涡轮增压器轴向力分析与止推轴承承载力评估

张健健，马敏，李伟，王孝丽

1.康跃科技(山东)有限公司，山东 寿光 262718；2.机械工业内燃机增压系统重点实验室，山东 寿光 262718；3.山东大学 能源与动力工程学院,山东 济南 250061

0 引言

涡轮增压器叶轮高速运转时，叶片与背盘处形成非常大的气压载荷差，导致叶轮两侧气动载荷不对称，形成沿轴线方向的作用力，该轴向力主要由增压器止推轴承承载[1-2]。因此在增压器设计时，需准确计算轴向力的大小，选择相应承载能力的止推轴承，防止止推轴承失效。止推轴承影响涡轮增压器的机械效率，止推轴承失效是涡轮增压器的主要失效形式之一[3-5]。

目前轴向力的计算多采用经验公式或试验测量，国内研究开发的测量系统主要针对小流量且低转速工况，但增压器实际运行时，止推轴承在变负荷工况下工作[6-10]，启动时，压端轴向力会突然增大；停机时，涡端轴向力会突然增大[11]，所以对轴向力的仿真分析十分必要。

1 轴向力理论计算

通过动力学、热力学分析，轴向力理论计算可采用文献[12]中的计算方法。涡轮增压器轴向力简图如图1所示，涡轮增压器轴向力为压气机端轴向力FC和涡轮机端轴向力FT的合力。压气机端轴向力由施加在压气机进气面的力F1C、施加在叶轮子午面的力F2C、施加在叶轮上的脉冲力F3C和叶轮轮背的作用力F4C4部分构成。涡轮机端轴向力与压气机端相同，涡轮机端轴向力由涡轮机出气端面的力F1T、施加在涡轮子午面的力F2T、施加在涡轮上的脉冲力F3T和涡轮轮背的作用力F4T4部分构成。

图1 涡轮增压器轴向力简图

压气机端轴向力

FC=F1C+F2C+F3C-F4C

涡轮机端轴向力

FT=-F1T-F2T-F3T+F4T。

增压器轴向力合力(压气机端指向涡轮机端为正)

F=FC+FT。

2 轴向力数值模拟与验证

以匹配某2.3 L发动机的涡轮增压器为研究对象，分别对压气机端和涡轮机端进行建模，采用NUMECA进行网格划分和求解处理，得到增压器轴向力合力。

2.1 网格模型

以压气机端为例，气流沿轴线方向吸入叶轮，在叶轮的封头处存在较大的几何曲率变化，气流冲击封头结构，并产生明显的气流折转，导致局部分离，对叶轮内部的流动造成一定程度的影响。叶轮转子与静子之间存在背盘间隙，会产生轮背的作用力。在进行轴向力数值模拟中，需将封头结构和背盘结构计入计算域。

a)单通道叶轮网格 b) 叶轮网格图2 叶轮网格模型

封头和叶片采用Autogrid5向导模式生成结构化网格，网格模型如图2所示。叶顶间隙按照实际输入，为了更准确地捕捉黏性边界层的流动，近壁面第一层网格尺寸设置为0.008 mm，采用 H&I拓扑结构网格形式。背盘在已完成叶轮网格基础上添加背盘子午轮廓线，自动生成背盘网格并对近壁面网格加密。在背盘进口处需添加等“Z”线，使叶轮与背盘的连接面为完全匹配面，并将叶轮的内子午面分开，计算设置时将内子午面的扩压器设置为静止。

671 Application of systematic simulation training program in flexible ureteroscopy training

a)压气机整机网格 b)涡轮机整机网格图3 整机网格模型

压气机壳采用IGG生成蝶形网格。在壳体固体壁面附近，以及与叶轮配合的扩压器壁面附近需进行网格加密，较准确地模拟黏性边界层内的流动情况。网格块之间尽可能使用完全匹配连接面。将叶轮与压壳网格进行装配，并设置相应的边界类型，装配完成的压气机整机网格、涡轮机整机网格如图3所示。考虑涡壳出口周向气流的不均匀性，涡轮采用全周流道网格。

2.2 边界条件

采用Fine/Turbo模块，流动介质选取理想空气，迭代方程选择三维定常雷诺时均N-S方程，湍流模型选择S-A方程模型，空间离散选用2阶精度Jameson中心差分，时间离散选用4阶显示R-K推进法[13-15]。进出口边界条件按照试验数据给定，壁面为绝热、无滑移边界。

2.3 试验验证

以试验数据为边界条件，仿真计算得到的增压器轴向力结果如表1所示。

表1 增压器轴向力数值模拟计算结果

压端轴向力方向与涡端轴向力方向相反，一般情况下，两端轴向力均为背盘指向封头，轴向力最大分力为轮背作用力F4。两端轴向力随增压器转速的变化如图4所示。由图4可知，随着转速的升高，两端轴向力均逐渐变大。

图4 转速-轴向力特性曲线 图5 数值模拟与发动机外特性试验对比

将数值模拟结果与增压器在发动机整机外特性试验中数据进行对比，压气机端出口总压和进口总压比与质量流量的关系如图5所示。由图5可知，仿真计算结果与试验结果基本一致，在怠速点到大扭矩点工况下重合性较好，在大扭矩点到额定点工况下最大误差不超过1%。

为进一步验证数值模拟方法的准确性，以压气机端为验证模型进行性能试验，控制机油温度为60～90 ℃，机油压力为0.20～0.45 MPa，涡轮壳进口温度为600 ℃，分别测试增压器转速为120 000、160 000、200 000 r/min工况下的性能，数值仿真结果与性能试验结果对比如图6所示。由图6a)可知：仿真计算的效率较试验结果略低，误差范围为0.5%～2.0%，但仿真效率与试验效率的总体趋势一致，在小流量范围内误差更小；由图6b)可知，不同转速下仿真计算的压比与试验结果基本一致，在喘振点和堵塞点略有偏差，误差小于2.0%。

a)质量流量-效率特性曲线 b)质量流量-压比特性曲线图6 数值模拟与性能试验对比

流量-轴向力特性曲线如图7所示。由图7可知：压端轴向力随着转速的升高而增大，且相同转速下，轴向力随流量的增大而减小，其变化趋势与压比变化趋势一致。因此，转速和压力是影响轴向力大小的主要因素。

图7 质量流量-轴向力特性曲线

3 止推轴承承载力评估

3.1 止推轴承承载分析

将止推轴承尺寸参数输入模型，包括止推轴承油楔面几何参数、油楔面高度等。边界条件为由NUMECA计算得到的轴向力、转子的转速和供油温度等，建立止推轴承承载能力分析模型。止推轴承承载面各个部位的压力分布、油膜厚度分布及油膜温度分布情况如图8所示(图8a)中单位为MPa，图8b)中单位为mm，图8c)中单位为℃)。由图8可知：压力越大的部位油膜厚度越小、油膜温度越高;反之，压力越小的部位油膜厚度越大、油膜温度越低。由计算结果可知，随着转速升高，止推轴轴承承载力逐渐提高。

a) 压力分布 b)油膜厚度分布 c)油膜温度分布图8 止推轴承承载力分析

3.2 止推轴承承载力评估

止推轴承承载力评价标准为：止推轴承最小油膜厚度hmin不小于油膜厚度限值hlim。

根据文献[12]，止推轴承油膜厚度限值hlim与接触面表面平均粗糙度RZ和油楔面中径Dm有关，止推轴承油膜厚度限值

(1)

基于以上评价标准，可以得出该止推轴承的承载能力边界，如图9所示。由图9可知：止推轴承的安全运行边界为以转速0、轴向力为0与转速为240 000 r/min、轴向力为71 N为边界的区域内；该增压器运行点在止推轴承安全运行边界范围内，说明止推轴承能满足使用需求。

图9 止推轴承承载力评估

4 结论

采用仿真软件对匹配某2.3 L发动机的涡轮增压器止推轴承承载情况进行了分析，得出以下结论。

1)叶轮封头和叶片部分采用向导模式自动生成网格，背盘通过添加子午轮廓线方式自动划分网格，模型处理简单。边界设置中只需对增压器的进出口边界参数进行设置，即可较为准确地计算出增压器轴向力。一般工况下，轴向力最大的分力为轮背的作用力，单侧轴向力合力为背盘指向封头方向。轴向力随着转速的升高而增大，且相同转速下，轴向力的变化趋势与压比变化趋势一致，影响轴向力大小的主要因素为转速和压力。

2)将NUMECA计算得到的轴向力结果作为压力边界输入DyRoBeS，可以计算出不同油楔面下止推轴承承载面的油膜厚度，为配试之初选择止推轴承提供依据，减少使用过程中因止推轴承磨损导致的划壳、漏油故障，提高整机可靠性。