渦輪增壓器軸向力分析與止推軸承承載力評估

張健健，馬敏，李偉，王孝麗

1.康躍科技(山東)有限公司，山東 壽光 262718；2.機械工業內燃機增壓系統重點實驗室，山東 壽光 262718；3.山東大學 能源與動力工程學院,山東 濟南 250061

0 引言

渦輪增壓器葉輪高速運轉時，葉片與背盤處形成非常大的氣壓載荷差，導致葉輪兩側氣動載荷不對稱，形成沿軸線方向的作用力，該軸向力主要由增壓器止推軸承承載[1-2]。因此在增壓器設計時，需準確計算軸向力的大小，選擇相應承載能力的止推軸承，防止止推軸承失效。止推軸承影響渦輪增壓器的機械效率，止推軸承失效是渦輪增壓器的主要失效形式之一[3-5]。

目前軸向力的計算多采用經驗公式或試驗測量，國內研究開發的測量系統主要針對小流量且低轉速工況，但增壓器實際運行時，止推軸承在變負荷工況下工作[6-10]，啟動時，壓端軸向力會突然增大；停機時，渦端軸向力會突然增大[11]，所以對軸向力的仿真分析十分必要。

1 軸向力理論計算

通過動力學、熱力學分析，軸向力理論計算可采用文獻[12]中的計算方法。渦輪增壓器軸向力簡圖如圖1所示，渦輪增壓器軸向力為壓氣機端軸向力FC和渦輪機端軸向力FT的合力。壓氣機端軸向力由施加在壓氣機進氣面的力F1C、施加在葉輪子午面的力F2C、施加在葉輪上的脈沖力F3C和葉輪輪背的作用力F4C4部分構成。渦輪機端軸向力與壓氣機端相同，渦輪機端軸向力由渦輪機出氣端面的力F1T、施加在渦輪子午面的力F2T、施加在渦輪上的脈沖力F3T和渦輪輪背的作用力F4T4部分構成。

圖1 渦輪增壓器軸向力簡圖

壓氣機端軸向力

FC=F1C+F2C+F3C-F4C

渦輪機端軸向力

FT=-F1T-F2T-F3T+F4T。

增壓器軸向力合力(壓氣機端指向渦輪機端為正)

F=FC+FT。

2 軸向力數值模擬與驗證

以匹配某2.3 L發動機的渦輪增壓器為研究對象，分別對壓氣機端和渦輪機端進行建模，采用NUMECA進行網格劃分和求解處理，得到增壓器軸向力合力。

2.1 網格模型

以壓氣機端為例，氣流沿軸線方向吸入葉輪，在葉輪的封頭處存在較大的幾何曲率變化，氣流沖擊封頭結構，并產生明顯的氣流折轉，導致局部分離，對葉輪內部的流動造成一定程度的影響。葉輪轉子與靜子之間存在背盤間隙，會產生輪背的作用力。在進行軸向力數值模擬中，需將封頭結構和背盤結構計入計算域。

a)單通道葉輪網格 b) 葉輪網格圖2 葉輪網格模型

封頭和葉片采用Autogrid5向導模式生成結構化網格，網格模型如圖2所示。葉頂間隙按照實際輸入，為了更準確地捕捉黏性邊界層的流動，近壁面第一層網格尺寸設置為0.008 mm，采用 H&I拓撲結構網格形式。背盤在已完成葉輪網格基礎上添加背盤子午輪廓線，自動生成背盤網格并對近壁面網格加密。在背盤進口處需添加等“Z”線，使葉輪與背盤的連接面為完全匹配面，并將葉輪的內子午面分開，計算設置時將內子午面的擴壓器設置為靜止。

671 Application of systematic simulation training program in flexible ureteroscopy training

a)壓氣機整機網格 b)渦輪機整機網格圖3 整機網格模型

壓氣機殼采用IGG生成蝶形網格。在殼體固體壁面附近，以及與葉輪配合的擴壓器壁面附近需進行網格加密，較準確地模擬黏性邊界層內的流動情況。網格塊之間盡可能使用完全匹配連接面。將葉輪與壓殼網格進行裝配，并設置相應的邊界類型，裝配完成的壓氣機整機網格、渦輪機整機網格如圖3所示。考慮渦殼出口周向氣流的不均勻性，渦輪采用全周流道網格。

2.2 邊界條件

采用Fine/Turbo模塊，流動介質選取理想空氣，迭代方程選擇三維定常雷諾時均N-S方程，湍流模型選擇S-A方程模型，空間離散選用2階精度Jameson中心差分，時間離散選用4階顯示R-K推進法[13-15]。進出口邊界條件按照試驗數據給定，壁面為絕熱、無滑移邊界。

2.3 試驗驗證

以試驗數據為邊界條件，仿真計算得到的增壓器軸向力結果如表1所示。

表1 增壓器軸向力數值模擬計算結果

壓端軸向力方向與渦端軸向力方向相反，一般情況下，兩端軸向力均為背盤指向封頭，軸向力最大分力為輪背作用力F4。兩端軸向力隨增壓器轉速的變化如圖4所示。由圖4可知，隨著轉速的升高，兩端軸向力均逐漸變大。

圖4 轉速-軸向力特性曲線 圖5 數值模擬與發動機外特性試驗對比

將數值模擬結果與增壓器在發動機整機外特性試驗中數據進行對比，壓氣機端出口總壓和進口總壓比與質量流量的關系如圖5所示。由圖5可知，仿真計算結果與試驗結果基本一致，在怠速點到大扭矩點工況下重合性較好，在大扭矩點到額定點工況下最大誤差不超過1%。

為進一步驗證數值模擬方法的準確性，以壓氣機端為驗證模型進行性能試驗，控制機油溫度為60～90 ℃，機油壓力為0.20～0.45 MPa，渦輪殼進口溫度為600 ℃，分別測試增壓器轉速為120 000、160 000、200 000 r/min工況下的性能，數值仿真結果與性能試驗結果對比如圖6所示。由圖6a)可知：仿真計算的效率較試驗結果略低，誤差范圍為0.5%～2.0%，但仿真效率與試驗效率的總體趨勢一致，在小流量范圍內誤差更小；由圖6b)可知，不同轉速下仿真計算的壓比與試驗結果基本一致，在喘振點和堵塞點略有偏差，誤差小于2.0%。

a)質量流量-效率特性曲線 b)質量流量-壓比特性曲線圖6 數值模擬與性能試驗對比

流量-軸向力特性曲線如圖7所示。由圖7可知：壓端軸向力隨著轉速的升高而增大，且相同轉速下，軸向力隨流量的增大而減小，其變化趨勢與壓比變化趨勢一致。因此，轉速和壓力是影響軸向力大小的主要因素。

圖7 質量流量-軸向力特性曲線

3 止推軸承承載力評估

3.1 止推軸承承載分析

將止推軸承尺寸參數輸入模型，包括止推軸承油楔面幾何參數、油楔面高度等。邊界條件為由NUMECA計算得到的軸向力、轉子的轉速和供油溫度等，建立止推軸承承載能力分析模型。止推軸承承載面各個部位的壓力分布、油膜厚度分布及油膜溫度分布情況如圖8所示(圖8a)中單位為MPa，圖8b)中單位為mm，圖8c)中單位為℃)。由圖8可知：壓力越大的部位油膜厚度越小、油膜溫度越高;反之，壓力越小的部位油膜厚度越大、油膜溫度越低。由計算結果可知，隨著轉速升高，止推軸軸承承載力逐漸提高。

a) 壓力分布 b)油膜厚度分布 c)油膜溫度分布圖8 止推軸承承載力分析

3.2 止推軸承承載力評估

止推軸承承載力評價標準為：止推軸承最小油膜厚度hmin不小于油膜厚度限值hlim。

根據文獻[12]，止推軸承油膜厚度限值hlim與接觸面表面平均粗糙度RZ和油楔面中徑Dm有關，止推軸承油膜厚度限值

(1)

基于以上評價標準，可以得出該止推軸承的承載能力邊界，如圖9所示。由圖9可知：止推軸承的安全運行邊界為以轉速0、軸向力為0與轉速為240 000 r/min、軸向力為71 N為邊界的區域內；該增壓器運行點在止推軸承安全運行邊界范圍內，說明止推軸承能滿足使用需求。

圖9 止推軸承承載力評估

4 結論

采用仿真軟件對匹配某2.3 L發動機的渦輪增壓器止推軸承承載情況進行了分析，得出以下結論。

1)葉輪封頭和葉片部分采用向導模式自動生成網格，背盤通過添加子午輪廓線方式自動劃分網格，模型處理簡單。邊界設置中只需對增壓器的進出口邊界參數進行設置，即可較為準確地計算出增壓器軸向力。一般工況下，軸向力最大的分力為輪背的作用力，單側軸向力合力為背盤指向封頭方向。軸向力隨著轉速的升高而增大，且相同轉速下，軸向力的變化趨勢與壓比變化趨勢一致，影響軸向力大小的主要因素為轉速和壓力。

2)將NUMECA計算得到的軸向力結果作為壓力邊界輸入DyRoBeS，可以計算出不同油楔面下止推軸承承載面的油膜厚度，為配試之初選擇止推軸承提供依據，減少使用過程中因止推軸承磨損導致的劃殼、漏油故障，提高整機可靠性。