非水冷中間殼渦輪增壓器回熱試驗研究

李偉，李國祥，張健健，甄冠富，王寧寧，張曉林,3

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

0 引言

現代渦輪增壓器渦輪機端(以下簡稱渦端)密封環、浮動軸承距離高溫區域近，具有溫度高、溫差大的典型特點[1-2]，是影響增壓器可靠性及壽命的關鍵零部件。渦端密封環、渦端浮動軸承及潤滑油溫度過高，會加速潤滑油老化，降低潤滑油承載能力，導致零部件異常磨損。隨著現代發動機強化程度不斷增加，渦前溫度增加，而渦前溫度是影響渦端密封環峰值溫度的關鍵因素之一[3]，溫度高、溫差大導致渦端密封環變形較大[4]。發動機強化程度提高使增壓器轉速升高，而軸承系統摩擦損失與轉速成正比，轉速升高導致摩擦損失增加、潤滑油溫度升高。渦輪增壓器輕便軸承系統使得潤滑油流量及帶走的熱量減少[5]，渦端密封環、軸承系統及潤滑油的溫度呈明顯增加趨勢。發動機正常使用過程中，偶爾會出現高速高負荷熱停機現象，此時，潤滑油及冷卻液立即停止循環，但增壓器渦端仍處于高溫，劇烈熱傳遞導致中間殼溫度在短時間內迅速升高，通常將熱停機情況下的熱傳遞稱為回熱。回熱導致渦端密封環、渦端浮動軸承和潤滑油溫度超出設計限值的風險增加，增壓器可靠性面臨嚴峻挑戰。

目前對增壓器熱傳遞及回熱的研究很多。Romagnoli等[6]、Cormerais等[7]對增壓器溫度場的試驗研究表明，渦輪機端溫度明顯高于壓氣機端；蔡韜[8]對某款汽油機增壓器回熱試驗研究表明，中間殼采用底部水冷結構效果更好；王本亮等[9]研究表明，水冷中間殼的“熱虹吸”效應可以有效降低增壓器回熱溫度；龔金科等[10]通過仿真分析及試驗對比發現，水冷中間殼水循環采用底進高出的冷卻方式時，中間殼溫度分布更加均勻，且低溫區域分布較廣，冷卻性能更優；Hidetoshi等[11]研究發現，浮動軸承性能及穩定性很大程度上受到中間殼內孔熱變形以及周圍油膜溫度的影響；胡遼平等[12]研究發現，潤滑油溫度升高導致軸承系統承載力降低；Plaksin等[13]研究發現，渦輪增壓器頻繁高溫過載嚴重影響渦輪增壓器可靠性及壽命，保證高溫過載下潤滑性能可以延長增壓器使用壽命。

現代增壓器不僅應控制正常運行時的溫度，還應兼顧回熱溫度在設計限值范圍內。目前增壓器回熱試驗研究主要集中在采用水冷中間殼的汽油機或氣體機渦輪增壓器上。非水冷中間殼具有結構簡單、鑄造及制造成本低、安裝空間要求低、發動機不需單獨設置水循環系統等特點，在柴油機上得到廣泛應用，但目前對非水冷中間殼渦輪增壓器回熱試驗研究較少。對于渦前溫度低于600 ℃的強化程度較低的柴油機，增壓器運行溫度的安全裕度較大。但隨著發動機強化程度的提升，渦前溫度呈明顯增加趨勢，保證非水冷中間殼增壓器運行溫度符合設計要求，對增壓器可靠性及壽命有重要意義。本文中對某四缸柴油機用增壓器5個典型部位：渦端浮動軸承、壓端浮動軸承、渦端密封環、潤滑油回油壁面和潤滑油進油壁面進行回熱試驗研究，評估增壓器設計是否滿足回熱試驗需求，為進一步改善回熱溫度提供參考。

1 增壓器及柴油機主要技術參數

在某四缸柴油機上進行增壓器回熱試驗，柴油機主要技術參數如表1所示，渦輪增壓器主要技術參數如表2所示。中間殼為非水冷結構，采用雙浮動軸承。

表1 柴油機主要技術參數

表2 渦輪增壓器主要技術參數

2 試驗方法

選擇5個典型位置進行回熱試驗研究：渦端浮動軸承部位(測點1、2)、壓端浮動軸承部位(測點3)、渦端密封環部位(測點4、5)、潤滑油回油壁面(測點6)和潤滑油進油壁面(測點7)，測點位置如圖1所示。渦端密封環和渦端浮動軸承部位溫度相對高，對增壓器可靠性及壽命影響更大，各布置2個測點。測量孔直徑為1 mm，測量孔末端距離中間殼壁面0.5 mm。確定打孔位置時應確保測量孔不會對增壓器密封性能和結構等造成破壞，不影響增壓器及試驗正常進行。回熱傳感器安裝到測量孔底部后，端部用高溫密封膠固定，防止潤滑油向外泄露和外部空氣進入中間殼回油腔。

圖1 回熱測點位置示意圖

2.1 發動機回熱試驗

發動機回熱試驗在250 kW電力測功機臺架上進行。試驗開始前，確認回熱傳感器部位的密封性；發動機在轉矩為450 N·m、轉速為1500 r/min 熱車運行1 h，期間再次確認回熱傳感器的密封性；分別運行到發動機額定和大轉矩工況，發動機穩定運轉20 min后，測量發動機功率、轉矩、轉速、渦前排溫、潤滑油進油溫度、發動機進水溫度、潤滑油壓力、壓氣機出口溫度、中冷后溫度、增壓器的5個典型位置溫度等，采樣周期為1 s，采集時間不少于5 min；然后熱停機，立即切斷潤滑油路及冷卻液，采樣周期為1 s，采樣時間為10 min；采用自動采集系統記錄全部試驗數據。主要測量設備及精度如表3所示。

表3 主要測量參數、設備及精度

2.2 增壓器臺架回熱試驗

發動機臺架控制潤滑油進油溫度存在較大困難，為驗證不同潤滑油溫度對回熱溫度的影響，增壓器回熱試驗需要在單獨的增壓器試驗臺架上進行。試驗時增壓器的運行工況如表4所示。

表4 增壓器臺架回熱試驗工況

在此工況下運行20 min，采樣周期為1 s，采樣時間不少于5 min；然后立即熱停機，切斷潤滑油路，采樣周期為1 s，采樣時間為10 min。2次試驗應嚴格控制運行邊界，實現數據的可對比性。重點記錄分析渦端浮動軸承和渦端密封環部位穩定運行和回熱溫度的變化趨勢。

3 試驗結果及分析

3.1 發動機回熱試驗

發動機回熱試驗工況如表5所示。

表5 發動機回熱試驗工況

3.1.1 額定工況

額定工況下發動機回熱試驗結果如圖2所示。由圖2可知：發動機額定工況穩定運行時，溫度從高到低依次是潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、渦端浮動軸承、渦端密封環、壓端浮動軸承。潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、渦端浮動軸承和渦端密封環部位的穩定運行溫度均高于161.8 ℃，最高達到195.0 ℃；潤滑油進油壁面和渦端浮動軸承測點2的穩定運行溫度均高于190.5 ℃；壓端浮動軸承穩定運行溫度低于150 ℃，比其余部位低10 ℃以上。溫度分布特點與增壓器結構排布有關，潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、渦端浮動軸承、渦端密封環距離高溫區域近，壓端浮動軸承遠離高溫區域。市場上常用潤滑油的使用溫度如果長時間高于280 ℃會出現結焦現象，5個典型部位溫度均低于200 ℃，存在至少28.5%的安全裕度，符合設計要求。

圖2 額定工況發動機回熱試驗結果

額定工況時，發動機熱停機，最高回熱溫度從高到低依次是渦端密封環、渦端浮動軸承和潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、壓端浮動軸承。渦端密封環部位最高回熱溫度達到282.3 ℃，在7個測點中溫度最高；其次是渦端浮動軸承為241.9 ℃，潤滑油進油壁面為240.9 ℃。渦端浮動軸承是影響增壓器可靠性及壽命的重要因素。渦端密封環部位最高回熱溫度比渦端浮動軸承高40 ℃左右，差異比較明顯。壓端浮動軸承部位不僅穩定運行溫度最低，而且回熱溫度最低，最高回熱溫度只有203.9 ℃。潤滑油回油壁面最高回熱溫度為223 ℃，該位置回熱溫度不高是因為熱停機后殘存在增壓器中間殼內的潤滑油仍陸續通過中間殼回油壁面帶走大量熱量。

發動機額定工況熱停機到最高回熱溫度的時間由短到長依次是渦端密封環、潤滑油回油壁面、潤滑油進油壁面、渦端浮動軸承和壓端浮動軸承，分別為140.5、165.0、219.0、220.0和271.0 s。轉子軸和渦輪焊接在一起，渦端密封環距離渦輪機高溫區域最近，時間最短;相反，壓端浮動軸承距離渦輪機高溫區域最遠，時間最長。

發動機額定工況下，渦端密封環最高回熱溫度達到282.3 ℃，渦端密封環采用W6Mo5Cr4V2材料，可以在380 ℃長時間可靠運行，但該溫度高于潤滑油溫度限值(280 ℃)，而且回熱溫度在(280±3)℃的時間為152 s，如果因操作不當、發動機故障等造成高速、高負荷工況下頻繁熱停機，將導致潤滑油結焦、渦端密封環異常磨損等故障。浮動軸承材料為CuZn37Mn3Al2PbSi-R590-EN-12164，中間殼材料為HT250，轉子軸材料為42CrMo。環境溫度為20 ℃，油膜溫度測量難度較大，取渦端浮動軸承部位最高回熱溫度241.9 ℃為油膜溫度，計算得到中間殼內徑、浮動軸承外徑、浮動軸承內徑、轉子軸的膨脹量分別為0.035 2、0.058 3、0.034 1、0.022 7 mm，浮動軸承外間隙膨脹量總和為0.023 1 mm，浮動軸承內間隙膨脹量總和為0.011 4 mm。浮動軸承設計外間隙為0.06 mm，內間隙為0.05 mm，其膨脹量均在設計范圍之內，滿足軸承系統可靠性要求。

3.1.2 大轉矩工況

發動機大轉矩工況穩定運行時，發動機回熱試驗結果如圖3所示。由圖3可知：渦前溫度比額定工況低52.4 ℃，潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、渦端浮動軸承、渦端密封環、壓端浮動軸承溫度分別比額定工況低18.4、30.5、30.9、29.7、16.8 ℃，相對渦前溫度改善率(改善溫度/渦前降低溫度)分別為35.1%、58.2%、59.0%、56.7%、32.1%。渦前溫度降低后，渦端密封環和渦端浮動軸承部位溫度改善非常明顯，渦前溫度是影響增壓器穩定運行及最高回熱溫度的重要因素。

圖3 大扭矩工況發動機回熱試驗結果

發動機大轉矩工況點熱停機，最高回熱溫度從高到低的順序與額定工況一致，渦端密封環、渦端浮動軸承、潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、壓端浮動軸承最高回熱溫度依次為257.2、216.1、214.9、197.6、188.9 ℃，分別比額定工況降低約25.1、25.8、26.0、25.4、15.0 ℃，相對渦前溫度改善率分別為47.7%、47.7%、51.5%、42.0%、28.6%。渦端密封環和渦端浮動軸承部位最高回熱溫度均低于潤滑油結焦的溫度限值。大轉矩工況與額定工況熱停機到最高回熱溫度時間差異性較小。

3.2 增壓器臺架回熱試驗

潤滑油進油溫度分別為70、110 ℃時，增壓器臺架回熱試驗結果如圖4所示。由圖4可知：渦端浮動軸承穩定工況平均溫度分別為165.1、172.0 ℃，最高回熱溫度分別為220.8、231.9 ℃，到達最高回熱溫度的時間分別為114、98 s。潤滑油進油溫度降低40 ℃后，渦端浮動軸承部位穩定工況平均溫度、最高回熱溫度分別降低6.9、11.1 ℃，相對潤滑油溫度改善率分別為17.3%、27.8%，到達最高回熱溫度的時間增加16 s。渦端密封環部位穩定工況平均溫度分別為176.5、181.5 ℃，最高回熱溫度分別為272.3、282.8 ℃，到達最高回熱溫度的時間分別為72、60 s。潤滑油進油溫度降低40 ℃后，渦端密封環部位穩定工況平均溫度、最高回熱溫度分別降低5.0、10.5 ℃，潤滑油溫度改善率分別為12.5%、26.3%，到達最高回熱溫度時間增加12 s。因此，潤滑油進油溫度是影響增壓器穩定運行及最高回熱溫度的重要因素。

圖4 增壓器臺架回熱試驗結果

4 結論

針對某四缸柴油機非水冷中間殼渦輪增壓器的渦端浮動軸承、壓端浮動軸承、渦端密封環、潤滑油回油壁面和潤滑油進油壁面5個典型部位進行回熱試驗研究，驗證增壓器設計是否符合要求，為增壓器改進設計提供數據支持。

1)發動機額定工況穩定運行時，溫度從高到低依次是潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、渦端浮動軸承、渦端密封環、壓端浮動軸承，最高溫度為195.0 ℃，低于200 ℃,基本符合設計要求。

2)發動機額定工況下，渦前溫度為605.5 ℃，熱停機后，回熱溫度從高到低依次是渦端密封環、渦端浮動軸承、潤滑油進油壁面、潤滑油回油壁面、壓端浮動軸承；渦端密封環部位最高回熱溫度為282.3 ℃，雖低于材料溫度限值，但高于潤滑油溫度限值，存在潤滑油結焦風險；浮動軸承外間隙膨脹量總和為0.023 1 mm，浮動軸承內間隙膨脹量總和為0.011 4 mm，膨脹量均在設計范圍之內。

3)與額定工況相比，大轉矩工況下的渦前溫度降低52.4 ℃，渦端密封環和渦端浮動軸承部位最高回熱溫度降低約25.0 ℃；發動機穩定運行時，渦端浮動軸承、渦端密封環部位的溫度相對渦前溫度改善率分別為59.0%、56.7%，發動機熱停機時，相對渦前溫度改善率均為47.7%。

4)潤滑油進油溫度由110 ℃降低到70 ℃，渦端浮動軸承及渦端密封環部位穩定工況平均溫度降低約7 ℃，最高回熱溫度降低約11 ℃；穩定運行及熱停機時，渦端浮動軸承部位溫度改善率分別為17.3%、27.8%，渦端密封環部位溫度改善率分別為12.5%、26.3%；渦前溫度和潤滑油進油溫度是影響增壓器穩定運行及回熱溫度的重要因素，渦前溫度影響更顯著。

5)渦端密封環和渦端浮動軸承靠近渦輪機高溫區域，為提升渦輪增壓器可靠性及壽命，應重點降低這2個位置的穩定運行及回熱溫度。

該款發動機最高渦前溫度僅為605.5 ℃，目前部分高升功率機型最高渦前溫度已超過700 ℃，個別機型甚至達到730 ℃，該款增壓器需進行結構優化設計以適應更高排溫。