渦輪增壓器軸承體耦合傳熱的數(shù)值仿真

龔金科　田應(yīng)華　賈國(guó)?！≌绿?/p>

摘 要：基于渦輪增壓器軸承體冷卻機(jī)理，采用專(zhuān)業(yè)CFD軟件和FEM軟件分別建立了軸承體流體區(qū)域和固體區(qū)域網(wǎng)格仿真模型.運(yùn)用流固耦合的仿真計(jì)算方法對(duì)渦輪增壓器軸承體進(jìn)行耦合傳熱分析，得到軸承體流體區(qū)域的流場(chǎng)、換熱系數(shù)及溫度場(chǎng)，并分析軸承體固體區(qū)域的溫度場(chǎng).仿真結(jié)果表明：機(jī)油和水同時(shí)冷卻方式下，軸承體溫度分布較均勻，其冷卻性能較好.與實(shí)驗(yàn)對(duì)比，仿真模型的溫度符合實(shí)際軸承體溫度分布，證明了此方法的可行性，為軸承體冷卻性能的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供依據(jù).

關(guān)鍵詞：渦輪增壓器；溫度場(chǎng)；冷卻軸承體；流固耦合

摘 要：基于渦輪增壓器軸承體冷卻機(jī)理，采用專(zhuān)業(yè)CFD軟件和FEM軟件分別建立了軸承體流體區(qū)域和固體區(qū)域網(wǎng)格仿真模型.運(yùn)用流固耦合的仿真計(jì)算方法對(duì)渦輪增壓器軸承體進(jìn)行耦合傳熱分析，得到軸承體流體區(qū)域的流場(chǎng)、換熱系數(shù)及溫度場(chǎng)，并分析軸承體固體區(qū)域的溫度場(chǎng).仿真結(jié)果表明：機(jī)油和水同時(shí)冷卻方式下，軸承體溫度分布較均勻，其冷卻性能較好.與實(shí)驗(yàn)對(duì)比，仿真模型的溫度符合實(shí)際軸承體溫度分布，證明了此方法的可行性，為軸承體冷卻性能的設(shè)計(jì)優(yōu)化提供依據(jù).

關(guān)鍵詞：渦輪增壓器；溫度場(chǎng)；冷卻軸承體；流固耦合

渦輪增壓器安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)的進(jìn)排氣歧管上，在高溫、高壓和高速運(yùn)轉(zhuǎn)的惡劣環(huán)境下工作 ＼[1＼]，其各部件的溫度分布不均勻，對(duì)于軸承體，存在較大溫差，承受著很大的熱應(yīng)力.軸承體作為增壓器結(jié)構(gòu)中的重要組成部分，起到支撐密封環(huán)和浮動(dòng)軸承的作用，而密封環(huán)和浮動(dòng)軸承又是渦輪增壓器可靠性中的薄弱環(huán)節(jié)，軸承體的熱負(fù)荷程度直接影響到密封環(huán)和軸承的使用壽命和工作可靠性＼[2-5＼].

國(guó)內(nèi)外為了降低渦輪增壓器全浮動(dòng)軸承和密封環(huán)附近溫度，目前普遍采取用機(jī)油、水同時(shí)冷卻的方式，并對(duì)其腔體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)＼[6-7＼].但對(duì)于兩種液體同時(shí)冷卻的方式缺乏系統(tǒng)的傳熱分析和流場(chǎng)的研究.本文基于軸承體冷卻機(jī)理，利用專(zhuān)業(yè)CFD軟件和FEM軟件對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪增壓器軸承體進(jìn)行耦合傳熱數(shù)值仿真研究，即同時(shí)采用機(jī)油和水對(duì)軸承體進(jìn)行冷卻.通過(guò)計(jì)算得到軸承體流體區(qū)域的流場(chǎng)、換熱系數(shù)和溫度場(chǎng)分布，以及其固體區(qū)域的溫度場(chǎng)，并將仿真計(jì)算值與實(shí)驗(yàn)值進(jìn)行對(duì)比驗(yàn)證.

1 渦輪增壓器軸承體傳熱原理

采用有限單元法對(duì)流體的流動(dòng)與傳熱進(jìn)行數(shù)值仿真，首先需要建立反映工程本質(zhì)的數(shù)學(xué)模型.渦輪增壓器軸承體傳熱的數(shù)學(xué)模型包括冷卻水和機(jī)油的流動(dòng)與傳熱模型、軸承體固體導(dǎo)熱模型和冷卻介質(zhì)與軸承體交界面的耦合傳熱模型.

在冷卻水和機(jī)油的流動(dòng)與傳熱計(jì)算中，其流動(dòng)和傳熱過(guò)程都遵從質(zhì)量守恒、動(dòng)量守恒和能量守恒定律.

對(duì)于渦輪增壓器軸承體內(nèi)腔冷卻液與軸承體之間的換熱問(wèn)題，只在內(nèi)部壁面邊界上存在熱量交換，由于流體溫度與固體壁面溫度之間是相互制約的關(guān)系，邊界條件無(wú)法預(yù)先確定.其邊界上的溫度、換熱系數(shù)，都應(yīng)看成是計(jì)算結(jié)果的一部分，而不是已知條件＼[9＼].

由邊界面的熱平衡可知，在軸承體內(nèi)部導(dǎo)向邊界的熱流密度等于從邊界面?zhèn)鹘o周?chē)黧w的熱流密度，即在渦輪增壓器軸承體流固耦合傳熱邊界上，固體傳出的熱量等于冷卻液吸收的熱量，由傅里葉定律和牛頓冷卻公式可得＼[8＼]：

-λ（Tn）w=h（Tw-Tf）.（3）

式中：λ為導(dǎo)熱系數(shù)，W/（m·K）；h為換熱系數(shù)，W/（m2·K）；Tw為壁面溫度，K；Tf為流體溫度，K.

本文所使用的FEM軟件提供了流固耦合傳熱交界面模型，即流體域和固體域幾何位置重合的面，如圖1所示.在進(jìn)行流固耦合傳熱仿真計(jì)算時(shí)，固體域和流體域之間可通過(guò)此交界面進(jìn)行數(shù)據(jù)傳遞.當(dāng)CFD軟件仿真計(jì)算出流體區(qū)域的壁面溫度和換熱系數(shù)，將數(shù)據(jù)映射到圖1所示的耦合傳熱交界面上，成為FEM軟件計(jì)算的第3類(lèi)熱邊界條件.經(jīng)過(guò)FEM軟件仿真計(jì)算后，得到軸承體固體區(qū)域的溫度場(chǎng)，再通過(guò)耦合傳熱交接面將固體區(qū)域內(nèi)部壁面溫度映射到流體區(qū)域，成為流體CFD軟件計(jì)算的邊界條件.如此反復(fù)計(jì)算，直到軸承體節(jié)點(diǎn)上的溫度不再變化為止.其過(guò)程如圖2所示.

2 渦輪增壓器軸承體仿真模型

2.1 渦輪增壓器軸承體網(wǎng)格仿真模型

渦輪增壓器軸承體在實(shí)際工作中，存在著機(jī)油、冷卻水、渦輪軸、渦輪箱、壓氣機(jī)之間的傳熱情況，在進(jìn)行數(shù)值仿真計(jì)算前，為了簡(jiǎn)化分析影響軸承體冷卻性能的主要因素，對(duì)軸承體外表面倒角和細(xì)小結(jié)構(gòu)進(jìn)行簡(jiǎn)化，可避免計(jì)算出錯(cuò)并使計(jì)算收斂更快.

在三維建模軟件中按照軸承體實(shí)際尺寸建立幾何模型，導(dǎo)出x_t格式文件，利用網(wǎng)格軟件分別抽取軸承體冷卻油腔和冷卻水腔，并將其導(dǎo)入CFD軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分，如圖3和圖4所示.對(duì)于固體區(qū)域，為保證內(nèi)部細(xì)小尺寸結(jié)構(gòu)不失真，設(shè)置了最小網(wǎng)格尺寸，同時(shí)為了控制軸承體網(wǎng)格的數(shù)量，也設(shè)置了網(wǎng)格的最大尺寸，其網(wǎng)格如圖5所示.

2.2 物理模型材料

準(zhǔn)確的材料物性參數(shù)是仿真分析獲得準(zhǔn)確結(jié)果的重要前提.在該FEM軟件中，對(duì)于固體域通常需要提供固體材料的熱傳導(dǎo)率、比熱容、密度等參數(shù).渦輪增壓器軸承體的材料選用灰鑄鐵（HT）250，密度為7 280 kg/m3，比熱容為510 J/（kg·K），泊松比為0.156，熱傳導(dǎo)率為45 W/（m·K），線膨脹系數(shù)為9×10-6 K，楊氏模量為138 000.

對(duì)于流體區(qū)域的冷卻液則需要定義其密度、比熱容、動(dòng)力粘度及導(dǎo)熱系數(shù)等.當(dāng)冷卻液壓力一定時(shí)，其物性參數(shù)只與溫度有關(guān)，即溫度的單值函數(shù).

2.3 邊界條件

在本文研究的流固耦合計(jì)算模型中，固體壁面的邊界條件主要是指軸承體渦輪端和壓氣機(jī)端傳熱邊界條件，不考慮輻射的影響.控制渦輪增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min，渦輪進(jìn)氣溫度800 ℃，在該工況下通過(guò)傳熱邊界測(cè)試獲取軸承體渦輪端、壓氣機(jī)端的初始溫度.在計(jì)算過(guò)程中，認(rèn)為冷卻液的流動(dòng)是三維不可壓縮的粘性湍流流動(dòng)，湍流模型采用kε湍流模型.機(jī)油的入口采用壓力邊界條件，壓力入口為0.3 MPa，溫度為100 ℃，冷卻水進(jìn)口采用流速邊界條件，流速為1.5 m/s，溫度為80 ℃，機(jī)油和冷卻水的出口都采用壓力邊界條件，分別為0.15 MPa和0.2 MPa.軸承體表面采用無(wú)滑移壁面邊界條件.由于軸承體通過(guò)其外壁面散熱，設(shè)環(huán)境溫度為25 ℃，熱傳遞系數(shù)為50 W/（m2·K）.

3 仿真計(jì)算結(jié)果

通過(guò)仿真計(jì)算得到增壓器軸承體流體區(qū)域的流場(chǎng)、換熱系數(shù)和溫度場(chǎng)分布以及固體區(qū)域的溫度場(chǎng).

3.1 流場(chǎng)分析

圖6給出了冷卻油腔內(nèi)機(jī)油速度流線圖，機(jī)油入口末端管徑變小，機(jī)油速率迅速增加，并分為三股流分別流向油腔頂部、中部和底部，使得機(jī)油充滿整個(gè)腔體.腔體內(nèi)速度流線分布均勻，機(jī)油流動(dòng)順暢，有利于機(jī)油對(duì)軸承體的冷卻.

3.2 流體域壁面換熱系數(shù)

如圖8所示，機(jī)油腔體壁面換熱系數(shù)從渦輪端至壓氣端，先減小，后增大，形成明顯的換熱系數(shù)梯度.最大換熱系數(shù)分布在細(xì)小油道靠近渦輪端側(cè)，當(dāng)渦輪軸高速旋轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)油與軸承體進(jìn)行劇烈換熱，較高的換熱系數(shù)主要分布在機(jī)油腔體進(jìn)口管道、細(xì)小油道以及腔體底部和頂部，大約在800～2 000 W/（m2·K）之間.在機(jī)油出口端，換熱系數(shù)有所下降，大概在400～800 W/（m2·K）之間.這是由于換熱系數(shù)與溫差、機(jī)油流速等有關(guān).當(dāng)機(jī)油經(jīng)過(guò)軸承冷卻后，其溫度上升，與軸承體的溫差減小，且腔體的出口管道截面積比進(jìn)口大，機(jī)油流速下降，故此區(qū)域換熱系數(shù)變小.圖中所示深藍(lán)色區(qū)域，換熱系數(shù)最小，主要由于機(jī)油流速在此區(qū)域較小，與軸承體換熱較差.

3.3 流體區(qū)域壁面溫度場(chǎng)分析

圖9為機(jī)油腔體壁面溫度場(chǎng)分布云圖，溫度從腔體頂部至底部依次降低，由于機(jī)油腔體上部分靠近渦輪端，熱量來(lái)自發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸中排出的廢氣，通過(guò)渦輪箱而傳遞到軸承體的頂部，熱量從軸承體的渦輪端至壓氣端依次傳遞，為了充分冷卻軸承體，熱量傳遞至機(jī)油腔體時(shí)，流過(guò)腔體的機(jī)油帶走一部分熱量，越靠近渦輪端，帶走的熱量越多，相反，靠近壓氣端帶走的熱量較少，故油腔呈現(xiàn)明顯的溫度梯度.從圖9中可知，機(jī)油腔體壁面溫度最高為536.69 ℃，最低溫度分布在靠近壓氣端一側(cè)，為101.45 ℃.

圖10為水冷腔體壁面溫度場(chǎng)分布云圖，其溫度分布與機(jī)油腔體壁面相似，溫度從渦輪端至壓氣端都是依次遞減.最高溫度為553.57 ℃，最低溫度為158.53 ℃.對(duì)比圖9可知，水冷腔壁面最高溫度略高于油腔壁面最高溫度.

3.4 軸承體溫度場(chǎng)分析

如圖11所示，軸承體整體溫度從渦輪端至壓氣端依次遞減，最高溫度分布在與渦輪廢氣直接接觸的區(qū)域，約為550～600 ℃.經(jīng)過(guò)水和機(jī)油的冷卻，軸承體靠近壓氣端一側(cè)溫度下降至95.17 ℃.圖12為軸承體切片溫度云圖，其內(nèi)部溫度從高至低過(guò)渡自然，溫度梯度變化緩慢.在正常工況下，發(fā)動(dòng)機(jī)尾氣的熱量通過(guò)渦輪箱傳遞給軸承體，一部分被冷卻介質(zhì)帶走，另一部分傳導(dǎo)至壓氣機(jī)，與此同時(shí)，渦輪軸高速旋轉(zhuǎn)所產(chǎn)生的一部分熱量通過(guò)機(jī)油傳遞至軸承體.水和機(jī)油同時(shí)冷卻方式下，軸承體冷卻效果最佳，不易產(chǎn)生局部高溫和熱應(yīng)力，軸承體工作較穩(wěn)定，保證了渦輪增壓器的可靠性與耐久性.

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

對(duì)渦輪增壓器軸承體的溫度分布進(jìn)行數(shù)值模擬時(shí)，仿真結(jié)果的精確程度與傳熱邊界條件的確定直接相關(guān).為測(cè)得準(zhǔn)確的實(shí)際軸承體局部溫度值，需在渦輪增壓器軸承體的不同位置布置測(cè)溫點(diǎn)[9].

熱電偶是溫度測(cè)量?jī)x表中一種常用的測(cè)溫原件，通過(guò)將熱能轉(zhuǎn)換成電能，再使用電氣儀表讀取被測(cè)介質(zhì)的溫度.其使用壽命長(zhǎng)、裝配簡(jiǎn)單，具有測(cè)量范圍大、測(cè)量精度高等優(yōu)點(diǎn)，能夠在高溫環(huán)境中工作.在渦輪增壓器軸承體的傳熱試驗(yàn)中，采用WRTK112工業(yè)鎧裝熱電偶分別對(duì)軸承體外表面和內(nèi)腔進(jìn)行溫度測(cè)量并驗(yàn)證模擬仿真的準(zhǔn)確性，其測(cè)點(diǎn)位置如圖13所示.

本實(shí)驗(yàn)為了模擬發(fā)動(dòng)機(jī)排氣，利用經(jīng)過(guò)燃燒室加熱的氣體驅(qū)動(dòng)渦輪增壓器轉(zhuǎn)動(dòng)，控制增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min，渦輪進(jìn)氣溫度為800 ℃，待增壓器穩(wěn)定運(yùn)行后，測(cè)取驗(yàn)證條件.如圖14所示，仿真計(jì)算結(jié)果和實(shí)測(cè)結(jié)果基本吻合，其最大誤差僅為4.6%，圖15為渦輪增壓器軸承體溫度測(cè)量實(shí)驗(yàn)裝置.上述結(jié)果表明仿真模型的溫度分布符合實(shí)際軸承體溫度分布，采用計(jì)算流體力學(xué)軟件和有限元軟件相結(jié)合進(jìn)行流固耦合仿真的方法對(duì)渦輪增壓器軸承體傳熱和冷卻性能的研究是可行的.

5 結(jié) 論

本文采用流固耦合的方法對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)渦輪增壓器軸承體進(jìn)行耦合傳熱分析，結(jié)果如下：

1）機(jī)油的流場(chǎng)表明：機(jī)油在腔體內(nèi)流動(dòng)順暢，總體速度分布較均勻.

2）機(jī)油腔體壁面換熱系數(shù)從渦輪端至壓氣端，換熱系數(shù)先減小，后增大，形成明顯的換熱系數(shù)梯度，其入口端換熱系數(shù)大于出口端.

3）流體區(qū)域壁面溫度從腔體頂部至底部依次降低，但水冷腔體壁面最高溫度略高于機(jī)油腔體壁面的最高溫度.

4）軸承體固體溫度從渦輪端至壓氣端依次遞減，溫度梯度變化緩慢，其內(nèi)部溫度分布較均勻，不易產(chǎn)生局部高溫和熱應(yīng)力.

5）通過(guò)計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的比較，模型仿真的整體溫度場(chǎng)分布基本符合實(shí)際軸承體的溫度分布，證明了此仿真方法的可行性.

參考文獻(xiàn)

[1] 胡友安， 李曉東， 陳圖鈞， 等. 渦殼溫度場(chǎng)和熱應(yīng)力的有限元分析 [J]. 機(jī)械強(qiáng)度， 2007， 29（1）： 130-134.

HU Youan， LI Xiaodong， CHEN Tujun， et al. Analysis on temperature field and thermal stress of turbocharger housing by finite element method [J]. Mechanical Strength， 2007， 29（1）： 130-134. （In Chinese）

[2] 胡群， 韓同群， 張?jiān)迄i. 車(chē)用渦輪增壓汽油機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)與匹配 [J]. 湖北汽車(chē)工業(yè)學(xué)院學(xué)報(bào)， 2008（4）：18-22 .

HU Qun， HAN Tongqun， ZHANG Yunpeng. The design and matching of cooling system for turbocharged gasoline engine on vehicles [J]. Journal of Hubei Automotive Industries Institute， 2008 （4）： 18-22. （In Chinese）

[3] 朱大鑫. 渦輪增壓與渦輪增壓器 [M]. 北京：機(jī)械工業(yè)版社， 1992.

ZHU Daxin. Turbocharged technology and the turbocharger [M]. Beijing： Mechanical Industry Press， 1992. （In Chinese）

[4] 黃智昊. 渦輪增壓器發(fā)展前景分析 [J]. 商用汽車(chē)， 2004（12）： 88-89.

HUANG Zhihao. The prospects analysis of turbocharger development [J]. Commercial Vehicle， 2004（12）： 88-89. （In Chinese）

[5] 胡友安， 李曉東. 渦輪增壓器蝸殼熱裂紋的試驗(yàn)研究 [J]. 河海大學(xué)學(xué)報(bào)， 2008， 36（6）： 846-849.

HU Youan， LI Xiaodong. Experimental study on heat cracks of turbine housing on turbochargers [J]. Journal of Hehai University， 2008， 36（6）： 846-849. （In Chinese）

[6] 徐行軍. 柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)結(jié)構(gòu)優(yōu)化及缸蓋熱應(yīng)力分析 [D]. 天津： 天津工業(yè)大學(xué)， 2010：14-15.

XU Hangjun. Structural optimization for diesel engine cooling systems and thermal stress analysis for its cylinder head [D]. Tianjin： Tianjin Polytechnic University， 2010： 14-15. （In Chinese）

[7] 傅松， 胡玉平， 李新才， 等. 柴油機(jī)缸蓋水腔流動(dòng)與沸騰傳熱的流固耦合數(shù)值模擬 [J]. 農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報(bào)， 2010， 41（4）： 26-30.

FU Song， HU Yuping， LI Xincai， et al. Numerical simulation of water flow and boiling heat transfer for cooling chamber of cylinder head on diesel engine by fluidsolid coupling method [J]. Journal of Agricultural Machinery， 2010， 41 （4）： 26-30. （In Chinese）

[8] 賈力， 方肇洪. 高等傳熱學(xué) [M]. 北京： 高等教育出版社， 2008.

JIA Li， FANG Zhaohong. Advanced heat transfer [M]. Beijing： Higher Education Press， 2008. （In Chinese）

[9] 徐思友， 吳新濤， 閆瑞乾， 等. 增壓器軸承和密封環(huán)溫度試驗(yàn)研究 [J]. 車(chē)用發(fā)動(dòng)機(jī)，2010（2）： 35-37.

XU Siyou， WU Xintao， YAN Ruiqian， et al. Experimental study of temperature for bearings and seal rings on turbocharger [J]. Vehicle Engine， 2010（2）： 35-37. （In Chinese）