顧燦松,袁兆成, 劉佳鑫,楊征睿,李洪亮
(1.吉林大學(xué) 汽車動態(tài)模擬國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,長春 130025;2.中國汽車技術(shù)研究中心,天津 300162)
增壓發(fā)動機(jī)以其高升功率、低排放以及低油耗等優(yōu)點(diǎn),一直受到市場的重點(diǎn)關(guān)注;隨著政策法規(guī)對節(jié)能減排的要求越來越高,小排量、高效率發(fā)動機(jī)越來越受到市場的青睞;與之相對應(yīng)的渦輪增壓系統(tǒng)也逐漸成為汽油機(jī)的標(biāo)準(zhǔn)配置。渦輪增壓器屬于高速旋轉(zhuǎn)機(jī)械,工作狀態(tài)下其轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速可達(dá)數(shù)十萬轉(zhuǎn)每分鐘,因此對其可靠性及NVH性能都提出了很高的要求,高速下如何保證渦輪增壓器的正常工作一直以來都是科研工作者的研究重點(diǎn)。
增壓器轉(zhuǎn)子實(shí)際上必然存在一定的偏心,當(dāng)渦輪增壓器高速運(yùn)轉(zhuǎn)時,會產(chǎn)生強(qiáng)烈的振動,并通過軸承及油膜傳遞至增壓器殼體,影響渦輪增壓器的工作性能及NVH水平。Mokhtar等[1-3]較早開辟了增壓器轉(zhuǎn)子動力學(xué)及油膜失穩(wěn)機(jī)理等方面的相關(guān)理論與實(shí)驗(yàn)研究;Tanaka[4]和Li[5]率先應(yīng)用軸承有限元模型預(yù)測油膜的穩(wěn)態(tài)響應(yīng);Howard[6-7]在考慮了轉(zhuǎn)子動力穩(wěn)定性、負(fù)載及應(yīng)力條件下,探究了渦輪增壓器應(yīng)用翼型軸承的可行性;Holt等[8-12]一直致力于結(jié)合軸承實(shí)際受力情形研究轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型,Holt等提出了一個完整的非線性轉(zhuǎn)子動力學(xué)模型并全方位測量了高速運(yùn)轉(zhuǎn)的增壓器殼體的振動加速度,編寫了一個精確分析測出響應(yīng)頻率成分的非線性轉(zhuǎn)子動力學(xué)程序。黃巖等[13-15]應(yīng)用Black 模型和 Alford模型分別計(jì)算了密封結(jié)構(gòu)、氣流激振以及加速度對增壓器轉(zhuǎn)子動力學(xué)特性的影響。Gjika等重點(diǎn)關(guān)注浮環(huán)軸承渦輪增壓器的非線性動力學(xué)模型,針對同步振動和轉(zhuǎn)子總體振動的相關(guān)性進(jìn)行分析。Andrés等采用仿真軟件對渦輪增壓器非線性轉(zhuǎn)子動力學(xué)進(jìn)行了計(jì)算,與實(shí)驗(yàn)結(jié)果高度吻合,為渦輪增壓器的研究工作開辟了新的途徑。
對于渦輪增壓器的仿真計(jì)算,重中之重是對于浮環(huán)軸承模型的定義。浮環(huán)軸承是滑動軸承的一種,浮環(huán)與軸頸之間形成內(nèi)油膜,與軸瓦之間形成外油膜,當(dāng)轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)時帶動浮環(huán)也一起轉(zhuǎn)動,減小了與軸頸和軸瓦之間的相對速度,降低了摩擦功耗。國內(nèi)學(xué)者對于浮環(huán)軸承的潤滑特性研究較全面,彭立強(qiáng)等[16]和買吾拉·阿不都瓦克等[17]都應(yīng)用了考慮熱效應(yīng)的熱流體動力潤滑模型,分別計(jì)算了內(nèi)外層油膜間隙、浮環(huán)結(jié)構(gòu)參數(shù)以及內(nèi)外油膜壓力和剛度對浮環(huán)軸承潤滑特性的影響。李佳琪等[18-19]考慮浮環(huán)熱彈變形建立了流體潤滑計(jì)算模型,以研究浮環(huán)變形對于軸承潤滑特性的影響,并探究了浮環(huán)內(nèi)外層間隙、內(nèi)外圓半徑對浮環(huán)軸承潤滑特性和環(huán)速比的影響。鑒于以上分析,本文首次采用柔性體多體動力學(xué)理論與EHD彈性液力潤滑理論相結(jié)合的方法,對某汽油機(jī)渦輪增壓器的振動特性進(jìn)行了詳細(xì)分析,得到了增壓器浮環(huán)軸承的潤滑特性以及增壓器殼體和轉(zhuǎn)子振動特性,為增壓器NVH性能的研究與分析提供了新的思路。
浮環(huán)軸承具有功耗低、壽命長、結(jié)構(gòu)緊湊等特點(diǎn),是目前渦輪增壓器常用的軸承結(jié)構(gòu)形式。浮環(huán)軸承的浮環(huán)將軸承潤滑油膜分為內(nèi)外層兩部分,在工作過程中,外層潤滑油通過浮環(huán)油孔進(jìn)入內(nèi)層油膜,然后從兩端流出,帶走摩擦產(chǎn)生的熱量,因此浮環(huán)軸承的雷諾方程表達(dá)式可分為內(nèi)層油膜與外層油膜兩部分。
根據(jù)廣義不可壓縮雷諾方程,浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜雷諾表達(dá)式可做如下表述:
(1)
(2)
式中:RJ、Ri、Rk分別為軸頸、浮環(huán)內(nèi)徑、浮環(huán)外徑,p是油膜壓力,h為油膜厚度,UJ、UR分別是軸頸與浮環(huán)角速度,θ是角位移,η是潤滑油動黏度。
在浮環(huán)軸承工作過程中,軸頸傾斜會導(dǎo)致油膜局部厚度變??;同時在油膜壓力作用下,軸頸、浮環(huán)以及增壓器殼體會產(chǎn)生彈性變形,也會導(dǎo)致油膜厚度在實(shí)際工作時隨載荷的變化不斷變化??紤]軸頸傾斜、浮環(huán)以及增壓器殼體彈性變形后油膜厚度方程如下描述:
(3)
he=[K][P]
(4)
式中:[K]為變形矩陣,[P]為油膜壓力,變形矩陣[K]可以通過有限元方法求解。
在潤滑油作用下,浮環(huán)軸承大部分時間內(nèi)在液力潤滑區(qū)內(nèi)工作。但是在潤滑條件不良、軸頸傾斜等特殊工況下,浮環(huán)軸承可能在混合摩擦區(qū)域內(nèi)工作;混合摩擦是在軸承工作過程中比較常見,但是過大的混合摩擦區(qū)會增加軸承發(fā)熱量、加速軸承磨損,甚至導(dǎo)致軸承燒結(jié);因此在設(shè)計(jì)狀態(tài)下對軸承的混合摩擦狀態(tài)及混合摩擦區(qū)進(jìn)行控制,以保證軸承正常工作。本文在混合摩擦區(qū)域引入Greenwood-Tripp理論來分析粗糙接觸面的摩擦性能。粗糙接觸面的摩擦產(chǎn)生的壓力用以下公式描述:
(5)
(6)
式中:Pa為名義壓力,ζ為粗糙度峰值的均方根,Rs粗糙面峰值半徑,χs為接觸面上粗糙峰值之和,δs為粗糙度,E*為粗糙面上的復(fù)合彈性模量,E*可做如下表述:
(7)
式中:E1,E2,ν1,ν2分別為接觸對材料的彈性模量與波松比。
柔性體多體動力學(xué)方法考慮了結(jié)構(gòu)件彈性對計(jì)算結(jié)果的影響,計(jì)算模型與實(shí)際模型更加貼近,計(jì)算精度也得到了很好的保證;該方法在運(yùn)動件多體動力學(xué)特性的研究方面得到了廣泛的應(yīng)用?;诶窭嗜盏娜嵝泽w多體動力學(xué)公式如下表述:
(8)
式中:ζ為柔性體廣義坐標(biāo),M為柔性體質(zhì)量矩陣,K為剛度矩陣,ψ為約束方程,為約束拉格朗日乘子,Δ為廣義力。
將多體動力學(xué)公式(8)與公式(1)、(2)的雷諾方程聯(lián)合求解,便可實(shí)現(xiàn)考慮軸承彈性液力潤滑條件下的渦輪增壓器的柔性體多體動力學(xué)計(jì)算。
有限元子結(jié)構(gòu)建模基于模態(tài)綜合法展開,模態(tài)綜合法的基本思想是把復(fù)雜結(jié)構(gòu)分成若干個子結(jié)構(gòu),用離散化方法對子結(jié)構(gòu)做各種力學(xué)分析,得到各子結(jié)構(gòu)的模態(tài),然后通過坐標(biāo)變換,得到用獨(dú)立的各子結(jié)構(gòu)模態(tài)坐標(biāo)組成的描述整個系統(tǒng)運(yùn)動的獨(dú)立廣義坐標(biāo)。模態(tài)綜合法能夠大量降低計(jì)算模型的自由度,從而節(jié)約計(jì)算資源與計(jì)算時間。
圖1所示增壓器殼體、轉(zhuǎn)子及浮環(huán)軸承裝配示意圖,圖中可以看到,影響渦輪增壓器多體動力學(xué)計(jì)算結(jié)果的結(jié)構(gòu)主要有增壓器殼體、渦輪轉(zhuǎn)子、壓氣機(jī)轉(zhuǎn)子及浮環(huán)軸承等;因此將以上結(jié)構(gòu)視為彈性體,進(jìn)行有限元建模。首先采用二階四面體對渦輪增壓器主要結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元劃分,包括增壓器殼體、浮環(huán)軸承和轉(zhuǎn)子,有限元模型如圖2所示。網(wǎng)格劃分工作完成后,對增壓器殼體和轉(zhuǎn)子進(jìn)行前處理。約束增壓器殼體與發(fā)動機(jī)連接面,以模擬實(shí)際安裝狀態(tài)。同時,為便于EHD計(jì)算,保留轉(zhuǎn)子與浮環(huán)軸承附近節(jié)點(diǎn)三向自由度,其中軸向保留5層節(jié)點(diǎn),周向保留48個節(jié)點(diǎn)。以上設(shè)置完成后,開展有限元模型的模態(tài)縮減工作,得到用于多體動力學(xué)計(jì)算的質(zhì)量矩陣與剛度矩陣,即為增壓器多體動力學(xué)子結(jié)構(gòu)模型。
圖1 浮環(huán)軸承安裝示意圖
(a) 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子有限元模型
(a) 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子有限元模型
(c) 浮環(huán)軸承有限元模型
圖2 增壓器結(jié)構(gòu)有限元模型
Fig.2 FEM models of turbocharger
相比于剛性液力潤滑軸承模型,EHD軸承充分考慮了接觸表面的彈性變形、粗糙度和潤滑油的黏壓效應(yīng)的影響。因此,將軸瓦、轉(zhuǎn)子軸頸以及浮環(huán)軸承內(nèi)外表面的節(jié)點(diǎn)定義為主自由度節(jié)點(diǎn)并進(jìn)行模態(tài)縮減,將縮減好的節(jié)點(diǎn)建立相應(yīng)的連接關(guān)系進(jìn)行連接,浮環(huán)軸承多體動力學(xué)計(jì)算模型如圖3所示。圖中圓環(huán)為左右浮環(huán),轉(zhuǎn)子軸頸用直線表示,以便于觀察軸承建模方式;浮環(huán)內(nèi)軸承采用點(diǎn)對面的連接方式,將軸承內(nèi)表面與軸頸連接,圖中深藍(lán)色即為內(nèi)環(huán)油膜模型;將增壓器殼體軸瓦與浮環(huán)軸承外表面采用面對面的連接方式,圖中綠色即為外環(huán)油膜模型。
同時,為了更接近浮環(huán)軸承的實(shí)際工作狀態(tài)以及提供更真實(shí)的潤滑油油壓邊界條件,參考圖4所示浮環(huán)軸承的實(shí)際幾何模型,在浮環(huán)軸承中軸線剖面處沿周向均勻打6個油孔,油孔直徑為1 mm。如此一來充分考慮了內(nèi)外油膜間油壓的相互影響,并將整個軸承模型的全局運(yùn)動而產(chǎn)生的摩擦力以及油膜離心力計(jì)入多體動力學(xué)計(jì)算。
圖3 EHD軸承計(jì)算模型
圖4 浮環(huán)軸承幾何模型
子結(jié)構(gòu)模型和EHD模型建模完成后,按照渦輪增壓器實(shí)際工作關(guān)系開展裝配工作。其中浮環(huán)軸承參數(shù)設(shè)置是本次計(jì)算的重點(diǎn),按照EHD軸承計(jì)算要求,浮環(huán)軸承計(jì)算所需參數(shù)包括軸承的基本結(jié)構(gòu)參數(shù)、潤滑油基本參數(shù)等,具體數(shù)值如表1所示。
表1 渦輪增壓器結(jié)構(gòu)參數(shù)表
子結(jié)構(gòu)裝配與浮環(huán)軸承設(shè)置完成后,得到渦輪增壓器的多體動力學(xué)計(jì)算模型,該模型用以模擬實(shí)際渦輪增壓器的工作特性。
渦輪增壓器在實(shí)際工作時,承受進(jìn)排氣的壓力脈動、轉(zhuǎn)子動平衡力、發(fā)動機(jī)激振力等復(fù)雜載荷形式,完全模擬增壓器所受激勵還存在較大的難度,本次計(jì)算重點(diǎn)考慮轉(zhuǎn)子旋轉(zhuǎn)引起的不平衡力對轉(zhuǎn)子動力學(xué)以及增壓器殼體振動特性的影響,計(jì)算時將轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速施加到動力學(xué)模型中,完成計(jì)算模型邊界設(shè)置。本示例中增壓器工作轉(zhuǎn)速在20 000~200 000 r/min之間,計(jì)算間隔為20 000 r/min。圖5所示渦輪增壓器多體動力學(xué)計(jì)算模型。
圖5 渦輪增壓器多體動力學(xué)計(jì)算模型
在計(jì)算時,首先根據(jù)初始壓力、初始油膜間隙等參數(shù),采用公式(3)求解油膜厚度;然后根據(jù)公式(6)判斷軸承摩擦狀態(tài),在液力潤滑區(qū)采用公式(1)、(2)分別計(jì)算油膜壓力,在混合摩擦區(qū)采用公式(5)求解油膜壓力;然后將計(jì)算出油膜壓力作為初始條件重復(fù)上述過程直至結(jié)果滿足收斂精度。圖6所示為不同轉(zhuǎn)速下壓氣側(cè)浮環(huán)軸承內(nèi)油膜峰值壓力計(jì)算結(jié)果對比,可以看出內(nèi)油膜峰值壓力受轉(zhuǎn)速影響較大。在低速下浮環(huán)轉(zhuǎn)速較低,油膜的楔形效應(yīng)、擠壓效應(yīng)較為明顯,體現(xiàn)在40 000 r/min時內(nèi)油膜峰值壓力較高;當(dāng)轉(zhuǎn)速提高到100 000 r/min時,浮環(huán)轉(zhuǎn)速也明顯提高,內(nèi)油膜的工作環(huán)境有了較大改善,油膜峰值壓力明顯降低;隨著轉(zhuǎn)速進(jìn)一步提高,在內(nèi)油膜熱負(fù)荷升高、轉(zhuǎn)子傾斜量增大等因素的共同作用下,油膜峰值壓力又開始升高。
圖6 不同轉(zhuǎn)速下內(nèi)油膜最大壓力計(jì)算結(jié)果
圖7為不同轉(zhuǎn)速下壓氣側(cè)浮環(huán)軸承外油膜峰值壓力計(jì)算結(jié)果對比。外層油膜峰值壓力只與浮環(huán)轉(zhuǎn)速相關(guān),從計(jì)算結(jié)果看,不同轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速外油膜峰值壓力的變化較小。
圖7 不同轉(zhuǎn)速下外油膜峰值壓力計(jì)算結(jié)果
Fig.7 The simulation results of outer oil pressure at different rotor speed
3.2.1 轉(zhuǎn)子振動特性理論分析
由于轉(zhuǎn)子存在偏心,增壓器在工作時會產(chǎn)生明顯的振動現(xiàn)象;轉(zhuǎn)子偏心引起的振動與轉(zhuǎn)子一階振動頻率保持一致,又稱為同步振動,同步振動頻率的表達(dá)式為
ω*=ωj
(9)
式中:ω*為渦輪增壓器同步振動頻率,ωj為轉(zhuǎn)子一階頻率。
同時,浮環(huán)軸承的高速旋轉(zhuǎn)會導(dǎo)致油膜在一定轉(zhuǎn)速下產(chǎn)生渦動的現(xiàn)象。油膜渦動會引起轉(zhuǎn)子失穩(wěn),從而導(dǎo)致增壓器的振動噪聲問題。由于浮環(huán)的存在,油膜渦動可分為內(nèi)層油膜渦動與外層油膜渦動兩部分,內(nèi)外層油膜渦動頻率可分別用公式(10)、公式(11)表示。從公式可以看出,油膜渦動引起的振動頻率與轉(zhuǎn)子一階頻率保持0.5倍關(guān)系,因此又稱次同步振動。
ωin=0.5(ωj+ωr)
(10)
ωout=0.5ωr
(11)
式中:ωin為內(nèi)層油膜渦動頻率,ωout為外層油膜渦動頻率,ωj為轉(zhuǎn)子一階頻率,ωr為浮環(huán)一階頻率。
3.2.2 計(jì)算結(jié)果分析
圖8所示為壓氣側(cè)轉(zhuǎn)子振動速度幅值、轉(zhuǎn)速和頻率的ColorMap圖。從圖中可以看出,轉(zhuǎn)子在80 000 r/min以下的低速段存在顯著的階次振動現(xiàn)象,對應(yīng)頻率范圍在1 250 Hz以下。從式(10)可知,此時的轉(zhuǎn)子振動是由浮環(huán)軸承內(nèi)油膜渦動引起的次同步振動;其中,在60 000 r/min以下由于浮環(huán)轉(zhuǎn)速較低,此時振動頻率與轉(zhuǎn)子一階頻率呈現(xiàn)0.5倍關(guān)系;60 000~80 000 r/min之間,隨著浮環(huán)轉(zhuǎn)速逐漸增高,轉(zhuǎn)子次同步振動頻率與轉(zhuǎn)子一階頻率的比值在0.5~1之間逐漸升高。根據(jù)公式(10)、公式(11)可以推斷在該轉(zhuǎn)速段,隨著轉(zhuǎn)速的增高,影響轉(zhuǎn)子振動的因素逐漸依次為內(nèi)油膜渦動、外油膜渦動、轉(zhuǎn)子偏心,最終轉(zhuǎn)子偏心引起的同步振動成為轉(zhuǎn)子振動的主要形式。在轉(zhuǎn)速80 000~120 000 r/min、頻率1 250~2 000 Hz之間,由轉(zhuǎn)子偏心引起的一階同步振動是轉(zhuǎn)子振動的主要成分;在轉(zhuǎn)速120 000~160 000 r/min之間,內(nèi)油膜渦動、外油膜的渦動以及轉(zhuǎn)子偏心引起的振動現(xiàn)象均較為明顯,對應(yīng)頻率范圍為300~2 700 Hz;隨著轉(zhuǎn)速的進(jìn)一步增高,在160 000~200 000 r/min之間,油膜渦動現(xiàn)象逐漸消失,增壓器轉(zhuǎn)子振動形式主要表現(xiàn)為轉(zhuǎn)子偏心引起的一階同步振動。
圖8 壓氣側(cè)轉(zhuǎn)子振動ColorMap圖
圖9所示為渦輪側(cè)轉(zhuǎn)子振動ColorMap圖,圖中可以看出渦輪側(cè)轉(zhuǎn)子的振動特性與壓氣側(cè)轉(zhuǎn)子相似,在80 000 r/min以下的低速段存在較為顯著的次同步振動現(xiàn)象,對應(yīng)頻率范圍在1 250 Hz以下;在80 000~120 000 r/min區(qū)間內(nèi)由轉(zhuǎn)子偏心導(dǎo)致的一階同步振動是轉(zhuǎn)子振動的主因,對應(yīng)頻率為1 250~2 000 Hz;在120 000~160 000 r/min之間,轉(zhuǎn)子內(nèi)油膜渦動、外油膜渦動以及偏心量都會對轉(zhuǎn)子振動產(chǎn)生較為顯著的影響;在160 000~200 000 r/min之間,轉(zhuǎn)子振動主要受偏心引起的一階振動的影響。
圖9 渦輪側(cè)轉(zhuǎn)子振動ColorMap圖
Fig.9 The colormap result of rotor vibration performance at turbo side
增壓器多體動力學(xué)計(jì)算既可以得到轉(zhuǎn)子振動特性,也可以得到增壓器殼體振動特性,為進(jìn)一步研究增壓器的振動特性,提取增壓器壓氣側(cè)表面某測點(diǎn)處的振動計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析。其中,增壓器測點(diǎn)位置的選取應(yīng)便于試驗(yàn)傳感器的布置,以便對比驗(yàn)證。
圖10所示增壓器壓氣側(cè)某點(diǎn)法向振動速度ColorMap圖,從計(jì)算結(jié)果看,由轉(zhuǎn)子偏心引起的一階同步振動在增壓器殼體振動中所占比例較大,而油膜渦動引起的增壓器殼體次同步振動幅值相對較??;說明同步振動是該增壓器殼體主要振動形式。
圖10 增壓器表面某點(diǎn)法向振動速度ColorMap圖
Fig.10 The colormap result of turbocharger housing vibration performance (normal direction) at certain measurement point
從振動幅值特性看,增壓器在60 000~100 000 r/min之間存在較為明顯的振動峰值,中心轉(zhuǎn)速為80 000 r/min,說明增壓器在轉(zhuǎn)子振動激勵的作用下,出現(xiàn)了明顯的共振現(xiàn)象;在100 000~140 000 r/min轉(zhuǎn)速區(qū)間內(nèi),增壓器振動有明顯的緩解,該轉(zhuǎn)速區(qū)間為增壓器運(yùn)轉(zhuǎn)穩(wěn)定且振動良好的“間歇區(qū)間”;在140 000 r/min以上的轉(zhuǎn)速內(nèi),受到轉(zhuǎn)子同步振動激勵的影響,增壓器殼體的同步振動隨轉(zhuǎn)速增高逐漸增大,同時還可發(fā)現(xiàn)增壓器殼體該位置處振動特性受渦輪側(cè)轉(zhuǎn)子振動特性影響較大。
在半消聲室中對該渦輪增壓發(fā)動機(jī)進(jìn)行臺架試驗(yàn),測取增壓器壓氣側(cè)表面某點(diǎn)的振動特性,試驗(yàn)測點(diǎn)布置如圖11所示。試驗(yàn)工況為發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速1 100~6 000 r/min全負(fù)荷加速工況,測量該測點(diǎn)處三方向振動加速度信號,重點(diǎn)關(guān)注渦輪增壓器垂向和橫向振動特性。提取渦輪增壓器垂向同步振動測試結(jié)果,并制作ColorMap圖,如圖12所示。
全負(fù)荷加速工況下,渦輪增壓器在發(fā)動機(jī)1 500 r/min時介入工作,此時增壓器轉(zhuǎn)速為84 000 r/min,對應(yīng)同步振動頻率為1 400 Hz;隨著發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速的不斷升高,增壓器工作轉(zhuǎn)速逐漸增加到200 000 r/min,此時同步振動頻率升高到3 300 Hz附近。根據(jù)測試結(jié)果,增壓器在1 400~1 700 Hz附近,開始產(chǎn)生明顯的同步振動現(xiàn)象,對應(yīng)增壓器轉(zhuǎn)速84 000~102 000 r/min;在1 700~2 300 Hz附近,增壓器同步振動現(xiàn)象減弱,此時對應(yīng)轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速102 000~138 000 r/min;同時,在2 300~3 300 Hz區(qū)間內(nèi),即轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速138 000~200 000 r/min,增壓器同步振動現(xiàn)象又逐漸增強(qiáng)。對比圖9中渦輪增壓器殼體的計(jì)算結(jié)果,可以發(fā)現(xiàn)實(shí)驗(yàn)值與計(jì)算值一致性較好,進(jìn)一步證明了該位置處增壓器殼體的振動受渦輪側(cè)轉(zhuǎn)子同步振動影響。
圖11 增壓器表面測點(diǎn)布置圖
將圖10增壓器表面振動速度計(jì)算結(jié)果與圖12表面振動實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對比可知,在100 000 r/min的低速區(qū)、100 000 ~150 000 r/min的中速區(qū)以及150 000 r/min以上的高速區(qū),增壓器表面振動計(jì)算結(jié)果曲線與實(shí)驗(yàn)曲線均在趨勢上保持了較高的一致性,說明計(jì)算模型能夠定性的預(yù)測實(shí)際增壓器的同步振動特性。
圖12 增壓器表面某點(diǎn)法向振動速度測試結(jié)果
Fig.12 Test results of turbocharger housing vibration performance (normal direction) at certain measurement point
同時,通過實(shí)驗(yàn)結(jié)果與計(jì)算結(jié)果的對比可以看出,多體動力學(xué)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)值還存在一定的誤差。主要有以下幾點(diǎn)原因:①實(shí)驗(yàn)結(jié)果是臺架上測量的渦輪增壓器的實(shí)際工作狀態(tài),是發(fā)動機(jī)及臺架上各種復(fù)雜情況的綜合表現(xiàn),與相對較為簡單的計(jì)算模型必然存在差異;②計(jì)算模型在算法上還存在改進(jìn)之處,如浮環(huán)軸承潤滑模型還可以考慮油膜的熱效應(yīng)、增壓器殼體及轉(zhuǎn)子模型的建模方式等方面。
引入柔性體多體動力學(xué)與EHD彈性液力潤滑理論對渦輪增壓器進(jìn)行多體動力學(xué)建模,對其振動特性進(jìn)行了分析,并與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行了對比,本文的研究取得以下結(jié)論:
(1) 在轉(zhuǎn)子全轉(zhuǎn)速段內(nèi),渦輪增壓器表面振動速度的多體動力學(xué)仿真結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相比,其同步振動特性在趨勢上均保持了較高的一致性,計(jì)算模型能夠很好地預(yù)測渦輪增壓器的同步振動特性。
(2) 浮環(huán)軸承內(nèi)油膜峰值壓力受轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速影響較大,而外油膜峰值壓力隨轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速變化不明顯;增壓器轉(zhuǎn)子80 000 r/min以下時,其振動形式主要為油膜渦動引起的次同步振動,在80 000 r/min以上時主要振動形式為轉(zhuǎn)子偏心引起的同步振動;增壓器殼體在全轉(zhuǎn)速段內(nèi)的振動主要形式為同步振動,油膜渦動引起的次同步振動所占比例較小。
(3) 鑒于實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)以及計(jì)算模型精度等方面的不足,目前還不能完全實(shí)現(xiàn)計(jì)算結(jié)果的定量對比,后續(xù)研究將會轉(zhuǎn)向優(yōu)化實(shí)驗(yàn)設(shè)計(jì)以及提高計(jì)算模型預(yù)測精度等方面。