增壓器總體傳熱研究下的軸承體熱應力分析

龔金科 卜艷平 鐘超 胡遼平 陳少林

摘 要：基于耦合傳熱理論，建立了廢氣旁通閥式的渦輪箱模型，并將渦輪箱、隔熱罩、軸承體作為一個裝配體進行了傳熱分析，得到了軸承體的溫度場和熱應力分布.結果表明：溫度從渦輪箱至軸承體逐漸降低，呈現明顯的溫度梯度，渦輪箱的最高溫度比初始廢氣溫度低71.5 ℃左右；由于隔熱罩的隔熱作用和冷卻水、機油的雙重冷卻作用，軸承體的溫度較低；由于軸承體內部和表面區域溫差較大，其熱應力較高.與實驗對比，軸承體溫度的仿真值與實驗值誤差最大為7.2%，說明該仿真方法具有較高的精度，能為增壓器的設計和優化提供一定的理論依據.

關鍵詞：渦輪箱；隔熱罩；軸承體；耦合傳熱；熱應力

中圖分類號：TK411.8 文獻標志碼：A

Abstract：Based on coupled heat transfer theory， a model of turbine box with waste gate was built， and turbine box， heat shield and bearing body was tied as an assembly to be heat transfer analyzed. Temperature and thermal stress analysis of bearing body were then obtained. The results show that temperature is gradually reduced from turbine box to bearing body， which presents an obvious temperature gradient. And the temperature of turbine box is about 71.5℃ lower than original gas temperature. Because of good insulation of heat shield and dual cooling of cooled water and oil， the temperature of bearing body is low. However， the thermal stress of bearing body is high due to its temperature difference between inside and outside surface. Compared with the test results， the maximum deviation between the simulated and experimental value is 7.2%， which verifies that this simulation method has high precision and can provide a theoretical basis for the design and optimization of turbocharger.

Key words：turbine box； heat shield； bearing； coupled heat transfer；thermal stress

增壓器在高溫、高速的環境下工作，使得渦輪箱、渦輪葉片、軸承體、浮動軸承等關鍵零部件承受非常高的溫度及熱應力.日益嚴格的經濟性、環保性要求使得增壓器的強化程度不斷提高，其熱負荷、冷卻散熱問題嚴重影響了增壓器結構強度和可靠性.且軸承和密封環受軸承體熱負荷的影響，其使用壽命明顯降低，成為增壓器可靠性中的一個薄弱環節[1-3].

增壓器冷卻散熱系統如果不能有效降低軸承體的溫度，在長時間工作中就會使軸承體零部件產生熱疲勞，同時還會進一步降低機油潤滑效果和承載能力.長期以來對軸承體進行流固耦合傳熱分析時，采用的是軸承體渦輪端和壓氣機端的溫度邊界條件[4-6].但在產品開發前期，以上邊界條件未知，需采用渦輪箱的進氣邊界和軸承體壓氣機端的溫度邊界對渦輪箱、隔熱罩、軸承體進行整體傳熱分析，以此分析軸承體的熱負荷情況.

本文根據工程實際的需要，建立了廢氣旁通閥式的渦輪箱模型，考慮隔熱罩隔熱作用，分析渦輪箱、隔熱罩和軸承體裝配體的傳熱情況.并根據耦合傳熱理論，對高溫廢氣和渦輪箱、油腔和軸承體、冷卻水腔和軸承體分別進行耦合傳熱分析，使數值仿真更符合軸承體的實際工作狀態，獲得了精確的軸承體溫度場及熱應力分布情況，并進行了實驗驗證.

1 基本理論及計算流程

因為固體壁面和流體之間存在相互制約作用，兩者的對流換熱是非常復雜的過程，熱邊界條件不能預先規定[7].此時邊界上的溫度、換熱系數不是已知條件，應看成計算結果的一部分[8].而耦合傳熱方法可以很好地解決這類由熱量交換過程動態決定的熱邊界條件問題.

本文采用CFD軟件計算得到各流體域的壁面溫度T和換熱系數h，并將其映射到流固交界面上，成為固體域的熱交換邊界條件.再將計算得到的固體域溫度場映射到流體域，成為流體域計算的壁面溫度條件，按此步驟重復迭代耦合.計算流程圖如圖1所示.

2 渦輪增壓器仿真模型

2.1 渦輪增壓器仿真網格模型

在數值仿真計算前，為避免計算出錯、收斂更快，簡化處理渦輪箱、軸承體外表面和細小結構，并加密渦輪箱舌口和軸承體水套等倒角處網格.通過幾何處理后，對渦輪箱、隔熱罩、軸承體進行體網格劃分.各部件的網格信息如表1所示.

對廢氣旁通閥式的渦輪箱流體域劃分體網格，首先將渦輪箱內腔壁面提取出來，并對進出口作封面處理，使得面網格轉換成實體，再將渦輪旋轉域分離出來.在CFD軟件中建立交界面用于不同區域之間的能量及物質傳遞，并在渦輪旋轉區域建立MRF模型以實現動網格的高速旋轉，以更精確地模擬高溫廢氣的流動.廢氣旁通閥式渦輪箱流體域網格模型如圖2所示.

為保證流體計算精度，在軸承體中提取冷卻水腔和機油腔的表面網格并導入相關軟件中進行局部加密，生成流體3D網格.對邊界層網格進行細化以精確地模擬壁面附近的流體流動情況.軸承體冷卻水腔和機油腔的網格模型分別如圖3（a）（b）所示.

2.2 物理模型材料

渦輪箱在高溫環境下工作，采用抗熱性好的片狀石墨奧氏體鑄鐵XNi35Si5Cr2；隔熱罩采用奧氏體型耐熱鋼06Cr19Ni9；軸承體則采用灰鑄鐵HT250.在仿真模擬中，對于這些材料通常需要定義其彈性模量、泊松比、熱傳導系數、熱膨脹系數等，以獲得準確的仿真結果.表2列出了各部件的材料屬性.

對于高溫廢氣和冷卻水則需要定義其比熱容、熱導率、普朗特數等，且這些參數是溫度的單值函數，根據傳熱學[9]設定.機油的牌號為5W40，其密度設為846.4 kg/m，比熱容為2.265 J/（kg·K） ， 熱導率為0.141 6 W/（m·K），Pr為190，而粘度屬性隨溫度變化很大，且影響機油的流動，機油粘度屬性根據表3給定.

2.3 計算條件

在對軸承體進行仿真研究時，一般以測量得到的軸承體渦輪端和壓氣機端的溫度邊界作為計算邊界條件.但在工程實際中，產品開發前期，上述邊界條件往往未知，此時，應以廢氣作為熱源，通過廢氣與固體壁面換熱，并經過渦輪端及隔熱罩的熱傳導，作為軸承體計算的渦輪端邊界條件.熱源改變時的軸承體計算模型如圖4所示.

2.4 邊界條件

在仿真過程中，認為流體為三維粘性不可壓縮流體，采用kε湍流流動模型.計算渦輪箱流場時，渦前廢氣入口采用質量流量邊界條件，入口質量為0.075 kg/s，溫度為950 ℃，渦輪轉子軸轉速為250 000 r/min；出口則采用壓力出口邊界條件，出口壓力為0.134 MPa，溫度為25 ℃.

對于軸承體內的流場，冷卻水和機油均采用壓力出口邊界條件，保持進出口壓比為1.5.軸承體內流體的邊界條件如表4所示.

3 計算結果分析

3.1 渦輪箱、隔熱罩和軸承體裝配體溫度計算結果

在相關軟件中預先將渦輪箱、隔熱罩、軸承體進行裝配，定義約束等條件，并模擬冷卻水和機油在軸承體內的冷卻和流動，最后將渦輪箱和軸承體內流場計算得到的換熱系數和溫度導入裝配體中進行溫度傳熱分析.圖5和圖6分別為裝配體在機油腔剖面和水腔剖面的溫度分布.

由圖5和圖6可知：溫度從渦輪箱至軸承體逐漸降低，形成明顯的溫度梯度.渦流道、旁通閥流道以及出口端區域溫度最高，這是由于渦輪箱的熱量來源于發動機排氣，在高溫廢氣通過流道壁面時，產生耦合換熱；但這些區域的溫度比廢氣的初始溫度低71.5 ℃左右，這是由于經過多次流固耦合換熱計算，機油和冷卻水降低了渦輪箱整體的溫度.

為分析隔熱罩的隔熱作用，圖7所示為隔熱罩正反面的溫度分布情況，隔熱罩與渦輪箱接觸的一側溫度明顯高于與軸承體接觸的一側，可見在降低從渦輪箱傳遞至軸承體的熱量上隔熱罩起到了很重要的作用.

3.2 軸承體溫度場分析

軸承體溫度分布如圖8所示.由圖可知：從渦輪端至壓氣機端軸承體的溫度逐漸降低，最高溫度為349.58 ℃，主要分布在與隔熱罩接觸的部位.這是由于渦輪箱在傳遞熱量的過程中，高溫首先將熱量傳遞至隔熱罩，經過隔熱罩的隔熱作用，剩余的主要熱量通過隔熱罩的熱傳導傳遞至軸承體，故與隔熱罩接觸的部位軸承體溫度最高.最低溫度為135 ℃，主要分布在與壓氣機接觸的邊界上.

圖9為軸承體平行于水腔的切片溫度場，在軸承體冷卻水腔的頂部，即與隔熱罩連接處，其壁面最高溫度達到了349.58 ℃.渦輪箱的熱量沿著軸承座方向傳遞給軸承體，軸承體頂部熱量未得到及時冷卻，熱負荷很高.但是經過冷卻水的充分冷卻，在靠近壓氣機一側，溫度已經下降至135 ℃.

圖10為軸承體平行于機油腔的切片溫度場，機油對軸承體不僅有潤滑和清洗的作用，還能較好地對軸承體進行冷卻.和圖9類似，溫度從機油腔頂部至底部依次降低，呈現明顯的溫度梯度.靠近壓氣機端一側的軸承座附近，由于渦輪轉子軸高速運轉，機油摩擦生熱導致部分區域溫度偏高.

3.3 軸承體熱應力分析

軸承體在工作過程中溫度分布不均勻，且其兩端被固定，必然會產生熱應力，需對軸承體進行熱應力分析.為了保證與溫度場分析模型的一致，應將傳熱單元轉化為結構分析單元[11].同時將流固耦合計算得到的軸承體溫度場作為應力計算的預定義場，并限制軸承體兩端的自由度.

圖11和圖12分別為軸承體平行于軸承座方向并分別通過冷卻水腔和機油腔的剖面熱應力圖，從總體上看，軸承體油腔和水腔內表面的熱應力較高，這主要是因為這些表面區域和流體進行了換熱，而軸承體內部存在熱阻，熱量傳遞相對滯后，與表面形成了較大的溫差，從而導致了較大的熱應力.如果熱應力過大，可以控制冷卻液和軸承體冷卻腔壁面的溫差，在滿足使用條件的前提下，適當提高進水溫度和限制進水流量，來減少這部分熱應力.

最大的熱應力分布在渦輪端的軸承座內，這是因為根據軸承體的溫度分布趨勢，渦輪端的溫度較高，且機油與高速旋轉的轉子軸摩擦也會產生熱量，這些熱量使得渦輪端的軸承座內熱應力較大.對于該部位，可以適當減少軸承座內圈半徑，以增加軸承座的壁厚.

4 實驗驗證

在對軸承體進行模擬計算時，傳熱邊界條件的確定與仿真結果的精確性密切相關[12].為驗證仿真結果是否準確，在軸承座上取9點測量其溫度，測點位置標示在圖13中.其中需要驗證測點1、5模擬仿真的數據與實際邊界數值的誤差；同時，軸承和密封環的壽命直接受軸承體上渦輪端軸承座和密封檔臺部位的溫度影響[13]，因此有必要選取測點2和測點9對這兩處的溫度進行實際測量.

在增壓器穩態運行工況下試驗，使用燃燒室內加熱后排出的氣體模擬發動機廢氣驅動增壓器，控制廢氣溫度為950 ℃，流量為0.075 kg/s；冷卻水溫度為85 ℃，壓力為0.25 MPa；機油溫度為105 ℃，壓力為0.45 MPa；渦輪轉子軸轉速為250 000 r/min.當增壓器運行20 min并穩定后，測量所需要的溫度值.

各測點溫度仿真值與實驗值的對比如表5所列，仿真計算結果與實測結果誤差最大為7.2%.這是由于本文研究軸承體所需的邊界條件是從渦輪箱的計算結果得到，累計的誤差會比直接測得的軸承體邊界條件大.作為渦輪增壓器的前期設計，耦合傳熱方法可以減少產品開發的成本，縮短開發周期.

5 結 論

1）本文建立了廢氣旁通閥式的渦輪箱模型，并對渦輪箱、隔熱罩、軸承體整體進行了耦合傳熱分析.結果表明，溫度從渦輪箱到軸承體逐漸降低，最高溫度分布在渦流道、旁通閥流道以及出口端區域；隔熱罩與渦輪箱接觸的一側溫度明顯高于與軸承體接觸的一側，有效地減少了熱量從渦輪箱傳遞至軸承體.

2）軸承體最高溫度出現在與隔熱罩接觸的部位，經過冷卻水和機油的雙重冷卻后，溫度從349.58 ℃下降至135 ℃，充分體現了軸承體良好的冷卻性能.但軸承體油腔和水腔內表面的熱應力較高，可以控制冷卻液和軸承體冷卻腔壁面的溫差，如提高進水溫度和限制進水流量，來減少這部分熱應力.對于熱應力最高的軸承座，可增加其壁厚，以減少熱應力.

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