弹性环阻尼器对涡轮增压器转子动力性能影响研究

何洪， 王世琥， 王连群， 吉建波， 赵玲玲

(1. 柴油机增压技术重点实验室， 天津 300400； 2. 西安交通大学， 陕西 西安 710049;3. 河北华北柴油机有限责任公司， 河北 石家庄 050081； 4. 中国北方发动机研究所(天津)， 天津 300400)



弹性环阻尼器对涡轮增压器转子动力性能影响研究

何洪1， 王世琥2， 王连群3， 吉建波1， 赵玲玲4

(1. 柴油机增压技术重点实验室， 天津 300400； 2. 西安交通大学， 陕西 西安 710049;3. 河北华北柴油机有限责任公司， 河北 石家庄 050081； 4. 中国北方发动机研究所(天津)， 天津 300400)

以高速涡轮增压器滚珠轴承转子系统弹性环阻尼器(ERSFD)为研究对象,采用有限元分析以及挤压油膜理论对弹性环支承刚度、油膜压力场分布、油膜刚度阻尼以及滚珠轴承转子系统动力学特性等进行了分析研究，并与挤压油膜阻尼器(SFD)进行对比分析。研究发现，弹性环阻尼器的交叉刚度和阻尼很小，有效地改善了挤压油膜阻尼器刚度阻尼自由度耦合问题，刚度阻尼的非线性得到明显的抑制。采用六凸台弹性环阻尼器与滚珠轴承串联组合的增压器进行了台架试验，并与动力学计算结果进行了对比分析。

涡轮增压器； 阻尼器； 滚珠轴承； 振动

目前，增压器上普遍采用的是浮环轴承，然而由于滚珠轴承功耗小于浮环轴承[1-2],安装了球轴承涡轮增压器的发动机加速响应性能与安装滑动轴承相比,在相同的时间内具有更大的增压压力和扭矩[3],因此，球轴承在增压器上的应用得到了重视。

转子在工作中因不平衡量所产生的同步激振对转子振动的影响很大，采用抑振阻尼器的轴承支撑系统可以降低系统的支承刚度，增大支承阻尼，进而达到减小系统振动的目的[4]。采用浮环轴承的增压器由于轴承本身的阻尼作用，对转子振动具有一定抑制作用[5-6]，对于采用滚珠轴承的增压器而言，由于轴承自身阻尼作用较弱，阻尼器的作用更为重要。

抑振阻尼器在转子上的应用包括黏弹性阻尼器、挤压油膜阻尼器和金属橡胶减振器等方式，其中对挤压油膜阻尼器SFD(Squeeze Film Damper)的研究最广。由于挤压油膜阻尼器刚度的非线性带来了双稳态跳跃、锁死和非协调进动等严重有害现象，很多学者为了改善挤压油膜阻尼器刚度的高度非线性做出了有益的尝试，以保证高速转子系统在临界转速附近的振动控制在合理的范围内[7-10]。本研究采用模拟和试验的方法针对弹性环挤压油膜阻尼器开展研究。

1 弹性环阻尼器

弹性环挤压油膜阻尼器ERSFD(Elastic Ring Squeeze Film Damper，下简称弹性环阻尼器)是一种能提供弹性支承,并且通过油膜挤压和弹性环形变的耦合作用产生油膜阻尼以减小转子系统本身和外传振动的阻尼器。ERSFD的显著特点是比其他弹性支承结构更为紧凑,占用空间小,结构可靠性高,在支承系统中专门设置油路,给弹性环内、外腔提供滑油。弹性环阻尼器与滚珠轴承的组合见图1。

ERSFD的弹性环将整个圆周分隔成分段的挤压油膜区,工作时转子轴颈偏离中心涡动形成分段挤压油膜,其流场的分布和大小取决于流体动压作用和弹性环的变形。因此,对这种复杂的流固耦合作用使用数值法计算其油膜力特性是相当复杂的。

2 涡轮增压器组合弹性支承刚度阻尼特性分析

2.1 弹性环刚度分析

利用有限元分析方法，对弹性环刚度进行接触分析。计算分析中分别考虑到了弹性环的变形，不同涡动角下凸台数、凸台宽度、凸台高度，弹性环厚度，弹性环安装间隙等因素的变化对弹性环刚度的影响。

由图2弹性环分析结果可以看出，弹性环变形呈现与凸台数相关的周期性变化(见图2b和图2c)。弹性环刚度随凸台数的增加而增加，涡动角对其几乎没有影响(见图2d)。凸台宽度和凸台高度对弹性环刚度的影响近乎呈线性增加(见图2e和图2f)。弹性环厚度与弹性环刚度是指数型增加，影响比较大(见图2g)。安装间隙越小，弹性环刚度越大。弹性环刚度随偏心率变化呈现对数型增加关系(见图2h)。

2.2 弹性环阻尼器分析方程

图3示出了弹性环阻尼器坐标的示意。

内油膜方程为

(1)

由上式可以看出，内油膜压力分布受动压项和挤压项的共同作用。

外油膜方程为

(2)

从式(2)可以看到，外油膜压力分布只与挤压项的作用有关。

利用非定常工况的Reynolds对各项扰动参数求导，即可获得各项扰动压力的微分方程，将内、外油膜方程分别对ε，θ求导，获得刚度阻尼方程，将刚度阻尼方程用差分法展开求解(差分项略)，完成后利用下式数值积分可得出刚度和阻尼8个动力系数。

(3)

(4)

(5)

(6)

2.3 油膜刚度、阻尼计算分析结果

以下均为弹性环油腔两端未密封的计算结果。

图4示出了六凸台弹性环内外腔油膜压力分布情况。

图4a和图4b示出了内、外油膜压力分布情况。图4c示出了内油膜刚度随凸台数和偏心率变化。图4d示出了内油膜阻尼随凸台数和偏心率变化。图4e示出了外油膜刚度随凸台数和偏心率变化。图4f示出了外油膜阻尼随随凸台数和偏心率变化。从图中可以看出小偏心率下，刚度、阻尼均变化缓慢，只有在大偏心率下，刚度和阻尼才会显著上升。

图5示出了弹性环阻尼器和挤压油膜阻尼器刚度、阻尼特性的对比分析。从图中可以看出在偏心率小于0.6时两种油膜阻尼器的刚度基本一致。在大偏心率下，挤压油膜阻尼器刚度在偏心率增加时呈非线性急速增加，而弹性环阻尼器油膜刚度增加相对平缓，可见弹性环阻尼器可以很好地改善挤压油膜阻尼的非线性。进一步计算分析表明，弹性环阻尼器的交叉刚度和阻尼很小，有效地改善了挤压油膜阻尼器刚度阻尼自由度耦合问题。

2.4 涡轮增压器转子不平衡响应计算结果

通过计算分析可以发现，对转子系统的支承特性进行改良可以获得很好的减振效果。用刚性比转子轴系刚性低很多的支承可以使转子的工作转速在一阶弯曲临界转速以下，而在通过刚体临界时，转子基本不弯曲，不会引起大的增压器振动。如果涡轮增压器轴承转子系统采用的是滚珠轴承，滚珠轴承中滑油的阻尼很小，所以必须采用被动抑制振动的阻尼器。

图6示出了刚性支承涡轮增压器滚珠轴承转子系统临界转速坎贝尔图。从横轴往上数与纵轴一共有6个交叉点，对应于6个临界转速(从下往上分别为1阶、2阶、3阶等等)。这些临界转速会随着转速的升高呈现出开叉涡动的特性。这种涡动有时是正向(FW)，有时是反向(BW)。主要取决于omiga矩阵的性质。图中给出的仅仅是各阶临界转速的发展趋势。

图7分别示出了采用四凸台、六凸台、八凸台弹性环支承后的涡轮增压器滚珠轴承转子系统的临界转速坎贝尔图。从图7可以看出各阶临界转速随着凸台数的增加而提高，故可以通过改变转子系统的支承刚度来改变转子系统的临界转速。

不同于刚性支承，弹性环支承刚度越低，工作转速内的锥动和平动的振幅越小，同时阻尼越大振幅越小。对六凸台弹性环阻尼器和没有阻尼器的转子系统进行比较，计算结果显示振幅减小75%以上，这充分说明弹性环阻尼器是一个有效的抑振手段(见图8)。

3 涡轮增压器转子系统动力特性试验

采用加速度传感器在试验台上对涡轮增压器滚珠轴承转子系统进行动力测试(见图9)。

考虑到六凸台弹性环和六凸台油膜刚度相仿，对稳定性有利，故选择六凸台作为试验对象，加工了3个不同凸台高度的弹性环，试验样件见图10。对试验样件进行动力学分析，并开展台架试验。

从图11 示出的弹性环阻尼器与挤压油膜阻尼器增压器振动对比数据来看，与挤压油膜阻尼器相比，弹性环轴承转子系统的径向(Z向,X向在试验台有管路约束结果失真)振动明显降低，在高转速下弹性环阻尼器减振效果相对更好，在30 000 r/min以上抑振效果开始显现，降幅在10%以上，与前面分析结果相吻合。由于不加阻尼器的转子振动太大，超过增压器转子承受限制，因此无法通过试验验证有阻尼器与无阻尼器的增压器振动差别。

4 结论

a) 相比挤压油膜阻尼器，弹性环阻尼器刚度阻尼的非线性得到明显的抑制;弹性环阻尼器抑振效果好于油膜阻尼器;

b) 弹性环的刚度明显小于滚珠轴承，串联后会减小系统的刚度；凸台数对弹性环刚度影响非常大;

c) 和没有阻尼器的转子系统相比较，弹性环阻尼器振幅减小75%以上，说明弹性环阻尼器是有效的抑振手段。

[1] Kazuya Miyashita,Minoru Kurasawa,Hideaki Matsuoka,et al.Development of high efficiency ball-bearing turbocharger[C].SAE Paper 870354,1987.

[2] Karl Heinz Bauer.High volume series production of ball bearing turbochargers[J].MTZ,04I2011,72：48-52.

[3] Tsuyoshi Watanabe,Takaaki Koike, Hirmu Furukawa.Development of turbocharger for improving passenger car acceleration[C].SAE Paper 960018,1996.

[4] 闻邦椿，顾家柳，高等转子动力学——理论、技术与应用[M].北京：机械工业出版社，2000：400-417.

[5] Ggunter Knoll.Run-up of turbocharger rotors in nonlinearly modelled floating bush bearings[J].MTZ,04I2010,71：50-55.[6] 张虹，马俊杰，陈山.小型车用涡轮增压器整体半浮动轴承转子动力学计算分析[C]//中国内燃机学2009学术年会论文集.南宁:中国内燃机学会,2009.

[7] Roberts J B,Ellis J,Carrasco A.An experimental study of the nonlinear behavior of a squeeze film bearing[J].Journal of Tribology,1993,115(1):312-318.

[8] Yan L T,Li Q H.Experiments of the vibration characteristics of the rotor with flexible damped[C]//ASME 1980 International Gas Turbine Conference and Products Show.USA:Society of Mechanical Engineers,1980.

[9] 孟光.柔性转子-挤压油膜阻尼器系统的非线性特性分析[D].西安：西北工业大学，1988.

[10] 郭银朝，孟光.挤压油膜阻尼器支承的柔性转子的双稳态响应特性[J].振动工程学报，1997,10(1):65-70.

[编辑： 姜晓博]

Influence of Elastic Ring Damper on Power Performance of Turbocharger Rotor

HE Hong1， WANG Shihu2， WANG Lianqun3, JI Jianbo1, ZHAO Lingling4

(1. Science and Technology on Diesel Engine Turbocharging Laboratory, Tianjin 300400, China；2. Xi’an Jiaotong University, Xi’an 710049, China;3. Hebei Huabei Diesel Engine Ltd., Shijiazhuang 050081, China;4. China North Engine Research Institute (Tianjin), Tianjin 300400, China)

An elastic ring squeeze film damper (ERSFD) used in the ball bearing rotor system of a high speed turbocharger was studied. Based on the finite element analysis(FEA) and oil film squeezing theory, the support rigidity of elastic ring, the pressure field distribution of oil film, the rigidity damping of oil film and the rotor dynamic characteristic of ball-bearing rotor system for ERSFD were analyzed and compared with the squeeze film damper (SFD). It was found that the cross rigidity and cross damping of ERSFD were very small，which could solve the coupling problem of SFD rigidity damping effectively so as to improve its nonlinear property obviously. The vibration of bearing housing on a ball bearing turbocharger with six convex stages ERSFD was measured on a test bench and compared with the rotor dynamics computation results.

turbocharger； damper； ball bearing； vibration

2016-01-18；

2016-04-26

国防科技重点实验室基金(9140C3305030902)

何洪(1963—)，男，研究员，主要研究方向为增压技术；hhe@nlett.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.04.013

TK413.5

B

1001-2222(2016)04-0070-05