基于虛擬正交試驗(yàn)的壓氣機(jī)葉輪軸-轂徑向微動(dòng)特性研究

趙俊生 ，鹿雪龍 ，黃新忠 ，王雙永

（1.中北大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院，太原 030051；2.中國航天科工集團(tuán)第二研究院總裝調(diào)部，北京 100854；3.中國林業(yè)科學(xué)研究院木材工業(yè)研究所，北京 100091）

微動(dòng)廣泛存在于承受機(jī)械振動(dòng)、疲勞載荷、冷熱循環(huán)等工況的緊配合件中[1]。微動(dòng)造成構(gòu)件材料的損傷，加速裂紋的萌生和擴(kuò)展，已成為一些關(guān)鍵零部件失效的主要原因之一。渦輪增壓器壓氣機(jī)葉輪的破壞主要是由裂紋擴(kuò)展引起的，而研究發(fā)現(xiàn)該裂紋的形成正是由于微動(dòng)磨損[2]。壓氣機(jī)葉輪是渦輪增壓器的重要部件，一般采用過盈配合壓裝在葉輪軸上。壓氣機(jī)葉輪的工作轉(zhuǎn)速比較高，目前普遍使用的渦輪增壓器轉(zhuǎn)速范圍為60000～120000r/min[3]，最高轉(zhuǎn)速可達(dá) 260000r/min。摩擦功是摩擦應(yīng)力與對(duì)應(yīng)滑移距離的乘積，是衡量摩擦磨損程度嚴(yán)重與否的重要參數(shù)。本文通過研究過盈量、摩擦系數(shù)和轉(zhuǎn)速等工作參數(shù)對(duì)微動(dòng)特性參數(shù)的影響，找出它們之間的數(shù)值關(guān)系，以期為壓氣機(jī)葉輪的裝配工藝提供理論依據(jù)，對(duì)實(shí)踐進(jìn)行指導(dǎo)。

1 數(shù)值模擬

1.1 試驗(yàn)對(duì)象

以某型車用渦輪增壓器的壓氣機(jī)葉輪為例進(jìn)行計(jì)算，如表1所示。該葉輪由兩個(gè)部分組成：進(jìn)氣處的旋轉(zhuǎn)導(dǎo)向部分和帶徑向葉片的葉輪部分。該型葉輪沿周向均勻分布12個(gè)葉片。葉輪的材料為鑄鋁，軸的材料為 45 鋼[3]。

表1 葉輪主要參數(shù)

1.2 模型的建立

由于壓氣機(jī)葉輪軸-轂為周期循環(huán)對(duì)稱，根據(jù)有限元接觸分析的理論，可以采用子結(jié)構(gòu)分析方法，只分析其中1個(gè)周期即可。葉輪與軸沿周向可以分為6個(gè)子結(jié)構(gòu)，即60°為1個(gè)旋轉(zhuǎn)周期，應(yīng)用Pro/E建立其中1個(gè)子結(jié)構(gòu)的三維模型，然后導(dǎo)入ANSYS中，采用子結(jié)構(gòu)結(jié)合網(wǎng)格隨移技術(shù)的分析方法，針對(duì)不同過盈量、轉(zhuǎn)速和摩擦系數(shù)進(jìn)行大量計(jì)算。子結(jié)構(gòu)的三維模型如圖1所示，劃分網(wǎng)格后的子結(jié)構(gòu)如圖2所示。

本文采用Solid185單元，在綜合考慮計(jì)算效率和計(jì)算精度的基礎(chǔ)上，選擇單元長度為0.8mm，將壓氣機(jī)葉輪軸孔的內(nèi)表面、軸的外表面沿軸向劃分為44個(gè)網(wǎng)格，沿周向劃分為6個(gè)網(wǎng)格。采用網(wǎng)格隨移技術(shù)只需對(duì)軸的半徑進(jìn)行偏移即可得到不同過盈量下的有限元過盈接觸分析模型，可以大大節(jié)約前處理時(shí)間。

1.3 工作參數(shù)的選取

1.3.1 過盈量

對(duì)于壓氣機(jī)葉輪軸-轂過盈聯(lián)接裝配方式，葉輪通常以一定的過盈量壓裝在轉(zhuǎn)軸上，靠接觸摩擦來傳遞轉(zhuǎn)矩。當(dāng)摩擦面間的摩擦應(yīng)力小于摩擦系數(shù)μ與接觸壓力的乘積時(shí)，軸轂之間處于粘著區(qū)；當(dāng)摩擦面間的摩擦應(yīng)力等于摩擦系數(shù)μ與接觸壓力的乘積時(shí)，軸轂之間產(chǎn)生相對(duì)滑移，處于滑移區(qū)。離心力變化將引起葉輪軸-轂的徑向微動(dòng)，不同的過盈量對(duì)接觸壓力的影響很大。過盈量太小，葉輪與軸-轂接觸不牢靠，從而造成增壓器的工作事故；過盈量太大，從而會(huì)使葉輪應(yīng)力過高，在裝配時(shí)有可能使葉輪結(jié)構(gòu)破壞，進(jìn)而影響到增壓器的壽命[4]。為了研究過盈量對(duì)壓氣機(jī)葉輪軸-轂徑向微動(dòng)特性的影響規(guī)律，本文選取的過盈量取值分別為0.006mm、0.007mm、0.008mm、0.009mm。

圖1 子結(jié)構(gòu)三維模型Fig.1 Substructure of the 3D model

圖2 網(wǎng)格化子結(jié)構(gòu)Fig.2 Meshed substructure

1.3.2 摩擦系數(shù)

摩擦力也是影響接觸面表層切向應(yīng)力的一個(gè)重要因素，對(duì)接觸表面微裂紋的生成和擴(kuò)展起推動(dòng)作用，最終會(huì)導(dǎo)致結(jié)構(gòu)疲勞壽命下降。在接觸載荷確定的情況下，摩擦力大小與摩擦系數(shù)成正比。摩擦系數(shù)不僅影響接觸表面間的摩擦應(yīng)力和滑移距離，還影響摩擦功和微動(dòng)區(qū)域的劃分。為了研究摩擦系數(shù)對(duì)壓氣機(jī)葉輪軸-轂徑向微動(dòng)特性的影響規(guī)律，本文選取的摩擦系數(shù)分別為 0.10、0.15、0.20、0.25。

1.3.3 轉(zhuǎn)速

轉(zhuǎn)速是施加在壓氣機(jī)葉輪軸-轂裝配體上的外載。在一定過盈量下，壓氣機(jī)葉輪旋轉(zhuǎn)過程中由于轉(zhuǎn)速不穩(wěn)定，沿徑向產(chǎn)生的離心力大小會(huì)發(fā)生變化。變化的離心力會(huì)引起接觸面間滑移距離的變化，從而導(dǎo)致接觸面間發(fā)生微動(dòng)?？傊瑢?duì)于實(shí)際的葉輪軸-轂裝配體，轉(zhuǎn)速的變化會(huì)直接導(dǎo)致葉輪微動(dòng)的發(fā)生[5]。為了研究轉(zhuǎn)速對(duì)壓氣機(jī)葉輪軸-轂徑向微動(dòng)特性的影響規(guī)律，本文選取的轉(zhuǎn)速分別為 90000r/min、100000r/min、110000r/min、120000r/min。

1.3.4 其他參數(shù)

本文僅分析葉輪軸-轂徑向微動(dòng)特性，并沒有考慮扭矩作用引起的葉輪軸-轂切向微動(dòng)磨損，因此沒有涉及葉輪軸與軸肩由于離心力引起的切向微動(dòng)磨損特性，扭矩作用引起的扭轉(zhuǎn)微動(dòng)磨損特性，增壓器葉輪轉(zhuǎn)速的變化、加載頻率等參數(shù)對(duì)軸-轂復(fù)合微動(dòng)特性的影響規(guī)律也需要考慮。

2 方案確定及目標(biāo)函數(shù)選取

2.1 方案確定

本文的研究對(duì)象包括過盈量、摩擦系數(shù)、轉(zhuǎn)速3個(gè)因素，每個(gè)因素選取4個(gè)水平數(shù)[6-7]。選用L16（45）正交表，如表2所示。

2.2 目標(biāo)函數(shù)選取

微動(dòng)不僅會(huì)造成接觸表面的摩擦磨損，還可以促進(jìn)裂紋的萌生與擴(kuò)展，降低零部件的疲勞壽命。在微動(dòng)區(qū)域內(nèi)，不斷變化的摩擦功會(huì)導(dǎo)致微動(dòng)磨損與裂紋萌生。

由壓氣機(jī)葉輪的結(jié)構(gòu)可知，壓氣機(jī)葉輪本身的質(zhì)量沿軸向有較大的梯度，在工作過程中壓氣機(jī)葉輪質(zhì)量越大沿著徑向的離心力相應(yīng)也越大。在相同轉(zhuǎn)速下，質(zhì)量較大的一側(cè)受到的離心力大，可以在一定程度上減小壓氣機(jī)葉輪與轉(zhuǎn)子軸之間的擠壓作用，相應(yīng)的接觸面間的接觸壓力會(huì)較小。接觸壓力沿軸向按一定的規(guī)律分布。

圖3 不同參數(shù)對(duì)最大單位摩擦功的影響Fig.3 Influence of different parameters on maximum unit friction work

圖4 不同參數(shù)對(duì)平均摩擦功的影響Fig.4 Influence of different parameters on average friction work

本文分別選取最大單位摩擦功的最小值和平均摩擦功的最小值作為分析和優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)。

3 結(jié)果與討論

3.1 因素顯著性分析

由如表2模擬的結(jié)果分析可得數(shù)據(jù)最大單位摩擦功和平均摩擦功極差分析表，如表3和表4所示。

表 3的極差結(jié)果顯示，R摩察系數(shù)＞R過盈量＞R轉(zhuǎn)速，即對(duì)最大單位摩擦功最小值的影響顯著性為摩擦系數(shù)最大，過盈量次之，轉(zhuǎn)速最小。

表 4的極差結(jié)果表明，R摩察系數(shù)＞R過盈量＞R轉(zhuǎn)速，3個(gè)因素中摩擦系數(shù)對(duì)平均摩擦功最小值影響最為顯著，其次過盈量，而轉(zhuǎn)速影響最不顯著。

3.2 參數(shù)對(duì)目標(biāo)函數(shù)的影響規(guī)律

（1）不同參數(shù)對(duì)最大單位摩擦功的影響見圖3?？梢?，過盈量、轉(zhuǎn)速和摩擦系數(shù)增大時(shí)，最大單位摩擦功呈現(xiàn)出增大的趨勢(shì)，只是增大的程度不同。

（2）不同參數(shù)對(duì)平均摩擦功的影響見圖4。可見，過盈量、轉(zhuǎn)速和摩擦系數(shù)增大時(shí)，平均摩擦功也呈現(xiàn)出增大的趨勢(shì)，只是增大的程度不同。

3.3 參數(shù)優(yōu)化

由于本文研究的目標(biāo)函數(shù)有2個(gè)，因此對(duì)工藝參數(shù)的優(yōu)化采用綜合平衡法，即分別對(duì)各個(gè)指標(biāo)進(jìn)行分析，找出各個(gè)指標(biāo)的最優(yōu)水平，然后將各個(gè)指標(biāo)的最優(yōu)條件綜合平衡，找出兼顧每個(gè)指標(biāo)都盡可能好的條件。

由表3和表4可以看出，4個(gè)因素對(duì)單個(gè)目標(biāo)函數(shù)最佳組合為最大單位摩擦功：過盈量水平1、摩擦系數(shù)水平1、轉(zhuǎn)速水平1；平均摩擦功：過盈量水平1、摩擦系數(shù)水平1、轉(zhuǎn)速水平1。

表2 正交設(shè)計(jì)方案

表3 最大單位摩擦功極差分析表

表4 平均摩擦功極差分析表

上述最佳組合的過盈量都為1水平，故過盈量取1水平；上述最佳組合的摩擦系數(shù)都為1水平，故摩擦系數(shù)取1水平；上述最佳組合的轉(zhuǎn)速都為1水平，故轉(zhuǎn)速取1水平。

綜合以上分析可得，徑向微動(dòng)特性參數(shù)優(yōu)化組合為過盈量水平1、摩擦系數(shù)水平1、轉(zhuǎn)速水平1，即過盈量0.006mm、摩擦系數(shù)0.1、轉(zhuǎn)速 90000 r/min。

該組合是1號(hào)試驗(yàn)組合，其最大單位摩擦功為2.36×10-5J，小于其他幾組試驗(yàn)，且平均摩擦功也是最小的。由此可見，優(yōu)化后的工藝參數(shù)組合是可信的，不僅有效地降低了摩擦磨損程度，而且減輕了壓氣機(jī)葉輪與轉(zhuǎn)軸之間的擠壓作用，從而降低了接觸面間的接觸壓力[8-10]。

4 結(jié)論

（1）摩擦系數(shù)是影響壓氣機(jī)葉輪軸-轂過盈聯(lián)接裝配方式摩擦磨損程度的重要因素，對(duì)最大單位摩擦功和平均摩擦功的影響最大；過盈量次之；轉(zhuǎn)速最小。

（2）虛擬正交試驗(yàn)結(jié)果顯示，過盈量、轉(zhuǎn)速和摩擦系數(shù)增大時(shí)，最大單位摩擦功和平均摩擦功均呈現(xiàn)出增大的趨勢(shì)，只是增大的程度不同。

（3）壓氣機(jī)葉輪軸-轂過盈聯(lián)接裝配方式微動(dòng)特性參數(shù)優(yōu)化組合：過盈量0.006mm、摩擦系數(shù)0.1、轉(zhuǎn)速90000 r/min。

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