润滑供油压力对涡轮增压器转子稳定性影响

辛易达

(大连民族大学 机电学院， 辽宁 大连 116600)

0 引 言

涡轮增压器的应用越来越广泛，但其高故障率已成为人们关注的焦点。有数据显示[1-3]，润滑与冷却故障引起的转子失稳在涡轮失效故障中占比约为70%，这也引起了相关学者的重视和研究。文献[4]用CFD方法对浮环轴承三维油膜力进行了仿真分析，但并没有考虑到内外膜油孔对油膜压力分布的影响；文献[5]使用 CFD 方法研究了油孔旋转时浮环轴承载荷的变化和浮环油孔流量的变化；文献[6]基于短轴承理论对涡轮增压器转子进行了离散化建模和数值仿真，研究了浮环轴承环速比和偏心率对转子系统失稳的影响。文献[6]用辛子空间迭代法建立了涡轮增压器转子有限元模型，计算得出转子系统的临界转速，文中基于CFD软件对浮环轴承润滑特性进行了深入分析，并考虑了油孔的影响，同时，分析了浮环轴承对涡轮增压器转子稳定性的影响。

1 浮环轴承稳定旋转的条件

当浮环与轴颈同向异步旋转时，浮环的运动方程为：

(1)

式中:Ir----浮环的转动惯量；

ωo----浮环角速度；

Mi,Mo----分别为摩擦力在浮环内外表面所产生的摩擦力矩。

浮环稳定旋转时，有

(2)

于是

Mi-Mo=0

(3)

忽略浮环自重，根据力的平衡条件，浮环内外表面所受油膜力大小相等，即

Fi-Fo=0

(4)

式中:Fi,Fo----分别为内外油膜对浮环表面的油膜力。

这里为后面FLUENT仿真提供了判断浮环轴承是否进入稳定旋转的依据，即浮环内外表面所受摩擦力矩相等。

假定浮环与轴颈的转速比为恒定[8]:

(5)

式中:C----浮环与轴颈、轴瓦最大间隙;

μ----润滑油粘度;

R----半径;

Ω----转速;

L----油膜宽。

2 浮环轴承润滑油膜的有限元分析模型建立

研究分析的对象是轴承的流体区域，包括：轴瓦上的润滑油供油孔、内外两层油膜以及连接两层油膜的浮环轴承油孔。由于油膜的厚度很薄，为微米级，若在CATIA或其它三维建模软件中建模，并转化为STP格式导入前处理软件ICEM中，几何模型会发生失真，因此直接在ICEM中建立几何模型并划分网格。这里采用非结构化网格进行划分，网格划分后即建立起浮环轴承的有限元模型,如图1所示。

图1 浮环轴承有限元模型

网格划分完成后导出为FLUENT可以识别的MESH文件。

FLUENT求解参数设置。采用压力基分离求解器，这种求解器以动量和压力为基本变量，压力修正和动量方程顺序求解，需要的内存少，求解过程灵活，适用范围广。采用层流模型，材料设置为液体，密度960 kg/m3，40 ℃时的粘度为0.024 Pa·s，操作环境为默认的大气压。边界条件设置如下：进口和出口均为压力边界，出口压力为大气压。内膜的内壁、外壁和外膜的内壁设置为旋转壁面。

采用非定常计算，求解时监控出入口流量和残差曲线，需要注意的是，只有残差收敛不能表示计算收敛，还需符合物理条件，这里选择出入口流量守恒。计算完成后检查浮环轴承的内外壁所受力矩是否平衡，否则调整转子转速重新计算。

调整浮环转速的方法是，若内壁力矩小于外壁力矩，表示浮环转速过快，需要降低旋转速度，反之亦然。

3 供油压力对浮环轴承润滑特性的影响

给定轴颈转速为10 000 r/min，分别改变供油压力为0.2、0.4、0.6 MPa，计算得出的供油压力为0.2 MPa时，浮环轴承油膜压力云图如图2～图5所示。

图2 0.2 MPa压力云图

图3 0.2 MPa油孔压力云图

图4 0.2 MPa内油膜压力云图

从图中可以发现，内外油膜有明显的收敛区和发散区，收敛区为正压，发散区为负压，这是油膜的空化现象，即发散区油膜不连续造成的[9-10]。最大压力发生在收敛区的油孔处，六个油孔的压力受油孔所在处油膜压力值的影响。供油孔处的压力等于进油压力。浮环转速为2 580 r/min，内油膜端泄量为0.009 kg/s，外油膜端泄量为0.045 kg/s。

供油压力为0.4 MPa时的油膜压力云图如图6～图9所示。

图6 0.4 MPa压力云图

图7 0.4 MPa油孔压力云图

图8 0.4 MPa内油膜压力云图

与供油压力为0.2 MPa时相比较，供油孔及其附近的油膜压力较大。内外油膜的收敛区和发散区压力均有提高，尤其是外油膜更加明显，而内膜的变化相对较小。浮环转速为2 596 r/min，内油膜端泄量为0.011 kg/s，外油膜端泄量为0.069 kg/s。

供油压力为0.6 MPa时的油膜压力云图如图10～图13所示。

图10 0.6 MPa压力云图

图11 0.6 MPa油孔压力云图

图12 0.6 MPa内油膜压力云图

与供油压力为0.2 MPa和0.4 MPa时相比较，依旧是供油孔及其附近的油膜压力最大。内外油膜的收敛区和发散区压力均有较为明显的提高，此时的浮环转速为2 615 r/min，内油膜端泄量为0.069 kg/s，外油膜端泄量为0.09 kg/s。

当供油压力分别为0.2、0.4、0.6 MPa时的轴承端泄量和环速比分别见表1和表2。

表1 不同供油压力时的端泄量

表2 不同供油压力时的环速比

从表1可知，供油压力相同时外油膜端泄量总是大于内油膜，当供油压力增加时，内外油膜的端泄量也随之增加，尤其是内油膜的端泄量增加的更快。可见高的供油压力可以改善油膜的润滑情况，抑制内油膜贫油现象的出现，从而使浮环轴承旋转的稳定性增加。

从表2可知，随着供油压力的增加，浮环转速比也在缓慢增加，可以减小浮环轴承运行时的摩擦功耗，提高涡轮增压器的效率。

4 浮环轴承动力特性对转子稳定性的影响

采用ANSYS对涡轮增压器转子进行仿真分析，在SolidWorks中建立转子的简化三维模型，浮环轴承可以由弹簧单元近似代替。不同的供油压力会影响到浮环轴承的刚度，其他条件相同时，浮环的偏心率会随着供油压力的提高而增大，从而增大浮环轴承的刚度。浮环的真实刚度系数与油膜特性、转速、轴承材料特性等因素有关。确定其刚度系数常用两种方法[10]：1)通过试验来确定；2)直接采用经验值，或参考他人的经验数据。为了研究润滑系统对转子运动特性的影响，可以设置轴承刚度，计算系统的临界转速，考察工作转速是否在临界转速附近，从而判断在该润滑条件下转子运转是否稳定。

在ANSYS中，根据表3设置材料属性。

表3 转子材料系数

使用坎贝尔图可以方便得出临界转速，求解模态及坎贝尔图时，考虑陀螺效应，开启陀螺效应选项，给定轴的转速为8 000 rad/s。轴承刚度为107N/m的坎贝尔图如图14所示。

图14 坎贝尔图

从图中可以看出，正进动与负进动固有频率成对出现。其中正进动曲线斜率为正，表示随转速升高固有频率升高，反进动为负，表示随转速升高固有频率降低。射线为一倍频曲线，一般取射线与正进动曲线的交点为临界转速点，得出各阶临界转速见表4。

表4 临界转速

5 结 语

基于CFD软件对浮环轴承的润滑特性进行了研究，分析了浮环轴承对转子稳定性的影响，利用FLUENT软件对浮环轴承双油膜进行了有限元建模求解。使用FLUENT自带后处理功能对其做了后处理，得到油膜压力分布云图、浮环转速和轴承端泄量，分析发现：

1)浮环轴承内外油膜均有明显的发散区和收敛区。发散区会因为空化现象而呈现较高的负压。随着供油压力升高，浮环轴承油膜的压力分布普遍提高，这在外油膜表现的更明显，但最大压力基本稳定。

2)在其它条件相同的情况下，外油膜端泄量是内油膜的5～6倍。供油压力的提高会增加轴承端泄量，尤其是内油膜增加的更为明显，这样一来润滑油的消耗量提高，但可以很好地改善内油膜的润滑条件，从而使浮环轴承润滑特性和运转稳定性得到改善。

3) 随着供油压力的增加，浮环转速比也有所增加，降低了浮环轴承运行时的摩擦功耗，提高涡轮增压器的效率。

同时，利用ANSYS软件对涡轮增压器转子进行分析，发现转子的固有频率取决于系统的参数和转子的转速。

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