基于FLUENT的渦輪增壓器推力軸承特性分析

柳曉鵬 周東 鐘佳宏

摘要：軸向推力軸承，又稱為止推軸承，被廣泛應(yīng)用于渦輪增壓器中，增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)中產(chǎn)生的軸向力都是由軸向推力軸承承受。本文對渦輪增壓器滑動軸承模型進行基于FLUENT的全三維數(shù)值仿真分析，得到軸向推力軸承三維油膜壓力、流場、溫度分布。通過分析，得到了穩(wěn)態(tài)下軸向推力軸承油膜壓力場、溫度場、流場在不同轉(zhuǎn)速下的分布特點：隨著轉(zhuǎn)速的上升，推力軸承內(nèi)部流場的峰值壓力隨之上升，推力軸承承載能力與滑油流量也隨之上升，并且峰值壓力、軸向推力以及滑油流量和轉(zhuǎn)速的關(guān)系是呈等比例上升;同時對比分析了轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速、楔形深度、最小油膜厚度等一些關(guān)鍵參數(shù)對軸向推力軸承性能的影響。

Abstract： Floating thrust bearings， also known as thrust bearings， are widely used in turbochargers. The axial thrust generated in the turbocharger rotor system is borne by the axial thrust bearings. In this paper， the full three-dimensional numerical simulation analysis of turbocharger sliding bearing model based on FLUENT is carried out， and the three-dimensional oil film pressure， flow field and temperature distribution of axial thrust bearing are obtained. The distribution characteristics of oil film pressure， temperature and flow field of axial thrust bearing under steady state are obtained by analysis. With the increase of rotational speed， the peak pressure of internal flow field of thrust bearing increases， and the load-carrying capacity of thrust bearing increases with the increase of oil flow rate. The relationship between peak pressure， axial thrust， oil flow rate and rotational speed increases in an equal proportion. At the same time， the rotor speed， wedge depth and minimum oil film thickness are compared and analyzed. The influence of some key parameters on the performance of thrust bearings is discussed.

關(guān)鍵詞：渦輪增壓器;FLUENT;滑動軸承;軸向推力軸承

Key words： turbocharger;FLUENT;sliding bearing;axial thrust bearing

中圖分類號：TK421.8? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文獻標(biāo)識碼：A? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? 文章編號：1674-957X（2021）14-0048-05

0? 引言

軸承作為船用渦輪增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)核心部件，增壓器的轉(zhuǎn)子系統(tǒng)一般包括壓氣葉輪，渦輪軸，徑向軸承和推力軸承[4-6]。轉(zhuǎn)子系統(tǒng)所承受的負荷可分解為徑向和軸向兩個力，分別由徑向滑動軸承和軸向推力軸承承受。

因此，在對軸承結(jié)構(gòu)進行分析時，常采用理論計算、仿真計算、試驗測試。根據(jù)船用渦輪增壓器軸承設(shè)計經(jīng)驗：理論計算使用流體力學(xué)針對簡單模型進行分析，通過理論公式可以得到解析解，結(jié)果相對準確，而復(fù)雜模型在邊界條件轉(zhuǎn)換時，存在復(fù)雜的變換，結(jié)果準確度較低。

但為了解決實際生產(chǎn)需求，常常使用試驗驗證的方法驗證軸承設(shè)計合理性和可靠性，但其局限性在于相似準則難以滿足，尺寸限制、邊界等也受到影響，同時，試驗研究還需要受到場地、儀器及檢測手段的限制，且研究周期較長。

因此，綜合上述問題，使用有限元仿真計算方法對軸承結(jié)構(gòu)進行數(shù)值計算，采用CFD建立模型，用流體動力學(xué)軟件FLUENT模擬計算可以得到滑動軸承的油膜速度場以及力場的分布。通過計算機模擬分析研究軸承油膜流場的分布及其受力分布狀態(tài)可對軸頸破壞位置及引起振動的各因素進行分析研究，此方法較為簡潔、也可直觀的研究滑動軸承靜態(tài)特性，既節(jié)約成本又具有很高的可靠性，是對軸承靜態(tài)特性研究的一種有效的新途徑。

本文針對軸向推力軸承的數(shù)值模擬研究都是基于油膜軸承在穩(wěn)態(tài)工況下進行。

1? 軸向推力軸承仿真分析

1.1 軸向推力軸承幾何模型

一般來說，在增壓器轉(zhuǎn)子系統(tǒng)正常工作的范圍內(nèi)，推力方向主要從渦輪端指向壓氣葉輪端。因此在推力軸承設(shè)計中存在主推面與輔推面之分，如圖1和圖2所示。

從推力面的幾何結(jié)構(gòu)來看，如圖1所示，其結(jié)構(gòu)呈現(xiàn)周期性，因此從計算的經(jīng)濟性考慮，僅分析單個瓦流場域的性能。圖3是推力軸承油膜截面示意圖，推力軸承主推面計算域幾何結(jié)構(gòu)如圖4所示。

計算流場域的建?？梢栽谕ㄓ玫娜S軟件中進行，也可以在Fluent的前處理Gambit中進行。表1給出建模的關(guān)鍵參數(shù)，其中hmin=0.02mm是根據(jù)加工裝配等選擇的相對常用工況值。

1.2 仿真計算

網(wǎng)格采用結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，如圖5所示常用2D、3D網(wǎng)格單元，文中使用六面體單元，它既能夠滿足計算要求同時相對非結(jié)構(gòu)網(wǎng)格而言數(shù)量更小，大大節(jié)約計算時間。

本文具體層數(shù)的確定與所需計算域的最小間隙的大小有關(guān)，此處取3層，且均勻分布，網(wǎng)格總計10萬。網(wǎng)格如圖6所示。

將網(wǎng)格讀入Fluent求解器中，并進行參數(shù)設(shè)置，主要邊界條件的參數(shù)設(shè)置如表2所示，其中，計算軸徑工作轉(zhuǎn)速參數(shù)的方向以X軸為轉(zhuǎn)軸。

這些參數(shù)大多采用了默認值，當(dāng)計算的殘差收斂出現(xiàn)困難時，可適當(dāng)將松弛因子下調(diào)，這樣可以提高收斂效果，但會增加收斂時間。

壓力修正方法采用SIMPLE，離散格式采用二階迎風(fēng)，設(shè)置迭代次數(shù)500次，收斂精度1×10-5。

計算直到殘差收斂，如圖7所示。計算過程中對主推面的平均壓力進行監(jiān)測，其收斂效果，如圖8所示。

圖9是計算的單個周期瓦的壓力分布。最高壓力11.57MPa，位于油楔終止幾何線之前。整個周期瓦的壓力分布如圖10所示，積分推力面上的所有壓力可以得到該推力面在當(dāng)前間隙油膜的條件下軸向方向上的推力能力。積分后得到在40000RPM的工況下的軸向推力為單個周期774N，全周期6192N?；土髁?.04kg/s。

圖11給出了主推面的速度分布圖。速度的分布幾乎和周向線速度吻合，從內(nèi)到外不斷增加;沿徑向截線方向壓力以最高壓力點為中心，兩側(cè)壓力的變化梯度幾乎相同，變化趨勢相似。

圖12示意了圖9的截線位置。從圖12上看，周向截線方向上壓力值存在跳躍突變現(xiàn)象，位置位于油楔終止線上。壓力的最高峰值點距離油楔終止線約1mm處。在油楔區(qū)，油膜壓力隨著油膜厚度的收斂而不斷增大直到峰值。在平面區(qū)，由于油槽的卸壓作用，壓力快速下降。

2? 不同轉(zhuǎn)速對軸向推力軸承壓力、推力及流量的影響

從推力軸承的幾何結(jié)構(gòu)和作用來看，如圖3所示，可能有以下幾大要素影響推力軸承的流場壓力分布：

①轉(zhuǎn)子轉(zhuǎn)速;②最小油膜厚度hmin;③油楔面的楔形深度;④楔形面占瓦塊的比值lwed/L。

在此先分析轉(zhuǎn)速對軸向推力軸承內(nèi)部流場的影響。計算模型為某渦輪增壓器軸向推力軸承主推面，表3給出建模的關(guān)鍵參數(shù)[7-9]，其中hmin=0.02mm是根據(jù)加工裝配等選擇的相對常用工況值。表4給出計算模型的邊界條件參數(shù)，轉(zhuǎn)速分別為20000RPM、30000RPM、40000RPM、52000RPM。

這些參數(shù)大多采用了默認值，當(dāng)計算的殘差收斂出現(xiàn)困難時，可適當(dāng)將松弛因子下調(diào)，這樣可以提高收斂效果，但會增加收斂時間[2]。

壓力修正方法采用SIMPLE，離散格式采用二階迎風(fēng)，設(shè)置迭代次數(shù)500次，收斂精度1×10-5。

圖13是軸頸轉(zhuǎn)速為20000RPM時計算得到的單個周期瓦的壓力分布。最高壓力5.93MPa，位于油楔終止幾何線之前。整個周期瓦的壓力分布如圖13所示，積分該面上的所有壓力可以得到該推力面在當(dāng)前間隙油膜的條件下軸向方向上的推力能力。積分后得到在20000RPM的工況下的軸向推力為單個周期409N，全周期3272N。滑油流量0.021kg/s。

圖14是軸頸轉(zhuǎn)速為30000RPM時計算得到的單個周期瓦的壓力分布。最高壓8.78MPa，位于油楔終止幾何線之前。整個周期瓦的壓力分布如圖14所示，積分該面上的所有壓力可以得到該推力面在當(dāng)前間隙油膜的條件下軸向方向上的推力能力。積分后得到在30000RPM的工況下的軸向推力為單個周期590N，全周期4720N?；土髁?.03kg/s。

圖15是軸頸轉(zhuǎn)速為40000RPM時計算得到的單個周期瓦的壓力分布。最高壓力11.57MPa，位于油楔終止幾何線之前。整個周期瓦的壓力分布如圖15所示，積分該面上的所有壓力可以得到該推力面在當(dāng)前間隙油膜的條件下軸向方向上的推力能力。積分后得到在40000RPM的工況下的軸向推力為單個周期774N，全周期6192N?；土髁?.04kg/s。

圖16是軸頸轉(zhuǎn)速為52000RPM時計算得到的單個周期瓦的壓力分布。最高壓14.9MPa，位于油楔終止幾何線之前。整個周期瓦的壓力分布如圖16所示，積分該面上的所有壓力可以得到該推力面在當(dāng)前間隙油膜的條件下軸向方向上的推力能力。積分后得到在52000RPM的工況下的軸向推力為單個周期985N，全周期7880N。滑油流量0.052kg/s。

表5給出不同轉(zhuǎn)速下推力軸承峰值壓力和軸向推力。隨著轉(zhuǎn)速的上升，推力軸承內(nèi)部流場的峰值壓力隨之上升，同時推力軸承承載能力與滑油流量也隨之上升，并且峰值壓力、軸向推力以及滑油流量和轉(zhuǎn)速的關(guān)系是呈等比例上升的。

3? 結(jié)論

本文通過對增壓器浮動推力軸承建立全三維仿真分析模型，并對其進行了全流場計算。針對增壓器不同轉(zhuǎn)速下，推力軸承的靜態(tài)特性，研究其壓力、推力及流量與不同轉(zhuǎn)速間的關(guān)系。形成結(jié)論如下：

①對于軸向推力軸承，影響其油膜流動的關(guān)鍵參數(shù)主要有：轉(zhuǎn)速、最小油膜厚度、楔形深度Cwed和楔形面占瓦塊比值lwed/L。②隨著轉(zhuǎn)速的增大，軸向推力軸承的峰值壓力，軸向推力和滑油流量都呈現(xiàn)線性同步增大。③Fluent軟件可以很好的模擬渦輪增壓器軸向推力軸承的油膜流動情況和壓力場的分布情況。對于滑動軸承靜態(tài)特性的研究有一定參考價值。

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