增壓器總體傳熱研究下的軸承體熱應(yīng)力分析

龔金科 卜艷平 鐘超 胡遼平 陳少林

摘 要：基于耦合傳熱理論，建立了廢氣旁通閥式的渦輪箱模型，并將渦輪箱、隔熱罩、軸承體作為一個(gè)裝配體進(jìn)行了傳熱分析，得到了軸承體的溫度場(chǎng)和熱應(yīng)力分布.結(jié)果表明：溫度從渦輪箱至軸承體逐漸降低，呈現(xiàn)明顯的溫度梯度，渦輪箱的最高溫度比初始廢氣溫度低71.5 ℃左右；由于隔熱罩的隔熱作用和冷卻水、機(jī)油的雙重冷卻作用，軸承體的溫度較低；由于軸承體內(nèi)部和表面區(qū)域溫差較大，其熱應(yīng)力較高.與實(shí)驗(yàn)對(duì)比，軸承體溫度的仿真值與實(shí)驗(yàn)值誤差最大為7.2%，說(shuō)明該仿真方法具有較高的精度，能為增壓器的設(shè)計(jì)和優(yōu)化提供一定的理論依據(jù).

關(guān)鍵詞：渦輪箱；隔熱罩；軸承體；耦合傳熱；熱應(yīng)力

中圖分類號(hào)：TK411.8 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A

Abstract：Based on coupled heat transfer theory， a model of turbine box with waste gate was built， and turbine box， heat shield and bearing body was tied as an assembly to be heat transfer analyzed. Temperature and thermal stress analysis of bearing body were then obtained. The results show that temperature is gradually reduced from turbine box to bearing body， which presents an obvious temperature gradient. And the temperature of turbine box is about 71.5℃ lower than original gas temperature. Because of good insulation of heat shield and dual cooling of cooled water and oil， the temperature of bearing body is low. However， the thermal stress of bearing body is high due to its temperature difference between inside and outside surface. Compared with the test results， the maximum deviation between the simulated and experimental value is 7.2%， which verifies that this simulation method has high precision and can provide a theoretical basis for the design and optimization of turbocharger.

Key words：turbine box； heat shield； bearing； coupled heat transfer；thermal stress

增壓器在高溫、高速的環(huán)境下工作，使得渦輪箱、渦輪葉片、軸承體、浮動(dòng)軸承等關(guān)鍵零部件承受非常高的溫度及熱應(yīng)力.日益嚴(yán)格的經(jīng)濟(jì)性、環(huán)保性要求使得增壓器的強(qiáng)化程度不斷提高，其熱負(fù)荷、冷卻散熱問(wèn)題嚴(yán)重影響了增壓器結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和可靠性.且軸承和密封環(huán)受軸承體熱負(fù)荷的影響，其使用壽命明顯降低，成為增壓器可靠性中的一個(gè)薄弱環(huán)節(jié)[1-3].

增壓器冷卻散熱系統(tǒng)如果不能有效降低軸承體的溫度，在長(zhǎng)時(shí)間工作中就會(huì)使軸承體零部件產(chǎn)生熱疲勞，同時(shí)還會(huì)進(jìn)一步降低機(jī)油潤(rùn)滑效果和承載能力.長(zhǎng)期以來(lái)對(duì)軸承體進(jìn)行流固耦合傳熱分析時(shí)，采用的是軸承體渦輪端和壓氣機(jī)端的溫度邊界條件[4-6].但在產(chǎn)品開(kāi)發(fā)前期，以上邊界條件未知，需采用渦輪箱的進(jìn)氣邊界和軸承體壓氣機(jī)端的溫度邊界對(duì)渦輪箱、隔熱罩、軸承體進(jìn)行整體傳熱分析，以此分析軸承體的熱負(fù)荷情況.

本文根據(jù)工程實(shí)際的需要，建立了廢氣旁通閥式的渦輪箱模型，考慮隔熱罩隔熱作用，分析渦輪箱、隔熱罩和軸承體裝配體的傳熱情況.并根據(jù)耦合傳熱理論，對(duì)高溫廢氣和渦輪箱、油腔和軸承體、冷卻水腔和軸承體分別進(jìn)行耦合傳熱分析，使數(shù)值仿真更符合軸承體的實(shí)際工作狀態(tài)，獲得了精確的軸承體溫度場(chǎng)及熱應(yīng)力分布情況，并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證.

1 基本理論及計(jì)算流程

因?yàn)楣腆w壁面和流體之間存在相互制約作用，兩者的對(duì)流換熱是非常復(fù)雜的過(guò)程，熱邊界條件不能預(yù)先規(guī)定[7].此時(shí)邊界上的溫度、換熱系數(shù)不是已知條件，應(yīng)看成計(jì)算結(jié)果的一部分[8].而耦合傳熱方法可以很好地解決這類由熱量交換過(guò)程動(dòng)態(tài)決定的熱邊界條件問(wèn)題.

本文采用CFD軟件計(jì)算得到各流體域的壁面溫度T和換熱系數(shù)h，并將其映射到流固交界面上，成為固體域的熱交換邊界條件.再將計(jì)算得到的固體域溫度場(chǎng)映射到流體域，成為流體域計(jì)算的壁面溫度條件，按此步驟重復(fù)迭代耦合.計(jì)算流程圖如圖1所示.

2 渦輪增壓器仿真模型

2.1 渦輪增壓器仿真網(wǎng)格模型

在數(shù)值仿真計(jì)算前，為避免計(jì)算出錯(cuò)、收斂更快，簡(jiǎn)化處理渦輪箱、軸承體外表面和細(xì)小結(jié)構(gòu)，并加密渦輪箱舌口和軸承體水套等倒角處網(wǎng)格.通過(guò)幾何處理后，對(duì)渦輪箱、隔熱罩、軸承體進(jìn)行體網(wǎng)格劃分.各部件的網(wǎng)格信息如表1所示.

對(duì)廢氣旁通閥式的渦輪箱流體域劃分體網(wǎng)格，首先將渦輪箱內(nèi)腔壁面提取出來(lái)，并對(duì)進(jìn)出口作封面處理，使得面網(wǎng)格轉(zhuǎn)換成實(shí)體，再將渦輪旋轉(zhuǎn)域分離出來(lái).在CFD軟件中建立交界面用于不同區(qū)域之間的能量及物質(zhì)傳遞，并在渦輪旋轉(zhuǎn)區(qū)域建立MRF模型以實(shí)現(xiàn)動(dòng)網(wǎng)格的高速旋轉(zhuǎn)，以更精確地模擬高溫廢氣的流動(dòng).廢氣旁通閥式渦輪箱流體域網(wǎng)格模型如圖2所示.

為保證流體計(jì)算精度，在軸承體中提取冷卻水腔和機(jī)油腔的表面網(wǎng)格并導(dǎo)入相關(guān)軟件中進(jìn)行局部加密，生成流體3D網(wǎng)格.對(duì)邊界層網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化以精確地模擬壁面附近的流體流動(dòng)情況.軸承體冷卻水腔和機(jī)油腔的網(wǎng)格模型分別如圖3（a）（b）所示.

2.2 物理模型材料

渦輪箱在高溫環(huán)境下工作，采用抗熱性好的片狀石墨奧氏體鑄鐵XNi35Si5Cr2；隔熱罩采用奧氏體型耐熱鋼06Cr19Ni9；軸承體則采用灰鑄鐵HT250.在仿真模擬中，對(duì)于這些材料通常需要定義其彈性模量、泊松比、熱傳導(dǎo)系數(shù)、熱膨脹系數(shù)等，以獲得準(zhǔn)確的仿真結(jié)果.表2列出了各部件的材料屬性.

對(duì)于高溫廢氣和冷卻水則需要定義其比熱容、熱導(dǎo)率、普朗特?cái)?shù)等，且這些參數(shù)是溫度的單值函數(shù)，根據(jù)傳熱學(xué)[9]設(shè)定.機(jī)油的牌號(hào)為5W40，其密度設(shè)為846.4 kg/m，比熱容為2.265 J/（kg·K） ， 熱導(dǎo)率為0.141 6 W/（m·K），Pr為190，而粘度屬性隨溫度變化很大，且影響機(jī)油的流動(dòng)，機(jī)油粘度屬性根據(jù)表3給定.

2.3 計(jì)算條件

在對(duì)軸承體進(jìn)行仿真研究時(shí)，一般以測(cè)量得到的軸承體渦輪端和壓氣機(jī)端的溫度邊界作為計(jì)算邊界條件.但在工程實(shí)際中，產(chǎn)品開(kāi)發(fā)前期，上述邊界條件往往未知，此時(shí)，應(yīng)以廢氣作為熱源，通過(guò)廢氣與固體壁面換熱，并經(jīng)過(guò)渦輪端及隔熱罩的熱傳導(dǎo)，作為軸承體計(jì)算的渦輪端邊界條件.熱源改變時(shí)的軸承體計(jì)算模型如圖4所示.

2.4 邊界條件

在仿真過(guò)程中，認(rèn)為流體為三維粘性不可壓縮流體，采用kε湍流流動(dòng)模型.計(jì)算渦輪箱流場(chǎng)時(shí)，渦前廢氣入口采用質(zhì)量流量邊界條件，入口質(zhì)量為0.075 kg/s，溫度為950 ℃，渦輪轉(zhuǎn)子軸轉(zhuǎn)速為250 000 r/min；出口則采用壓力出口邊界條件，出口壓力為0.134 MPa，溫度為25 ℃.

對(duì)于軸承體內(nèi)的流場(chǎng)，冷卻水和機(jī)油均采用壓力出口邊界條件，保持進(jìn)出口壓比為1.5.軸承體內(nèi)流體的邊界條件如表4所示.

3 計(jì)算結(jié)果分析

3.1 渦輪箱、隔熱罩和軸承體裝配體溫度計(jì)算結(jié)果

在相關(guān)軟件中預(yù)先將渦輪箱、隔熱罩、軸承體進(jìn)行裝配，定義約束等條件，并模擬冷卻水和機(jī)油在軸承體內(nèi)的冷卻和流動(dòng)，最后將渦輪箱和軸承體內(nèi)流場(chǎng)計(jì)算得到的換熱系數(shù)和溫度導(dǎo)入裝配體中進(jìn)行溫度傳熱分析.圖5和圖6分別為裝配體在機(jī)油腔剖面和水腔剖面的溫度分布.

由圖5和圖6可知：溫度從渦輪箱至軸承體逐漸降低，形成明顯的溫度梯度.渦流道、旁通閥流道以及出口端區(qū)域溫度最高，這是由于渦輪箱的熱量來(lái)源于發(fā)動(dòng)機(jī)排氣，在高溫廢氣通過(guò)流道壁面時(shí)，產(chǎn)生耦合換熱；但這些區(qū)域的溫度比廢氣的初始溫度低71.5 ℃左右，這是由于經(jīng)過(guò)多次流固耦合換熱計(jì)算，機(jī)油和冷卻水降低了渦輪箱整體的溫度.

為分析隔熱罩的隔熱作用，圖7所示為隔熱罩正反面的溫度分布情況，隔熱罩與渦輪箱接觸的一側(cè)溫度明顯高于與軸承體接觸的一側(cè)，可見(jiàn)在降低從渦輪箱傳遞至軸承體的熱量上隔熱罩起到了很重要的作用.

3.2 軸承體溫度場(chǎng)分析

軸承體溫度分布如圖8所示.由圖可知：從渦輪端至壓氣機(jī)端軸承體的溫度逐漸降低，最高溫度為349.58 ℃，主要分布在與隔熱罩接觸的部位.這是由于渦輪箱在傳遞熱量的過(guò)程中，高溫首先將熱量傳遞至隔熱罩，經(jīng)過(guò)隔熱罩的隔熱作用，剩余的主要熱量通過(guò)隔熱罩的熱傳導(dǎo)傳遞至軸承體，故與隔熱罩接觸的部位軸承體溫度最高.最低溫度為135 ℃，主要分布在與壓氣機(jī)接觸的邊界上.

圖9為軸承體平行于水腔的切片溫度場(chǎng)，在軸承體冷卻水腔的頂部，即與隔熱罩連接處，其壁面最高溫度達(dá)到了349.58 ℃.渦輪箱的熱量沿著軸承座方向傳遞給軸承體，軸承體頂部熱量未得到及時(shí)冷卻，熱負(fù)荷很高.但是經(jīng)過(guò)冷卻水的充分冷卻，在靠近壓氣機(jī)一側(cè)，溫度已經(jīng)下降至135 ℃.

圖10為軸承體平行于機(jī)油腔的切片溫度場(chǎng)，機(jī)油對(duì)軸承體不僅有潤(rùn)滑和清洗的作用，還能較好地對(duì)軸承體進(jìn)行冷卻.和圖9類似，溫度從機(jī)油腔頂部至底部依次降低，呈現(xiàn)明顯的溫度梯度.靠近壓氣機(jī)端一側(cè)的軸承座附近，由于渦輪轉(zhuǎn)子軸高速運(yùn)轉(zhuǎn)，機(jī)油摩擦生熱導(dǎo)致部分區(qū)域溫度偏高.

3.3 軸承體熱應(yīng)力分析

軸承體在工作過(guò)程中溫度分布不均勻，且其兩端被固定，必然會(huì)產(chǎn)生熱應(yīng)力，需對(duì)軸承體進(jìn)行熱應(yīng)力分析.為了保證與溫度場(chǎng)分析模型的一致，應(yīng)將傳熱單元轉(zhuǎn)化為結(jié)構(gòu)分析單元[11].同時(shí)將流固耦合計(jì)算得到的軸承體溫度場(chǎng)作為應(yīng)力計(jì)算的預(yù)定義場(chǎng)，并限制軸承體兩端的自由度.

圖11和圖12分別為軸承體平行于軸承座方向并分別通過(guò)冷卻水腔和機(jī)油腔的剖面熱應(yīng)力圖，從總體上看，軸承體油腔和水腔內(nèi)表面的熱應(yīng)力較高，這主要是因?yàn)檫@些表面區(qū)域和流體進(jìn)行了換熱，而軸承體內(nèi)部存在熱阻，熱量傳遞相對(duì)滯后，與表面形成了較大的溫差，從而導(dǎo)致了較大的熱應(yīng)力.如果熱應(yīng)力過(guò)大，可以控制冷卻液和軸承體冷卻腔壁面的溫差，在滿足使用條件的前提下，適當(dāng)提高進(jìn)水溫度和限制進(jìn)水流量，來(lái)減少這部分熱應(yīng)力.

最大的熱應(yīng)力分布在渦輪端的軸承座內(nèi)，這是因?yàn)楦鶕?jù)軸承體的溫度分布趨勢(shì)，渦輪端的溫度較高，且機(jī)油與高速旋轉(zhuǎn)的轉(zhuǎn)子軸摩擦也會(huì)產(chǎn)生熱量，這些熱量使得渦輪端的軸承座內(nèi)熱應(yīng)力較大.對(duì)于該部位，可以適當(dāng)減少軸承座內(nèi)圈半徑，以增加軸承座的壁厚.

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

在對(duì)軸承體進(jìn)行模擬計(jì)算時(shí)，傳熱邊界條件的確定與仿真結(jié)果的精確性密切相關(guān)[12].為驗(yàn)證仿真結(jié)果是否準(zhǔn)確，在軸承座上取9點(diǎn)測(cè)量其溫度，測(cè)點(diǎn)位置標(biāo)示在圖13中.其中需要驗(yàn)證測(cè)點(diǎn)1、5模擬仿真的數(shù)據(jù)與實(shí)際邊界數(shù)值的誤差；同時(shí)，軸承和密封環(huán)的壽命直接受軸承體上渦輪端軸承座和密封檔臺(tái)部位的溫度影響[13]，因此有必要選取測(cè)點(diǎn)2和測(cè)點(diǎn)9對(duì)這兩處的溫度進(jìn)行實(shí)際測(cè)量.

在增壓器穩(wěn)態(tài)運(yùn)行工況下試驗(yàn)，使用燃燒室內(nèi)加熱后排出的氣體模擬發(fā)動(dòng)機(jī)廢氣驅(qū)動(dòng)增壓器，控制廢氣溫度為950 ℃，流量為0.075 kg/s；冷卻水溫度為85 ℃，壓力為0.25 MPa；機(jī)油溫度為105 ℃，壓力為0.45 MPa；渦輪轉(zhuǎn)子軸轉(zhuǎn)速為250 000 r/min.當(dāng)增壓器運(yùn)行20 min并穩(wěn)定后，測(cè)量所需要的溫度值.

各測(cè)點(diǎn)溫度仿真值與實(shí)驗(yàn)值的對(duì)比如表5所列，仿真計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果誤差最大為7.2%.這是由于本文研究軸承體所需的邊界條件是從渦輪箱的計(jì)算結(jié)果得到，累計(jì)的誤差會(huì)比直接測(cè)得的軸承體邊界條件大.作為渦輪增壓器的前期設(shè)計(jì)，耦合傳熱方法可以減少產(chǎn)品開(kāi)發(fā)的成本，縮短開(kāi)發(fā)周期.

5 結(jié) 論

1）本文建立了廢氣旁通閥式的渦輪箱模型，并對(duì)渦輪箱、隔熱罩、軸承體整體進(jìn)行了耦合傳熱分析.結(jié)果表明，溫度從渦輪箱到軸承體逐漸降低，最高溫度分布在渦流道、旁通閥流道以及出口端區(qū)域；隔熱罩與渦輪箱接觸的一側(cè)溫度明顯高于與軸承體接觸的一側(cè)，有效地減少了熱量從渦輪箱傳遞至軸承體.

2）軸承體最高溫度出現(xiàn)在與隔熱罩接觸的部位，經(jīng)過(guò)冷卻水和機(jī)油的雙重冷卻后，溫度從349.58 ℃下降至135 ℃，充分體現(xiàn)了軸承體良好的冷卻性能.但軸承體油腔和水腔內(nèi)表面的熱應(yīng)力較高，可以控制冷卻液和軸承體冷卻腔壁面的溫差，如提高進(jìn)水溫度和限制進(jìn)水流量，來(lái)減少這部分熱應(yīng)力.對(duì)于熱應(yīng)力最高的軸承座，可增加其壁厚，以減少熱應(yīng)力.

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