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        耦合傳熱與潤滑影響的渦輪增壓器浮環(huán)軸承動態(tài)特性分析

        2022-10-31 04:06:14毛馭華
        關(guān)鍵詞:增壓器油膜結(jié)點

        毛馭華

        (200093 上海市 上海理工大學 機械工程學院)

        0 引言

        渦輪增壓器和浮環(huán)軸承分別作為主要的運動部件以及潤滑部件,對發(fā)動機穩(wěn)定工作起著至關(guān)重要的作用[1]。過去幾十年,國內(nèi)外對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子—軸承系統(tǒng)方面進行了深入的研究。劉張飛[2]等人運用DyRoBes 軟件和有限元差分方法得到了油膜壓力以及浮環(huán)軸承油膜動力特性系數(shù)的變化規(guī)律;沈那偉[3]等人求解Reynolds 方程獲取浮環(huán)的油膜壓力,計算浮環(huán)軸承-轉(zhuǎn)子臨界轉(zhuǎn)速和不平衡;Zhao[4]等人使用DyRoBes 有限元分析軟件對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的臨界轉(zhuǎn)速和頻譜圖進行了分析,但是他們都沒有考慮高溫廢氣傳熱對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的影響;Gunter[5]等人使用DyRoBes 軟件對含浮環(huán)軸承增壓器轉(zhuǎn)子進行了線性和非線性動力學分析,但將浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜黏度假定為常值,造成了假設與實際情況相差很大的結(jié)果。

        綜合上述可知,國內(nèi)外很多學者都采用將復雜問題簡化處理的方法,往往與實際情況相差較大,因此本文基于某型號渦輪增壓器開展轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動力學的仿真計算和試驗研究,通過建立理論模型對浮環(huán)軸承潤滑性能進行計算,基于轉(zhuǎn)子動力學軟件對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)進行動力學分析,基于高速動平衡機與多功能氣動試驗臺開展渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動力學性試驗。

        1 渦輪增壓器浮環(huán)軸承潤滑和傳熱分析

        1.1 浮環(huán)軸承潤滑模型

        用hi,ho分別表示浮環(huán)軸承的內(nèi)外層油膜厚度。文中下標i為浮環(huán)內(nèi)膜,o為浮環(huán)外膜。采用著名的雷諾(Reynolds)方程描述靜載荷作用下浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜的潤滑特性,其中忽略了油膜的體積力和慣性力的影響,浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜厚度的計算公式如下:

        式中:ci,co——內(nèi)膜和外膜的半徑間隙;φi,φo——內(nèi)膜和外膜的偏位角。

        1.2 增壓器傳熱模型分析

        渦端和渦輪軸是渦輪增壓器軸承體熱量的主要來源,傳遞熱量主要為熱傳導和流固共軛傳熱方式。

        熱傳導公式

        本研究中的流固共軛傳熱主要是潤滑油介質(zhì)與潤滑油流道交界面之間的傳熱,以及隔熱罩中空氣夾層與軸承體交界面之間的傳熱。聯(lián)立牛頓冷卻公式及傅里葉定律可求得交界面處的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)[6]:

        1.3 浮環(huán)軸承潤滑模型計算分析

        選擇代號為SAE30 的潤滑油,該種潤滑油性能較好,能夠在復雜的環(huán)境中保持較高的穩(wěn)定性。圖1 為該種潤滑油的溫黏曲線關(guān)系。

        圖1 SAE30 潤滑油溫黏曲線Fig.1 Temperature viscosity curve of SAE 30 lubricating oil

        對浮環(huán)軸承潤滑和傳熱理論進行分析并結(jié)合渦輪增壓器的正常工作轉(zhuǎn)速范圍,選取19 個渦輪增壓器工作轉(zhuǎn)速點,分別在計入和不計入傳熱影響時對浮環(huán)軸承潤滑性能進行分析,得到渦輪和壓氣機兩端浮環(huán)軸承內(nèi)外層黏度隨著轉(zhuǎn)速變化的關(guān)系曲線。圖2 為浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜黏度圖像。從圖2 中可以發(fā)現(xiàn),隨著工作轉(zhuǎn)速的升高,計入傳熱影響時的黏度明顯小于不計入傳熱影響時的黏度。

        圖2 浮環(huán)軸承內(nèi)、外層油膜黏度Fig.2 Oil film viscosity of inner and outer layer of floating ring bearing

        1.4 浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜動力特性系數(shù)計算

        浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜的動力特性系數(shù)指的是油膜剛度和油膜阻尼。以渦輪端浮環(huán)軸承為例,在10 000~210 000 r/min 之間選取了11 個工作轉(zhuǎn)速點,通過相關(guān)公式計算內(nèi)油膜總剛度和總阻尼,如圖 3 所示??梢钥闯觯嬋雮鳠嵊绊懞?,浮環(huán)軸承的動力特性系數(shù)發(fā)生了顯著的變化。

        圖3 渦輪端浮環(huán)軸承油膜動力特性系數(shù)Fig.3 Oil film dynamic characteristic coefficient of turbine end floating ring bearing

        2 計入傳熱時渦輪增壓器浮環(huán)軸承動態(tài)特性分析

        基于DyRoBes 建立了轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的有限元模型后,對轉(zhuǎn)子-軸承關(guān)鍵參數(shù)進行計算和分析,以初步驗證轉(zhuǎn)子模型的準確性。根據(jù)建立的模型,可以獲得轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)如表1 所示。

        表1 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)關(guān)鍵參數(shù)Tab.1 Key parameters of turbocharger rotor-bearing system

        由表1 中可知,轉(zhuǎn)子系統(tǒng)模型整體長度為102.98 mm,轉(zhuǎn)子系統(tǒng)總質(zhì)量為73.6 g,該數(shù)據(jù)與轉(zhuǎn)子系統(tǒng)實際尺寸以及質(zhì)量誤差在1%以內(nèi),可以初步認為模型是可靠的。對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的靜態(tài)特性分析結(jié)果如圖4 所示。

        圖4 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)靜態(tài)變形與應力Fig.4 Static deformation and stress of turbocharger rotor-bearing system

        2.1 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)不平衡響應分析

        不平衡是轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的主要故障之一,通過對轉(zhuǎn)子不平衡響應分析,可以確定轉(zhuǎn)子系統(tǒng)是否可以安全運行[7]。本研究中對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子做了動平衡試驗,根據(jù)試驗結(jié)果得到了壓端螺母和壓端前緣的不平衡量,分別為0.075 g·mm∠12°(結(jié)點1)和0.15 g·mm ∠105°(結(jié)點7)。在模型中設置不平衡量后,進行10 000~240 000 r/min 轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的穩(wěn)態(tài)同步響應分析,獲得了壓端結(jié)點1、壓端浮環(huán)軸承結(jié)點14、渦端浮環(huán)軸承17 以及渦端結(jié)點21 處的同步響應曲線如圖5 所示。

        如圖5 所示,計入傳熱影響時,各個觀測結(jié)點位置的最大不平衡響應振幅和轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速均大于不計入傳熱影響時,這是因為在計入傳熱影響后,浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜的實際黏度會更小,使得支承剛度和阻尼發(fā)生很大變化,從而導致轉(zhuǎn)子的振動會加劇,振動響應值變大。

        圖5 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)各結(jié)點處的振動同步響應曲線Fig.5 Synchronous response curve of vibration at each node of turbocharger rotor-bearing system

        2.2 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)非線性動力學分析

        高轉(zhuǎn)速下工作時,浮環(huán)軸承中的油膜力具有比較強的非線性特性,因此需要對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)進行非線性動力學分析。根據(jù)動平衡試驗中得到的不平衡量,分別在結(jié)點1、7 兩處設置0.15 g·mm ∠105°(結(jié)點1),0.075 g·mm ∠12°(結(jié)點7)的虛擬不平衡量,計入傳熱影響,并在10 000,150 000 r/min 轉(zhuǎn)速下進行分析,得到了如圖6、圖7 所示的轉(zhuǎn)子的運動軌跡圖。

        由圖6 和圖7 可知,在10 000 r/min 時,計入傳熱和不計入傳熱兩種情況下轉(zhuǎn)子的運動軌跡均呈現(xiàn)線性且振幅較??;而在150 000 r/min 時,轉(zhuǎn)子在高轉(zhuǎn)速下具有較強的非線性特性且振動響應比較劇烈;計入傳熱影響效應時,浮環(huán)軸承潤滑特性更接近實際情況,浮環(huán)軸承內(nèi)外層油膜黏度更低,轉(zhuǎn)子在高轉(zhuǎn)速下的振動響應明顯大于不計傳熱時。

        圖6 計入傳熱影響時轉(zhuǎn)子在10 000 r/min 和150 000 r/min 下的運動軌跡Fig.6 Rotor's motion trajectory under 10 000 r/min and 150 000 r/min with influence of heat transfer taken into account

        圖7 不計入傳熱影響時轉(zhuǎn)子在10 000 r/min和150 000 r/min 下的運動軌跡Fig.7 Rotor's motion trajectory under 10 000 r/min and 150 000 r/min with influence of heat transfer not taken into account

        3 試驗臺搭建及測試分析結(jié)果

        3.1 試驗臺的搭建

        選取匹配某款1.0 L 發(fā)動機的車用渦輪增壓器,在多功能氣動試驗臺架上分別開展升速試驗、熱吹試驗。本研究中的多功能氣動試驗臺架主要用來探究渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的振動響應并采集數(shù)據(jù),試驗所用高速動平衡機及多功能氣動試驗臺如圖8 所示。

        圖8 試驗臺架實物圖Fig.8 Physical drawing of test bench

        3.2 升速試驗

        升速試驗用來研究渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動力學性能[8]。圖9 展示了渦輪增壓器轉(zhuǎn)子在20 000~200 000 r/min 內(nèi)的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子壓端螺母的振動加速度曲線和仿真中渦輪增壓器轉(zhuǎn)子壓端螺母的振動位移圖。從圖中可以總結(jié)出兩點結(jié)論:首先,隨著轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速的上升,試驗中轉(zhuǎn)子振動加速度和仿真中轉(zhuǎn)子的振動位移達到最大峰值,即振動強度最大時對應的轉(zhuǎn)速幾乎一致,分別為81 200 r/min 和82 360 r/min,誤差僅為1.43%;其次,試驗中的轉(zhuǎn)子振動加速度和仿真中轉(zhuǎn)子的振動位移變化趨勢保持一致。

        圖9 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子有限元模型標定Fig.9 Calibration of finite element model of turbocharger rotor

        3.3 熱吹試驗

        熱吹實驗用來進一步研究增壓器傳熱對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動力學的影響。圖10 為渦輪增壓器轉(zhuǎn)子壓端螺母處在各轉(zhuǎn)速下振動FFT 圖的試驗值與仿真值的對比情況。

        圖10 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子壓端螺母振動FFT 圖試驗值與仿真值對比Fig.10 Comparison between experimental and simulated values of vibration FFT diagram of turbocharger rotor end nut

        從圖10 中可以發(fā)現(xiàn),轉(zhuǎn)子同步振動響應的試驗值和仿真值的誤差非常小,這是因為仿真中施加的虛擬不平衡是依據(jù)試驗數(shù)據(jù)設置的;油膜力非線性特性引起的次同步振動試驗值與仿真值均出現(xiàn)在0.1X 頻附近,此時振動振幅試驗值與仿真值非常接近。其中存在的一定誤差主要是因為實際轉(zhuǎn)子中發(fā)生的次同步振動下的原因是多種多樣的,并且目前渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動力學中的非線性問題往往難以精確求解[17]。

        綜上所述,試驗中測得的數(shù)據(jù)與理論模型計算的結(jié)果已經(jīng)非常接近,從而可以驗證本文中搭建的計入渦輪軸—浮環(huán)軸承—軸承座傳熱影響的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)有限元模型的正確性,能夠達到計算分析的要求。

        4 結(jié)論

        本文以某款渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動態(tài)特性為研究對象,對浮環(huán)軸承潤滑和傳熱性能進行計算和動力學分析,驗證模型的正確性,本文的主要研究內(nèi)容和結(jié)論如下:

        (1)詳細闡述了渦輪增壓器浮環(huán)軸承潤滑模型和渦輪增壓器軸承體及浮環(huán)軸承傳熱理論模型,在此基礎(chǔ)上,搭建了計入渦輪軸—浮環(huán)軸承—軸承座傳熱影響下的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動力學有限元模型。

        (2)對渦輪增壓器的浮環(huán)軸承動力性分析結(jié)果表明,通過各結(jié)點處的振動同步響應曲線以及轉(zhuǎn)子在兩種不同轉(zhuǎn)速時的運動軌跡,可以看出計入熱影響時,各個觀測結(jié)點位置的最大不平衡響應振幅和轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速以及高轉(zhuǎn)速下的振動響應均大于不計入傳熱影響時。

        (3)基于高速動平衡機和多功能氣動試驗臺架開展渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動力學試驗研究。升速試驗、熱吹試驗結(jié)果表明,在考慮傳熱和潤滑的情況下,由浮環(huán)軸承支承的轉(zhuǎn)子能夠穩(wěn)定運行,且其動力性較好。

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