承潤滑性能影響時，還應(yīng)同時考慮其對環(huán)速比的影響。

本文以一農(nóng)用柴油機增壓器浮環(huán)軸承為研究對象，以浮環(huán)軸承潤滑模型、轉(zhuǎn)軸、浮環(huán)、軸承座熱量傳遞模型和浮環(huán)平衡模型為基礎(chǔ)，采用有限差分法求解雷諾方程，采用熱變形方程求解轉(zhuǎn)軸、浮環(huán)和軸承座熱變形量，分析探究結(jié)構(gòu)參數(shù)對浮環(huán)潤滑特性和環(huán)速比的影響。

1 數(shù)學(xué)模型與數(shù)值分析方法

1.1 浮環(huán)軸承動壓潤滑模型

圖1所示為浮環(huán)軸承結(jié)構(gòu)示意圖。

a. 徑向截面

a. Radial cross section

b. 軸向截面

b. Axial cross section

注：J為轉(zhuǎn)軸角速度，rad·s-1；R為浮環(huán)角速度，rad·s-1；i、o為內(nèi)、外膜油膜厚度，m；i、o為浮環(huán)內(nèi)、外圓寬度，mm；o為軸承座坐標系，'''為浮環(huán)軸承坐標系。

Note:Jis journal angular velocity, rad·s-1;Ris ring angular velocity, rad·s-1;i,oare the inner and outer film thicknesses,m;i,oare the inner and outer circle widths;ois the coordinate system of bearing block,''' is the coordinate system of floating ring.

圖1 浮環(huán)軸承結(jié)構(gòu)示意圖

Fig.1 Schematic view of structure of floating ring bearing

1.1.1 Reynolds 方程

采用Reynolds方程表征內(nèi)膜、浮環(huán)、外膜系統(tǒng)中內(nèi)層油膜和外層油膜的壓力分布，忽略體積力及慣性力的影響，由式（1）、式（2）表示。

式中i、o分別為浮環(huán)內(nèi)圈半徑和外圈半徑，mm；J為轉(zhuǎn)軸半徑，mm；i、o分別為內(nèi)膜油膜厚度和外膜油膜厚度，mm；i、o分別為內(nèi)膜油膜壓力和外膜油膜壓力，Pa；J、R分別為轉(zhuǎn)軸和浮環(huán)角速度，rad/s；i、o分別為內(nèi)膜和外膜油膜黏度，Pa·s；為油膜角坐標，rad。

1.1.2 浮環(huán)油膜厚度方程

浮環(huán)油膜厚度方程如式（3）和式（4）所示[4]。

i=i0+iTr?Tj（3）

o=o0?oTr+Tc（4）

不計軸承表面變形的油膜厚度為

浮環(huán)受熱變形引起的膜厚變化量為

轉(zhuǎn)軸受熱變形引起的膜厚變化量為

軸承座受熱變形引起的膜厚變化量為

式中i0、o0為不計浮環(huán)表面變形的內(nèi)外油膜厚度，mm；iTr、oTr分別為浮環(huán)表面熱變形引起的內(nèi)外油膜厚度變化量，mm，其中浮環(huán)熱變形使內(nèi)膜間隙變大，使外膜間隙變??；Tj為轉(zhuǎn)軸熱變形引起的內(nèi)膜油膜厚度變化量，mm，轉(zhuǎn)軸熱變形使內(nèi)膜間隙變?。籘c為軸承座熱變形引起的外膜油膜厚度變化量，mm；i0，o0分別為內(nèi)、外層油膜半徑間隙，mm；i、o分別為內(nèi)外油膜偏心率；i、o分別為內(nèi)外油膜偏位角，rad；R為浮環(huán)熱膨脹系數(shù)；R為浮環(huán)溫度，K；ref為參考溫度，K；J為轉(zhuǎn)軸熱膨脹系數(shù)；J為轉(zhuǎn)軸表面溫度，K；C為軸承座熱膨脹系數(shù)；C為軸承座溫度，K；C為軸承座半徑，mm。

1.1.3 潤滑油的黏溫關(guān)系

黏溫關(guān)系采用Vogel模型，這里使用CD30級潤滑油，其黏溫關(guān)系表達式為[30]

式中為潤滑油黏度，Pa·s；為溫度，K。

1.1.4 浮環(huán)摩擦功耗

浮環(huán)軸承摩擦功耗如式（12）－式（14）所示[4]。

式中i、o為內(nèi)外油膜摩擦功耗，W；total為浮環(huán)摩擦功耗，W；為浮環(huán)軸承內(nèi)圈寬度、外圈寬度，mm。

1.1.5 潤滑油端泄流量

浮環(huán)軸承潤滑油端泄流量如式（15）－式（20）所示[30]。

式中i1、i2分別為內(nèi)層潤滑油前端、后端流量，L/s；o1、o2分別為外層潤滑油前端、后端流量，L/s；i、o分別為內(nèi)、外層潤滑油流量，L/s。

1.2 轉(zhuǎn)軸-浮環(huán)-軸承座傳熱模型

增壓器轉(zhuǎn)軸-浮環(huán)系統(tǒng)運轉(zhuǎn)中，熱流由轉(zhuǎn)軸流向軸承座。其中，內(nèi)膜、浮環(huán)和外膜均保持熱量平衡。

1.2.1 浮環(huán)內(nèi)膜熱平衡方程

浮環(huán)內(nèi)膜熱量由轉(zhuǎn)軸向內(nèi)膜傳熱和內(nèi)膜摩擦兩部分組成。內(nèi)膜通過端泄帶走部分熱量，另一部分熱量則傳遞到浮環(huán)，其熱平衡方程為

式中Journal-i為轉(zhuǎn)軸對浮環(huán)內(nèi)膜傳熱量，J；Journal-i=JJi(J?i)，其中J為轉(zhuǎn)軸與內(nèi)膜傳熱區(qū)域面積，m2，Ji為內(nèi)膜與轉(zhuǎn)軸的對流換熱系數(shù)；i為內(nèi)膜溫度，K；i=in+?i，in為進油溫度，K；?i為內(nèi)膜溫升，K；i為內(nèi)膜摩擦產(chǎn)生熱量，J；i=i，i-out為內(nèi)膜端泄熱量散失，J，i-out=cρQi?i，c為潤滑油比熱容，J/(kg·K)；為潤滑油密度，kg/m3；i-ring為內(nèi)膜對浮環(huán)傳熱量，J，i-ring=RiR(i?R)，其中R為油膜與浮環(huán)傳熱區(qū)域面積，m2，iR為內(nèi)膜與浮環(huán)的對流換熱系數(shù)。

1.2.2 浮環(huán)熱平衡方程

浮環(huán)將從內(nèi)膜吸收的熱量傳遞到外膜，并且浮環(huán)從內(nèi)膜吸收的熱量等于浮環(huán)傳遞到外膜的熱量，其方程為

式中ring-o為浮環(huán)向外膜傳遞的熱量，J；ring-o=RRo(R?o)，J，Ro為浮環(huán)與外膜的對流換熱系數(shù)，o為外膜溫度，K，o=in+?o，其中?o為外膜溫升，K。

1.2.3 浮環(huán)外膜熱平衡方程

浮環(huán)外膜熱量由浮環(huán)向外膜傳熱和外膜自身摩擦做功兩部分組成。同樣，外膜通過端泄帶走部分熱量，另一部分熱量則傳遞到軸承座散失，其熱平衡方程為

式中o為外膜摩擦生熱量，J，o=o；o-out為外膜端泄熱量散失，J，o-out=co?o；o-casing為外膜傳遞到軸承座熱量散失，J，o-casing=CoC(o?C)，C為外膜與軸承座傳熱區(qū)域面積，m2；oC為外膜與軸承座對流換熱系數(shù)。

1.3 浮環(huán)平衡模型

浮環(huán)軸承穩(wěn)定工作時，浮環(huán)受到內(nèi)膜承載力與外膜承載力，且內(nèi)膜承載力與外膜承載力大小相等，方向相反。內(nèi)膜作用在浮環(huán)上的方向為垂直向下，外膜作用在浮環(huán)的方向為垂直向上。力平衡方程為[4]

式中i、o分別為內(nèi)、外膜承載力，N；ix、ox分別為內(nèi)、外膜承載力在′,坐標軸方向上的分量，N；iy、oy分別為內(nèi)、外膜承載力在′,坐標軸方向上的分量，N。

1.3.2 浮環(huán)力矩平衡方程

浮環(huán)高速運轉(zhuǎn)時，內(nèi)、外油膜在浮環(huán)上產(chǎn)生的摩擦力力矩相等。力矩平衡方程為

1.4 數(shù)值分析方法

數(shù)值分析流程圖如圖2所示。

5.從作文內(nèi)容來看，31%的同學(xué)能做到中心明確，內(nèi)容具體，其余同學(xué)有不同層次問題；從結(jié)構(gòu)來看，35%的同學(xué)能做到條理清楚，結(jié)構(gòu)完整，其余同學(xué)有不同層次問題；從語言來看，31%的同學(xué)語言通順，用語準確，其余同學(xué)有不同層次問題。

2 計算模型驗證

為驗證論文模型正確性，與文獻[6]試驗結(jié)果進行比較。首先，本文模型與文獻[4-6]中異同處在于：文獻[4-6]中的計算模型沒有考慮內(nèi)膜與轉(zhuǎn)軸之間的傳熱和外膜與軸承座之間的傳熱，以轉(zhuǎn)軸溫度近似等于內(nèi)膜溫度,軸承座溫度近似等于外膜溫度作為處理方式，只考慮了內(nèi)膜、浮環(huán)、外膜之間的傳熱狀況，而本文計算模型考慮了轉(zhuǎn)軸、浮環(huán)、軸承座之間的傳熱因素，并且，在本文進一步分析中，考慮了浮環(huán)軸承潤滑性能和環(huán)速比的相互影響關(guān)系，研究浮環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)對其潤滑性能和環(huán)速比的綜合影響。

在算例中，浮環(huán)軸承參數(shù)采用試驗中軸承性能參數(shù)[4-6]，并采用本文的模型進行分析，獲取不同轉(zhuǎn)速下的環(huán)速比與文獻[6]相應(yīng)試驗值的對比情況，見圖3。由圖3可見，本文采取的潤滑與傳熱相結(jié)合的模型算法結(jié)果與試驗值吻合較好，誤差在15%內(nèi)，且變化趨勢也較為一致，證明本文模型的可靠性。

4 結(jié)果與討論

表1為分析浮環(huán)軸承和潤滑油主要參數(shù)。

表1 浮環(huán)軸承和潤滑油主要計算參數(shù)

3.1 內(nèi)層間隙

圖4為內(nèi)層間隙對浮環(huán)軸承環(huán)速比與潤滑特性的影響。由圖4a可知，隨內(nèi)層間隙增加，內(nèi)膜膜厚增加，導(dǎo)致內(nèi)膜力矩減小，故需減小環(huán)速比使內(nèi)膜力矩與外膜力矩重新達到平衡，因而環(huán)速比減小，且轉(zhuǎn)速越小，環(huán)速比下降趨勢越明顯。與內(nèi)層間隙0.02 mm時相比，轉(zhuǎn)速60 000 r/min時，內(nèi)層間隙0.04 mm時的環(huán)速比減幅達23%。由圖4b可知，隨內(nèi)層間隙增加，內(nèi)膜通過端泄帶走更多熱量，從而使內(nèi)膜溫度減小。

由圖4c可知，外膜溫度也隨內(nèi)層間隙增加而減小，主要原因在于環(huán)速比減小使浮環(huán)轉(zhuǎn)速下降，導(dǎo)致浮環(huán)與液膜之間摩擦生熱明顯減小。由圖4d可知，隨內(nèi)層間隙增加，內(nèi)膜最小膜厚增加，而外膜最小膜厚的變化并不顯著，原因在于最小膜厚主要由間隙結(jié)構(gòu)決定，內(nèi)層間隙增加，浮環(huán)內(nèi)層幾何間隙明顯變大，因而內(nèi)膜最小膜厚增加；而外層幾何間隙沒有發(fā)生改變。由圖4e可知，總摩擦功耗隨內(nèi)層間隙增加而略有增加。由圖4f可知，隨內(nèi)層間隙增加，總端泄流量增加，但增幅基本不隨轉(zhuǎn)速變化。因此，在實際設(shè)計浮環(huán)軸承時，應(yīng)在避免環(huán)速比過小的前提下，適當增加內(nèi)層間隙從而提高浮環(huán)軸承的潤滑性能。

在本算例中，盡管內(nèi)層間隙為0.04 mm時浮環(huán)具有最佳的潤滑性能，但內(nèi)層間隙0.04 mm時過小的環(huán)速比可能會導(dǎo)致浮環(huán)實際工作中失效。綜上分析，要獲得理想的潤滑性能和環(huán)速比，內(nèi)層間隙取0.03 mm較為合適。

3.2 外層間隙

圖5為外層間隙對浮環(huán)軸承環(huán)速比與潤滑特性的影響。由圖5a可知，外層間隙0.06 mm的環(huán)速比均比外層間隙0.04 mm的環(huán)速比增加30%以上。由圖5b可知，外層間隙對內(nèi)膜溫度幾乎沒有影響。由圖5c可知，盡管環(huán)速比隨外層間隙增加而增加，導(dǎo)致浮環(huán)轉(zhuǎn)速升高，浮環(huán)與外膜摩擦產(chǎn)生更多熱量，但外膜間隙增加的同時也使液膜端泄帶走更多熱量，其影響大于外膜摩擦生熱影響，故外膜溫度反而減少，且隨轉(zhuǎn)速升高，外膜溫度減幅有擴大趨勢。由圖5d可知，內(nèi)膜最小膜厚基本不隨外層間隙變化而變化，而外膜最小膜厚隨外層間隙增加而增加。由圖5f可知，由于外層間隙增加使外膜端泄流量增加，因而總端泄流量增加。綜上所述，增加外層間隙以提高浮環(huán)的環(huán)速比，同時還可降低浮環(huán)外膜溫度，但對內(nèi)膜溫度的影響并不明顯?；谕鈱娱g隙對浮環(huán)潤滑特性和環(huán)速比的分析結(jié)果，在浮環(huán)其他幾何結(jié)構(gòu)參數(shù)不變的情況下，外層間隙取0.06 mm較為合適。

3.3 內(nèi)圓半徑

圖6為內(nèi)圓半徑對浮環(huán)軸承環(huán)速比和潤滑特性的影響。由圖6a可知，隨內(nèi)圓半徑增加，環(huán)速比增加。由圖6b可知，由于內(nèi)圓半徑增加使浮環(huán)內(nèi)圓表面與液膜接觸面積增加，液膜摩擦做功增加，故內(nèi)膜溫度增加。由圖6c可知，外膜溫度隨內(nèi)圓半徑增加而增加，原因在于浮環(huán)轉(zhuǎn)速增加使外膜摩擦生熱增多，導(dǎo)致外膜溫度增加，且轉(zhuǎn)速越高，外膜溫度的增幅有擴大趨勢。由圖6d可知，隨內(nèi)圓半徑增加，內(nèi)膜最小膜厚與外膜最小膜厚均增加，但外膜最小膜厚增幅明顯大于內(nèi)膜最小膜厚增幅，這是因為內(nèi)膜膜厚受轉(zhuǎn)軸與浮環(huán)轉(zhuǎn)速綜合影響，而外膜膜厚只受浮環(huán)轉(zhuǎn)速影響。由圖6e可知，隨著內(nèi)圓半徑的增加，總摩擦功耗增加，同樣，總摩擦功耗增幅隨轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速增加而增加，說明內(nèi)圓半徑對浮環(huán)軸承潤滑性能與轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速有直接聯(lián)系。由圖6f可知，總端泄流量隨內(nèi)圓半徑增加而增加。綜上所述，由于內(nèi)、外膜溫度和摩擦功耗均隨內(nèi)圓半徑減小而減小，因此減小浮環(huán)內(nèi)圓半徑可以明顯改善浮環(huán)潤滑性能，但浮環(huán)的環(huán)速比也相應(yīng)減小。內(nèi)圓半徑為6 mm時，環(huán)速比均在0.1以下，不利于浮環(huán)的穩(wěn)定運轉(zhuǎn)。因此，為確保浮環(huán)穩(wěn)定運行，且同時確保浮環(huán)潤滑性能最佳，內(nèi)圓半徑取7 mm較為合適。

3.4 外圓半徑

圖7為外圓半徑對浮環(huán)軸承環(huán)速比和潤滑特性的影響。由圖7a可知，隨外圓半徑增加，環(huán)速比降低。由圖7b可知，內(nèi)膜溫度隨外圓半徑增加而略有增加，原因在于隨著外圓半徑增加，浮環(huán)轉(zhuǎn)速減小，而轉(zhuǎn)軸與浮環(huán)之間的相對速度增加，內(nèi)膜摩擦生熱加劇，導(dǎo)致內(nèi)膜溫度增加。由圖7c可知，由于外圓半徑增加使浮環(huán)外表面與液膜接觸面積增加，液膜做功增加，外膜溫度略有增加。但是，與內(nèi)圓半徑對內(nèi)、外膜溫度影響程度相比，外圓半徑對內(nèi)、外膜溫度的增幅很小。由圖7d可知，隨外圓半徑增加，外膜最小膜厚減小，而內(nèi)膜最小膜厚基本沒有變化。由圖7e、7f可知，隨外圓半徑增加，總摩擦功耗略有增加，總端泄流量略有減小，外圓半徑對內(nèi)膜溫度、外膜溫度、總摩擦功耗和總端泄流量變化幅度均在5%以內(nèi)，說明外圓半徑對浮環(huán)潤滑性能的影響并不顯著。由于外圓半徑為11和12 mm時，環(huán)速比較小，為確保浮環(huán)穩(wěn)定運轉(zhuǎn)，外圓半徑應(yīng)取10 mm較為合適，此時浮環(huán)在不影響潤滑性能的同時也能夠保證較大的環(huán)速比，從而保證浮環(huán)軸承的可靠性。此外，浮環(huán)外圓半徑對浮環(huán)軸承潤滑性能的影響程度小于內(nèi)圓半徑對其的影響。因此，想要提高潤滑性能，實際設(shè)計浮環(huán)軸承時，調(diào)整浮環(huán)內(nèi)圓半徑比調(diào)整外圓半徑更有效。

4 結(jié) 論

1）增壓器浮環(huán)軸承的環(huán)速比和潤滑特性存在互相影響、互相作用關(guān)系。實際設(shè)計浮環(huán)軸承時，應(yīng)綜合考慮結(jié)構(gòu)參數(shù)對潤滑特性和環(huán)速比的影響及影響程度。

2）與內(nèi)層間隙0.02 mm相比，內(nèi)層間隙0.04 mm時的環(huán)速比減幅達23%；內(nèi)層間隙增加，內(nèi)膜溫度和外膜溫度減小，摩擦功耗略有增加，端泄流量增加，浮環(huán)潤滑性能提高。要獲得理想的環(huán)速比，內(nèi)層間隙取0.03 mm較為合適。

3）外層間隙為0.06 mm的環(huán)速比均比外層間隙為0.04 mm的環(huán)速比增加30%以上；外膜溫度減小，且轉(zhuǎn)速越高，外膜溫度減幅越大。

4）浮環(huán)軸承內(nèi)圓半徑越小，浮環(huán)潤滑性能越好，但浮環(huán)的環(huán)速比也相應(yīng)降低。

5）隨浮環(huán)外圓半徑增加，環(huán)速比降低，但內(nèi)膜溫度、外膜溫度、總摩擦功耗和總端泄流量變化幅度均在5%以內(nèi)，潤滑性能變化不顯著；為提高潤滑性能，實際設(shè)計浮環(huán)軸承時，調(diào)整浮環(huán)內(nèi)圓半徑比調(diào)整外圓半徑更有效。

[1] Clarke D M, Fall C，Hayden G N，et al. A steady-state model of a floating ring bearing, including thermal effects[J]. ASME Journal of Tribology, 1992, 114(1): 141－149.

[2] Koeneke C E, Tanaka M, Motoi H. Axial oil film rupture in high speed bearings due to the Effect of the centrifugal force[J]. ASME Journal of Tribology, 1995,117(3): 394－398.

[3] Mokhtar M M, EI-Butch A M A. Adoption of floating-ring design in automotive applications[C]//SAE World Congress, Detriot, 2005: 3783－3789.

[4] Andres L S, Kerth J. Thermal effects on the performance of floating ring bearings for turbochargers[J]. Journal of Engineering Tribology, 2004, 218(5): 437－450.

[5] Holt C，Andres L S, Sahay S, et al. Test response and nonlinear analysis of a turbocharger supported on floating ring bearings[J]. ASME Journal of Tribology, 2005, 127(2): 107－115.

[6] Andres L S, Gjika K G, Larue G. Rotordynamics of small turbochargers supported on floating ring bearings-highlights in bearing analysis and experimental validation[J]. ASME Journal of Tribology, 2007, 129(2): 391－397.

[7] Andres L S, Barbarie V C, Bhattacharya A, et al. On the effects of thermal energy transport to the performance of (Semi) floating ring bearing systems for automotive turbochargers[J]. ASME Journal of Engineering for Gas Turbings and Power, 2012, 134(10): 1－10.

[8] Li C H. Dynamics of rotor bearing systems supported by floating ring bearings[J]. Journal of Lubrication Technology, 1982, 104(1): 469－477.

[9] Bouzidane A, Thomas M. Equivalent stiffness and damping investigation of a hydrostatic journal bearing[J]. Tribology Transcation, 2007, 50(2): 257－267.

[10] Chen C H. The influence of orifice restriction and journal eccentricity on the stability of the rotor-hybird bearing system[J]. Tribology International, 2004, 37(3): 227－234.

[11] Guo H, Lai X M, Cen S Q. Theoretical and experimental study of constant restrictor deep/shallow pockets hydrostatic/hydrodynamic conical bearing[J]. ASME Journal of Tribology, 2009, 131(4): 041701－041707.

[12] Guo H, Lai X M, Wu X L, et al. Performance of flat capillary compensated deep/Shallow pockets hydrostatic/hydrodynamic journal-thrust floating ring bearing[J]. Tribology Transcations, 2009, 52(2): 204－212.

[13] 郭紅，來新民，岑少起，等. 計入氣穴影響的徑推聯(lián)合動靜壓浮環(huán)軸承穩(wěn)定性研究[J]. 潤滑與密封，2009，34(9)：10－15.

Guo Hong, Lai Xinmin, Cen Shaoqi, et al. A stability analysis for a journal-thrust hybrid floating ring bearing with the cavitations influence[J]. Lubrication Engineering, 2009, 34(9): 10－15. (in Chinese with English abstract)

[14] 郭紅，張直明，岑少起，等. 徑向浮環(huán)動靜壓軸承穩(wěn)定性研究[J]. 振動與沖擊，2012，31(17)：81－85.

Guo Hong, Zhang Zhiming, Cen Shaoqi, et al. Stability of a journal floating ring hybrid bearing[J]. Journal of Vibration and Shock, 2012, 31(17): 81－85. (in Chinese with English abstract)

[15] Zhang R Q, Chang H S. Stability of a new type of hydrostatic/hydrodynamic floating ring gas bearing[J]. Tribology Transcations, 1999, 42(2): 331－337.

[16] Dong X, Zhao Z. Experimental and analytical research on floating-ring bearings for engine applications[J]. ASME Journal of Tribology, 1990, 112(1): 119－122.

[17] Deligant M, Podevin P, Descombes G. CFD model for turbocharger journal bearing performance[J]. Applied Thermal Engineering, 2011, 31(5): 811－819.

[18] Liang Feng, Zhou Ming, Xu Quanyong, et al. Effects of semi-floating ring bearing outer clearance on the subsynchronous oscillation of turbocharger rotor[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2016, 29(5): 901－910.

[19] Pei Shiyuan, Xu Hua, Yun Meng, et al. Effects of surface texture on the lubrication performance of the floating ring bearing[J]. Tribology International, 2016, 102(1): 143－153.

[20] Soni S, Vakharia D P. A steady-state performance analysis of a non-circular cylindrical floating ring journal bearing[J]. Journal of Engineering Tribology, 2016, 231(1):1－16.

[21] 康召輝，任興民，黃金平，等. 浮環(huán)軸承系統(tǒng)中浮動環(huán)作用機理研究[J]. 振動工程學(xué)報，2009，22(5)：533－536.

Kang Zhaohui, Ren Xingmin, Huang Jinping, et al. Research of mechanism of a floating ring in the floating ring bearing system[J]. Journal of Vibration Engineering, 2009, 22(5): 533－536. (in Chinese with English abstract)

[22] 康召輝，任興民，何尚文，等. 浮環(huán)渦動對浮動軸承油膜壓力分布影響的研究[J]. 航空動力學(xué)報，2010，25(5)：1197－1202.

Kang Zhaohui, Ren Xingmin, He Shangwen, et al. Study on the effects of whirling motion of the floating-ring on distribution of oil pressure in a floating-ring bearing[J]. Journal of Aerospace Power, 2010, 25(5): 1197－1202. (in Chinese with English abstract)

[23] 師占群，張浩，宋中越，等. 載荷和供油壓力對浮環(huán)軸承潤滑影響的理論研究[J]. 河北工業(yè)大學(xué)學(xué)報，2013，42(1)：61－69.

Shi Zhanqun, Zhang Hao, Song Zhongyue, et al. A theoretical study on the effects of load and lubricant feed pressure on the lubrication of floating ring bearings[J]. Journal of Hebei University of Technology, 2013, 42(1): 61－69. (in Chinese with English abstract)

[24] 張浩，師占群，張順心，等. 基于質(zhì)量守恒邊界條件的浮環(huán)軸承貧油潤滑特性理論分析[J]. 機械工程學(xué)報，2014，50(9)：100－107.

Zhang Hao, Shi Zhanqun, Zhang Shunxin, et al. A theoretical investigation on staved lubricating characteristics of the floating ring bearing based on jacobsson-floberg-olsson boundary condition[J]. Journal of Mechanical Engineering, 2014, 50(9): 100－107. (in Chinese with English abstract)

[25] 張文靜，陳渭，李培，等. 系統(tǒng)參數(shù)對浮環(huán)軸承轉(zhuǎn)速比的動態(tài)影響[J]. 四川大學(xué)學(xué)報：工程科學(xué)版，2015，47(3)：160－167.

Zhang Wenjing, Chen Wei, Li Pei, et al. Dynamic effects of system parameters on speed ratio of floating ring bearing[J]. Journal of Sichuan University: Engineering Science Edition, 2015, 47(3): 160－167. (in Chinese with English abstract)

[26] 寧峰平，姚建濤，安靜濤，等. 考慮摩擦特性時過盈量對軸承預(yù)緊力的影響[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2015，31(14)：96－102.

Ning Fengping, Yao Jiantao, An Jingtao, et al. Influence of interference on bearing preload considering frictional properties[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2015, 31(14): 96－102. (in Chinese with English abstract)

[27] 易圣先，趙俊生，李培，等. 結(jié)構(gòu)參數(shù)對浮環(huán)軸承動態(tài)特性的影響研究[J]. 工程設(shè)計學(xué)報，2013，20(6)：512－516.

Yi Shengxian, Zhao Junsheng, Li Pei, et al. Research on effect of structure parameters on dynamic characteristic for floating ring bearing[J]. Chinese Journal of Engineering Design, 2013, 20(6): 512－516. (in Chinese with English abstract)

[28] Trippett R J, Li D F. High-speed floating ring bearing, test and analysis[J]. ASLE Transactions, 1987, 27(1): 73－81.

[29] 李佳琪，倪計民，石秀勇，等. 計入浮環(huán)傳熱的增壓器浮環(huán)軸承潤滑分析[J]. 同濟大學(xué)學(xué)報：自然科學(xué)版，2016，44(11)：1755－1762.

Li Jiaqi, Ni Jimin, Shi Xiuyong, et al. Influence of heat transfer through floating ring on lubrication performance of floating ring bearing[J]. Journal of Tongji University: Natural Science, 2016, 44(11): 1755－1762. (in Chinese with English abstract)

[30] Sun J, Deng M, Fu Y H, et al. Thermohydrodynamic lubrication analysis of misaligned plain journal bearing with rough surface[J]. ASME Journal of Tribology, 2010, 132(1): 111－118.

Effect of structural parameters on lubrication performance of floating ring bearing and ring speed ratio in turbocharger

Li Jiaqi1, Ni Jimin1, Shi Xiuyong1, Xu Xiaochuan1, Liu Yue1, Li Dongdong1,Chen Zhenbin2

(1.,,201804,; 2.,,571737,)

Turbochargers are widely used in internal combustion engines. The floating ring bearing is the most important part in the turbocharger, which is composed of inner film and outer film. The floating ring bearing can reduce the frictional power and oil film temperature. In the past, the lubrication performances of the floating ring bearing were analyzed without considering the heat transfer among the shaft, floating ring and bearing block. Furthermore, some researchers analyzed the lubrication performance of floating ring and the ring speed ratio separately. In reality, there exists heat transfer among the shaft, floating ring and bearing block and this part of heat will directly influence the lubrication performance of the floating ring. Besides, the change of the structural parameters may decrease ring speed ratio, which maybe is unfavorable to the practical operation if it is too small, and the change of the ring speed ratio may also influence the lubrication performance. So there exists a strong coupled relationship between the lubrication performance and ring speed ratio, and they can be studied more comprehensively and systematically with the change of structural parameters. The lubrication performance of floating ring bearing and the floating ring speed ratio in turbocharger were studied by considering the heat transfer among the shaft, floating ring and bearing block. Based on the Reynolds equation and the floating ring balance equation, the lubrication model of floating ring bearing was established. The Reynolds equation was solved by the finite difference method. The thermal deformation of the floating ring bearing was calculated by the thermal deformation equation. Comparative analysis on the influence of structural parameters on lubrication performance of floating ring bearing and floating ring speed ratio was performed, and the parameters included inner film clearance, outer film clearance, inner circle radius and outer circle radius. Results showed the effect and affecting level of structural parameter on lubrication performance and floating ring speed ratio should be considered comprehensively. The ring speed ratio decreased with the increase of inner film clearance. Compared with that inner film clearance is 0.02 mm, the ring speed ratio decreased 23% when inner film clearance is 0.04 mm. The inner film temperature, the outer film temperature decreased and the total friction power loss slightly increased with the increase of inner film clearance. The lubrication performance and ring speed ratio are ideal when inner film clearance is 0.03 mm. Compared with that outer film clearance is 0.04 mm，the ring speed ratio increased more than 30%. The outer film temperature decreased with the increase of outer film clearance. The higher the rotation speed, the greater the decrease amplitude of the outer film temperature. The smaller the inner circle radius, the smaller the floating ring speed ratio, and the smaller the inner film temperature, outer film temperature and total friction power loss. So the lubrication performance of the floating ring bearing will be improved with the decrease of the inner circle radius. The ring speed ratio decreased with the increase of the outer circle radius. But the inner film temperature, the outer film temperature increased, the total friction power loss and total oil leakage flowrate changed less than 5% with the increase of the outer circle radius. The outer circle radius has little effect on the lubrication performance of the floating ring bearing. Compared with the adjustment of the outer circle radius, it is more effective to improve the lubrication performance of floating ring bearing with the adjustment of the inner circle radius. There is a good agreement between the results predicted by the calculation model in this paper and some published experimental data.

bearings; models; temperature; floating ring bearing; lubrication; structural parameters; ring speed ratio; heat transfer

10.11975/j.issn.1002-6819.2017.02.007

TH133.31

A

1002-6819(2017)-02-0048-08

2016-05-09

2016-12-07

國家自然科學(xué)基金資助（51166002）；上海市自然基金資助（16ZR1438500）

李佳琪，博士生，主要從事浮環(huán)軸承潤滑機理研究。上海 同濟大學(xué)汽車學(xué)院，201804。Email：lijiaqi_1987@126.com

倪計民，男，教授，博士生導(dǎo)師，主要從事渦輪增壓器潤滑系統(tǒng)設(shè)計研究。上海 同濟大學(xué)汽車學(xué)院，201804。Email：njmwjyx@hotmail.com

李佳琪，倪計民，石秀勇，徐曉川，劉 越，李冬冬，陳振斌. 結(jié)構(gòu)參數(shù)對增壓器浮環(huán)軸承潤滑特性和環(huán)速比的影響[J]. 農(nóng)業(yè)工程學(xué)報，2017，33(2)：48－55. doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.02.007 http://www.tcsae.org

Li Jiaqi, Ni Jimin, Shi Xiuyong, Xu Xiaochuan, Liu Yue, Li Dongdong, Chen Zhenbin. Effect of structural parameters on lubrication performance of floating ring bearing and ring speed ratio in turbocharger[J]. Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering (Transactions of the CSAE), 2017, 33(2): 48－55. (in Chinese with English abstract) doi：10.11975/j.issn.1002-6819.2017.02.007 http://www.tcsae.org