渦輪增壓器軸向力變化規律試驗與仿真

王翠翠，閆瑞乾，丁占銘，佟鼎，吳新濤，高超，莊麗

(中國北方發動機研究所柴油機增壓技術重點實驗室，天津 300400)

0 引言

止推軸承作為渦輪增壓器的主要部件，其穩定性與可靠性對增壓器乃至發動機至關重要［1-2］。止推軸承是承載渦輪增壓器轉子軸向載荷的唯一零件［3-5］，需要準確的軸向載荷譜來指導其設計［6］。車輛用渦輪增壓器的壓氣機和渦輪葉輪是相互背向布置的，葉輪兩側的軸向作用力可以抵消一部分，這雖然減小了止推軸承所承受的載荷，但是這個載荷仍然是止推軸承設計不可缺少的依據之一［7］。確定增壓器運行過程中轉子的軸向力值是增壓器止推軸承設計中的關鍵環節，是優化設計計算的輸入參數。

目前計算增壓器軸向力的方法有很多種［8-9］，且不同計算方法的結果相差較大。Bruurs 等［10］對比了計算流體力學(CFD) 仿真分析、經驗公式以及CFD 結果與經驗公式結合的混合方式，與通過試驗測得的壓力計算軸向力這幾種軸向力計算方式，混合方式和CFD 仿真結果吻合較好，軸向力值相差3.2%，CFD 仿真結果與測量壓力計算得到的軸向力結果之間的偏差值大于30%。Younsi 等［11］對比了幾種預測離心壓氣機軸向力的方法，并提出了一個半經驗公式計算軸向力。Peixoto 等［12］通過壓氣機和渦輪的反動度估算得到壓氣機葉輪出口和擴壓器之間的壓力以及渦輪葉輪進口與噴嘴環出口之間的壓力，并通過公式計算得到了軸向力。洪漢池等［7］對比了傳統計算方法和數值模擬方法得到的軸向力的差距，并研究了密封環間隙對輪背作用力的影響。張海磊等［13］通過數值模擬的方法研究了不同工況下的軸向力合力，得到軸向力隨著轉速增加而增大以及同一轉速下流量越大軸向合力越小的結論。王云龍等［14］用數值模擬的方法研究了不同工況時增壓器軸向力隨轉速的變化規律，并根據仿真結果對止推軸承進行了校核。李慶斌等［15］通過仿真分析的方法得到了不同發動機轉速下的軸向力分布，并通過優化渦輪箱流道截面降低了軸向力。何嘉偉等［16］通過仿真分析方法研究了不同轉速時兩輪軸向力的變化規律，并研究了密封環間隙和葉頂間隙對軸向力的影響規律。但他們的研究都缺乏軸向力試驗驗證。

在軸向力試驗測試方面，洪漢池等［17］通過在止推軸承上粘貼應變片的方式試驗測量了增壓器軸向力并對其進行了分析，得到增壓器在起/停工況下所受的軸向力遠大于其他工況下所承受的軸向力大小，并指出這是造成止推軸承磨損甚至失效的主要原因。Lee 等［18］通過在止推軸承上粘貼應變片，并通過分離熱應力的方法得到了增壓器的軸向力。Thiyagarajan 等［19］通過改動止推軸承的結構并在止推軸承上粘貼應變片的方式測得了雙通道渦輪箱增壓器的瞬態軸向力。但以上學者試驗過程中所用的電阻應變片在大應變狀態下具有明顯的非線性，導致試驗過程中，當軸向載荷超出應變片線性范圍時測量結果準確性不高，軸向力測試范圍窄;且應變片受到高溫影響測量精度會有所下降，導致試驗過程中軸向力出現零點漂移問題，測量結果重復性不好。

由于增壓器結構的緊湊性與工作條件的特殊性限制，直接安裝測力傳感器測量軸向力比較困難。Gjika 等［20］通過在軸承體內固定抑制軸承旋轉和移動的楔子，測量楔子受到的力即止推軸承承載的軸向力，得到了穩態和瞬態條件下軸向力的變化規律，楔子布置在周向某位置，由于止推軸承在工作中會出現偏擺的問題，導致止推軸承承載力周向不均勻，因此，只在周向某位置布置傳感器測得的結果不能代表增壓器的軸向力。Lüddecke 等［21］通過兩種方法測量軸向載荷:方法一在特制的止推軸承上安裝應變片測量軸向載荷波動值，在壓氣機進口安裝電渦流位移傳感器測量軸向載荷，兩部分結合測得了增壓器的軸向力;方法二是測量各部分的壓力，通過公式算得軸向載荷，并將兩種方法的結果進行了對比，但試驗中對止推軸承結構改動較大，可能會影響止推軸承的受力狀態。

本文創新性地提出基于懸浮式設計的軸向力測量方案，將止推軸承固定在卡盤上，同時用拉壓傳感器對軸向力進行拉壓測量，解決了軸向力測量中渦輪增壓器空間小轉速高傳感器難以布置以及軸向力測量范圍窄的問題。對某車用渦輪增壓器轉子軸向力進行測量，并進行仿真分析，測量結果驗證了數值仿真預測軸向力方法的準確性，得到了壓氣機和渦輪葉輪軸向力的一般變化規律。

1 增壓器軸向力測量

以某廢氣渦輪增壓器為基礎開展了軸向力測量試驗，該增壓器額定轉速95 000 r/min。增壓器相關參數見表1。

表1 增壓器基本參數Table 1 Turbocharger specifications mm

1.1 增壓器軸向力測量方案

本文提出了一種基于懸浮式設計的渦輪增壓器軸向力測量結構(見圖1)，將止推軸承安裝在卡盤上，卡盤的布置擴大了傳感器安裝的徑向范圍，解決了軸向力測量時結構緊湊傳感器不易安裝的問題。止推軸承通過螺栓固定在卡盤上，卡盤在軸線方向與軸承體和壓氣機背盤都存在間隙，保證了卡盤在軸線方向的自由度，因此止推軸承承載的力完全傳遞給卡盤。力傳感器一端固定在卡盤上，另一端固定在壓氣機背盤上，增壓器運行過程中，壓氣機背盤固定不動，因此卡盤將軸向載荷完全傳遞給力傳感器，則力傳感器測得的力即為止推軸承的軸向力。止推軸承又是承載渦輪增壓器轉子軸向載荷的唯一零件，則該力傳感器測的力即為渦輪增壓器轉子的軸向力。如圖2(a) 裝配過程中采用定位軸、工裝軸承體、定位套筒保證了止推軸承和轉子的垂直度以及止推軸承的軸向定位。利用定位后的卡盤組件完成測試用增壓器的裝配，試驗過程中軸承體獨立供油。本文所用力傳感器為電阻應變式拉壓傳感器，最大量程500 N，測量誤差±0.2%，此類傳感器具有較高的精度及較好的線性特性頻響特性，解決了采用貼電阻應變片測量軸向力時的大應變時非線性和零點漂移的問題。傳感器采用拉壓力傳感器，當軸向力指向壓端或指向渦端時均可以準確測量。考慮止推軸承在工作中，有偏擺的影響，導致軸承受力不均勻，因此在卡盤上均布4 個力傳感器，如圖2(a) 所示，止推軸承所受軸向力即卡盤所受軸向力，即為4 個力傳感器讀數之和。試驗開始前，通過測力儀對力傳感器進行標定。試驗測試裝置如圖2(b) 所示。

圖1 軸向力測量方案Fig.1 Turbocharger axial load measurement scheme

本文首先進行了熱吹試驗，將外源壓縮空氣加熱后輸入渦輪，獲得了各個轉速下，壓氣機從堵塞到喘振不同工況點處的軸向力。轉速從低到高進行，同一轉速下，測量過程是從壓氣機堵塞狀態開始，直到壓氣機的喘振狀態，壓氣機流量是通過調節壓氣機出口管路上的壓力調節閥來實現的，每一條壓氣機轉速線均勻取5～9 個點。其次，進行自循環試驗，即將壓氣機產生的壓縮空氣加熱后輸入渦輪，模擬了發動機運行時增壓器的工作狀態，按照轉速從低到高的順序進行，獲得自循環狀態時渦輪增壓器的軸向力變化情況。試驗臺架如圖2 所示，試驗測量了50 000 r/min、60 000 r/min、70 000 r/min、80 000 r/min、90 000 r/min 和103 000 r/min 共6 個轉速。試驗過程中同時測量了壓氣機、渦輪進出口參數以及轉速等。

圖2 試驗臺架Fig.2 Test bench

1.2 軸向力測量試驗誤差分析

傳感器滿量程非線性誤差≤0.3%，滿量程重復性誤差≤0.1%，試驗過程中使用4 根量程為50 kg的稱重傳感器，合成標準不確定度u(F) 見式(1) :

式中:u(δx) 為儀表測量誤差引入的標準不確定度，稱重傳感器的最大測量誤差為±0.15 kg，按均勻分布計則標準不確定度為0.086 6;u(x) 為測量重復性引入的標準不確定度，為0.05 kg。根據式(1)，單根傳感器的合成標準不確定度為0.1 kg，本測量方案應用4 根傳感器，因此測量誤差為0.4 kg，在該增壓器標定點測量誤差為±2.3%。

1.3 軸向力測量結果分析

止推載荷是由于渦輪葉輪和壓氣機葉輪兩端的壓力不同產生的。因此，軸承的設計過程中，應使軸承能承受壓氣機葉輪與渦輪葉輪兩端軸向載荷的矢量和。在不同工況時，軸向載荷的方向可能會由一個方向轉為相反方向［22］。

為計算方便，軸向載荷的方向由正負號表示，圖3 展示了軸向載荷的方向。規定軸向載荷由渦輪端指向壓氣機端為正，由壓氣機端指向渦輪端為負。

圖3 渦輪增壓器轉子軸向載荷方向Fig.3 Load directions of the turbocharger rotor

圖4 為外吹狀態下渦輪進口溫度為650 ℃時，測量得到的壓氣機性能曲線以及對應的增壓器軸向力，其中空心點連線為軸向力曲線，實心點連線為壓氣機性能曲線。在轉速為50 000～90 000 r/min 時，增壓器的軸向力都是正值，即由渦輪端指向壓氣機端。同一轉速下，壓氣機由堵塞到喘振過程中，流量逐漸減小，壓比逐漸增大，軸向載荷也逐漸增大，軸向載荷與壓比有相同的變化趨勢。在轉速為103 000 r/min 時，在由堵塞到喘振的過程中，軸向力方向發生了轉向，由負值變為正值，即由指向渦輪端變為指向壓氣機端;增壓器軸向力絕對值先減小后增大，在中間某一點軸向力值為0 N。

圖4 各轉速下的壓氣機性能和軸向力Fig.4 Compressor performance and axial force at each speed

圖5 為自循環時增壓器的性能曲線以及軸向力隨轉速變化曲線。由圖5 可以看出:自循環狀態下，隨著轉速的升高，壓氣機進口質量流量以及壓比均增大;在轉速低于額定轉速時，軸向力的數值隨轉速的增大而增大。由外吹試驗數據可知，在轉速為103 000 r/min 時，壓氣機由堵塞到喘振過程中，軸向力從負值變為正值，自循環狀態下的軸向力數值即從負值變為正值中的某一值，因此自循環狀態下，轉速高于額定轉速時和低于額定轉速時軸向力隨轉速的變化規律不同。

圖5 自循環狀態不同轉速對應軸向力Fig.5 Thrust forces at different rotating speed in a self-circulating state

2 數值計算方法

試驗測試部分得到了渦輪增壓器的軸向力，但無法得到渦端和壓端的分力以及更多流場細節。而掌握增壓器壓端和渦端的軸向載荷，更有助于摸清壓氣機和渦輪的氣動匹配規律，優化葉輪與渦輪的設計，有助于軸向力平衡并提高整機的可靠性。因此，本節通過仿真分析得到壓氣機端和渦輪端軸向力的變化規律。

運用流體力學分析軟件CFX 進行渦輪級與壓氣機級內部流場的計算，計算中采用剪切應力傳輸模型Shear Stress Transfer 湍流模型模擬湍流流場。

2.1 計算網格

在三維建模軟件平臺上，依據部件和裝配圖紙，建立兩葉輪、蝸殼、渦輪箱和輪背間隙的幾何模型。其中:1) 壓氣機背盤處的流體域根據裝配測量得到的軸向竄動的平均值確定輪背和背盤的間隙尺寸，并根據葉輪輪背幾何尺寸和背盤幾何尺寸進行建模，渦輪背盤處的流體域建模方法同壓端;2) 壓氣機密封環處的流體域，依據軸封套和密封環圖紙的名義尺寸建模，假設密封環位于軸封套密封環卡槽軸向的中心位置，密封環外側和背盤壓緊，由于在增壓器實際運轉中密封環位置不確定，經計算，密封環位于非中間位置時，壓氣機軸向力與本文假設條件下壓氣機的軸向力相差在3%以內，渦輪軸向力與本文假設條件下渦輪的軸向力相差在1.5%以內，對增壓器整體軸向力的影響在6%以內，由于在止推軸承設計過程中有一定的安全裕度，因此不同密封環軸向位置得到的軸向力對止推軸承的設計均具備參考性，且密封環位置的不同對軸向力的變化規律以及軸向力的組成基本無影響;3) 渦輪端密封環處的流體域，根據轉軸密封環卡槽和密封環圖紙的名義尺寸進行建模，同樣假設密封環位于卡槽軸向的中心位置，密封環外側和軸承體壓緊。

葉輪網格采用TurboGrid 網格自動生成程序生成結構化網格，采用ICEM 生成蝸殼和渦輪箱流域網格，輪背間隙網格和密封環間隙網格采用ANSYS Meshing 中的掃掠功能生成結構化網格，網格模型如圖6 和圖7 所示。

圖6 壓氣機計算域網格Fig.6 Grid models of compressor

圖7 渦輪計算域網格Fig.7 Grid models of turbine

2.2 邊界條件

渦輪級和壓氣機級的邊界條件根據試驗數據給定:給定增壓器轉速;進口給定總溫、總壓;固體壁面設定為絕熱無滑移邊界條件，渦輪出口給定靜壓邊界條件。壓氣機計算過程中采用出口條件給定初始壓力，每個轉速下均從大流量向小流量計算，當出口條件壓力響應不明顯時，采用質量流量，直到壓比開始下降，認為接近壓氣機的喘振點，當計算結果中殘差呈上升趨勢，結果參數值無法收斂時停止計算，認為已經到達喘振邊界。背盤間隙設定為靜止域，背盤間隙與葉輪背盤交界面設定為旋轉面，葉輪通道和背盤間隙的交界面設定為一般交界面。密封環間隙出口邊界定義為大氣狀態。

本文首先選取增壓器試驗轉速為90 000 r/min時測量得到的進出口參數作為輸入邊界條件，進行仿真計算，將仿真結果與試驗數據進行對比驗證仿真方法的正確性，邊界條件如表2 所示。其次，對壓端和渦端各個轉速時的軸向力進行了仿真計算，得到了壓端和渦端軸向力隨工況的變化規律。

表2 仿真分析邊界條件Table 2 Boundary conditions for CFD simulation

2.3 結果及分析

數值模擬和試驗測得的軸向力結果對比如圖8所示。由圖8 可以看出，數值仿真值和試驗測試值趨勢上吻合較好，除去軸向力值最小的點外，其余點軸向力試驗測試值和仿真值的最大偏差14%，最小偏差3%，平均偏差8.17%。軸向力值最小的點試驗測試值為1.97 N，根據前述不確定度分析，測試誤差在0.4 kg 即4 N，因此軸向力最小點的試驗測試值和仿真值的偏差不具有參考價值。

圖8 渦輪增壓器軸向力對比Fig.8 Comparision of thrust forces

3 壓氣機及渦輪軸向力變化規律分析

應用驗證過的仿真模型，對各個轉速不同工況時的壓端和渦端流場進行仿真分析。對結果進行分析可知，壓氣機端所受軸向力為正(從渦輪端指向壓氣機端)，而渦輪端所受軸向力為負(從壓氣機端指向渦輪端) 。通過數值模擬分析，得到了壓氣機葉輪和渦輪軸向力隨質量流量的變化曲線，計算結果如圖9 和圖10 所示。渦輪端軸向力為負值，為方便比較二者大小，選取軸向力的絕對值作圖。

由圖9 和圖10 可以看出，隨著流量不斷增大，壓氣機軸向力和渦輪端軸向力的變化趨勢是相反的。壓氣機端同一轉速下隨流量減小壓比增大，所受軸向力增大(近喘振點除外) ;渦輪端同一轉速下，隨流量減小膨脹比減小，所受軸向力減小。壓氣機在近喘振點處，由于質量流量減小的同時，壓比也降低，導致軸向力降低。

圖9 壓氣機軸向力隨質量流量的變化曲線Fig.9 Thrust forces of compressor at different mass flow rates

圖10 渦輪端軸向力隨質量流量的變化曲線Fig.10 Thrust forces of turbine at different mass flow rates

圖11 為轉速為90 000 r/min 時某工況點不同幾何位置處的軸向力，其余工況點規律相似。由圖11 可以看出，軸向力最大的兩個位置為壓氣機背盤和壓氣機輪轂，即壓氣機葉輪兩個相反的面，軸向力方向相反。壓氣機背盤處軸向力為正，壓氣機輪轂處軸向力為負，其余位置軸向載荷很小，背盤處軸向力大于輪轂處軸向力的絕對值，因此壓氣機軸向力為正，即指向壓氣機端。渦輪軸向力最大的兩個位置為渦輪星形輪盤底部軸向力和渦輪輪轂處軸向力，兩部分軸向力的絕對值均小于壓氣機相應位置處軸向力的絕對值，星形輪盤底部軸向力為負，輪轂處軸向力為正，渦輪輪盤底部軸向力絕對值大于輪轂處軸向力，因此渦輪軸向力為負，即指向渦端。壓氣機不同位置處軸向力的代數和大于渦輪不同位置處軸向力代數和的絕對值，因此渦輪增壓器轉子軸向力為正。

圖11 軸向力組成部分對比Fig.11 Comparison of axial force components

4 結論

本文提出一種新的基于懸浮式設計的渦輪增壓器軸向力測量結構，該結構采用力傳感器直接測量增壓器轉子軸向力，解決了軸向力測量可重復性差以及零點漂移問題，并在增壓器試驗臺架上對某渦輪增壓器的轉子軸向力進行了測量;依據試驗測量到的增壓器性能參數，對90 000 r/min 時壓氣機端和渦輪端的軸向力進行了仿真分析，轉子軸向力平均偏差為8.17%，驗證了仿真模型的準確性。對壓端和渦端各個轉速的流場進行了仿真分析，得到了壓端和渦端軸向力隨工況的變化規律。得出主要結論如下:

1) 在同一轉速下，壓氣機由堵塞到喘振的過程中，增壓器轉子軸向載荷隨壓氣機端質量流量的減小而增大，在轉速低于額定轉速時軸向載荷均為正值，在轉速高于額定轉速時軸向載荷方向發生了改變。

2) 自循環狀態下，在轉速為50 000～90 000 r/min時，軸向載荷隨轉速的增加而增大。

3) 在同一轉速下，壓氣機端軸向力隨壓氣機質量流量的減小而增大(近喘振點附近除外)，渦輪端軸向力隨渦輪質量流量的減小而降低。

4) 壓端和渦端軸向載荷最大的兩個區域均為葉輪背盤和葉輪輪轂，且兩區域軸向載荷方向相反。