瓦塊傾角對高速渦輪增壓器斜-平面止推軸承油膜溫度的影響*

姚 政 賓光富 鐘新利 楊 峰 陳安華

(1.湖南科技大學機電工程學院 湖南湘潭411201;2.寧波豐沃增壓科技股份有限公司 浙江寧波 315336)

隨著渦輪增壓器在汽車、船舶等領域中得到廣泛的應用，渦輪增壓器的失效問題和優(yōu)化設計也引起了國內外學者的廣泛關注。數據顯示，在渦輪增壓器總故障中，止推軸承引起的故障所占比例高達55%～70%[1]，而燒瓦是止推軸承失效的主要形式之一。研究表明，潤滑油溫度過高是造成止推軸承燒瓦的重要原因，因而降低止推軸承油膜溫度是改進渦輪增壓器性能的一個重要途徑。

國內外學者對斜-平面瓦推力滑動軸承的油膜壓力和承載力進行了研究，但大部分研究是在等溫假設條件下進行的。李正等人[2]研究了瓦斜面占長比和傾角對承載力的影響，發(fā)現瓦塊的壓力中心都在斜面和平臺交界處。于曉東等[3]通過對不同工況的扇形推力軸瓦的數值分析，得到了其油膜厚度、溫度、壓力分布規(guī)律。辛爭秋[4]研究了離心壓縮機推力軸承在不同轉速、不同油膜厚度下的壓力分布與溫度分布。王如意等[5]通過數值分析和有限元相結合的方法，研究了瓦斜面傾角和瓦斜面占比對水膜壓力峰值等的影響，研究顯示，摩擦因數和最高溫度隨斜面平臺比的增加而增加。WU和LIU[6]對推力軸承瓦塊的壓力場分布進行了數值計算，分析了推力軸承的載荷特性，給出了傾角對載荷的影響。夏天宇[7]針對核主泵立式推力瓦磨損情況，搭建軸瓦啟停磨損可靠性驗證試驗臺，對瓦溫變化和瓦面厚度進行了檢測。馮志超[8]在匯總出止推軸承失效特征的基礎上，對止推軸承失效原因進行了分析，并利用MatLab對潤滑油膜進行數值模擬，得到整個軸承瓦塊上的速度場、溫度場、壓力場。PEIXOTO和CAVALCA[9]通過數值分析建立了止推軸承-浮環(huán)軸承-轉子系統(tǒng)有限元模型，研究了渦輪增壓器的非線性振動和推力軸承在渦輪增壓器橫向振動的影響，結果顯示，推力軸承的溫度隨軸向位移和橫向振動的變化做諧波變化，且油膜的溫度升高會降低軸承的負載能力。張文濤等[10]研究了斜面傾角、油膜厚度以及轉速對軸承溫度場的影響規(guī)律。陳志瀾等[11]研究了推力軸承瓦面形面對潤滑油最小油膜厚度、最大油膜壓力和最高油膜溫度的影響，指出沿周向凸起的瓦面形面及沿徑向下凹的瓦面形面均有利于形成收斂的油膜幾何形狀。肖建海等[12]研究了推力軸承瓦面瓦形對油膜溫度分布的影響。徐建寧等[13]通過對止推滑動軸承的傳熱學、摩擦學研究，建立了相應的穩(wěn)態(tài)溫度場和熱變形的三維熱分析有限元模型，并分析了軸承處于熱平衡狀態(tài)時的溫升和熱變形。陳汝剛和陳韜[14]通過將氣膜的溫度、壓力以及箔片的變形進行流固熱多場耦合，研究了箔片動壓止推軸承內部氣膜溫度和壓力的分布。在實際中運行中，止推軸承因受限于軸承內部的熱傳導能力，在承載中心區(qū)會出現一個局部高溫熱點，使得該點處的巴氏合金極易達到其熔點而燒瓦；當潤滑油入口油溫較高時，瓦塊的油膜最高溫度位置也會出現積碳、燒瓦現象。

國內外學者對止推軸承的研究，多以大型推力軸承為主，軸承結構多為斜面型，對燒瓦原因的研究主要考慮軸向力過大導致油膜破裂從而產生燒瓦。本文作者針對國產某型車用高速渦輪增壓器運行過程中出現的斜-平面止推軸承燒瓦現象，研究止推軸承瓦塊傾角對承載中心區(qū)油膜溫度、最高油膜溫度的影響規(guī)律，分析止推軸承燒瓦產生的原因。研究結論可為此類止推軸承結構優(yōu)化設計提供參考。

1 斜-平面止推軸承瓦塊傾角與油膜特性分析

1.1 斜-平面止推軸承基本結構

斜-平面型止推軸承承受因渦輪增壓器壓縮空氣與尾氣產生的交變軸向力，其工作原理是：渦輪增壓器轉子上的止推片與止推軸承組成摩擦副，當轉子運轉時，潤滑油經主油道和止推軸承上的油槽在摩擦副的楔形間隙內形成穩(wěn)定的動壓油膜。斜-平面型止推軸承的各個瓦塊分別由斜面和平面兩部分組成，其基本結構如圖1所示。

圖1 斜-平面止推軸承結構Fig 1 Structure of the slope-platform thrust bearing(a) top view;(b) side view

圖1(a)中，D為軸承瓦塊外徑，d為瓦塊內徑。圖1(b)中α為軸承瓦塊傾角，L1為瓦塊斜面底邊長，L2為單個瓦塊底邊總長；在斜面區(qū)的進口與出口，油膜厚度分別為h1、h2，最上方為固定在轉軸上的止推環(huán)，中間部分為潤滑油，最下方剖面線標記部分為止推軸承。潤滑油在軸承間的流動情況如圖2所示，止推環(huán)轉動帶動潤滑油從前一塊推力瓦塊的油楔中流出進入油槽，而油槽中的潤滑油則被止推環(huán)帶入到下一塊推力瓦的油楔中。潤滑油從油楔中流出時，其中一部分通過端泄流出瓦塊，另一部分則流入下一個油槽中。

圖2 潤滑油流動示意Fig 2 Schematic of lubricating oil flow

1.2 止推軸承燒瓦形式分析

止推軸承常見“燒瓦”形式如圖3所示。燒瓦主要分布在瓦塊中徑處，如圖 3(a)所示，以及瓦塊末端外徑處，如圖 3(b)所示。

圖3 止推軸承 “燒瓦”現象Fig 3 Bush-burning of thrust bearing (a)bush-burningcaused by heavy load;(b)bush-burning causedby high maximum oil film temperature

油膜溫度升高會導致巴氏合金的硬度降低，斜面型止推軸承中徑處通常因承載大以及受限于其熱傳導能力，使得其表面的巴氏合金比其他位置更易變形、燒瓦；最高油膜溫度過高時也會導致軸承積碳、燒瓦等事故的發(fā)生[8]。因此，可考慮從油膜承載中心區(qū)域的溫度以及最高油膜溫度兩方面來分析推力軸承發(fā)生燒瓦的原因。

1.3 瓦塊傾角與油膜溫度關系

在單塊瓦塊上建立數學模型，相應的Reynolds方程為

(1)

式中:r表示徑向坐標;θ表示周向坐標;u表示潤滑油速度;p表示潤滑油所受壓力;η表示潤滑油動力黏度。

根據能量守恒原理，可用能量平衡方程來表示止推軸承中潤滑油的能量交換[15-16]，則止推軸承油膜的能量關系為

(2)

式中:J為熱功當量常量;Cp為潤滑油比定壓熱容;ρ為潤滑油密度;k為熱傳導系數;t為潤滑油溫度;t0為瓦塊溫度;KB為熱交換系數。

假定軸承在充分潤滑的情況下工作，h1與h2有以下關系：

h2=h1-L1tanα

(3)

在斜面區(qū)任意距瓦塊起點處x的油膜厚度h可表示為

h=h1-xtanα

(4)

當傾角很小時，斜面區(qū)表面積A可表示為

(5)

根據對流換熱公式

Q=hcAΔt

(6)

式中：hc為換熱系數；A為接觸表面積；Δt為換熱表面與流體溫差。

因此，當傾角α增大時，可增大由潤滑油傳導給止推軸承瓦塊的熱量。

同時，由于內摩擦現象，潤滑油在工作過程中會產生摩擦功耗Pf：

(7)

式中：fB為潤滑油內摩擦因數。

由式(7)可見，當傾角α增大時，摩擦功耗Pf也隨之增大。

對于潤滑油溫度的變化，主要由摩擦功耗生熱以及對流換熱、傳熱共同決定，增大傾角會導致傳熱量上升，而摩擦功耗又與傾角線性相關。因此瓦塊傾角α與潤滑油溫度之間存在內在關聯。

2 基于有限元法的止推軸承動力學建模與分析

2.1 止推軸承動力學建模

某型止推軸承設計參數如表1所示。根據實際工況，建模選取潤滑油牌號為SAE 10w-30，選擇90 ℃作為潤滑油入口溫度；轉子轉速主要受渦輪增壓器壓縮氣體的溫度與流量影響，其工作轉速范圍為1.2×105～2×105r/min?；诠こ探涷炛?，止推軸承斜面傾角一般選取范圍為0.38°～0.89°，文中在此基礎上選取0.38°、0.51°、0.64°、0.76°、0.89°共5組不同傾角的止推軸承作為研究對象。選取油膜承載區(qū)中心處溫度tc、油膜的最高溫度tmax作為因變量，基于雷諾方程、能量守恒方程、黏溫關系式以及表1中數據，建立止推軸承有限元動力學模型，如圖4所示。

表1 止推軸承設計參數Tabel 1 The Structural parameters of thrust bearing

圖4 止推軸承有限元模型

以傾角為0.38°的止推軸承在2×105r/min轉速下情況為例，基于有限元動力學模型進行仿真得到瓦塊油膜壓力與溫度分布場，如圖5所示。

圖5 傾角為0.38°的止推軸承在2×105r/min轉速下的油膜壓力、溫度分布Fig 5 Distribution of oil film pressure(a) and temperature(b) of thrust bearing with inclination of 0.38 °atspeed of 2×105r/min

由圖5可知，瓦塊的最大壓力位于其瓦塊中徑處，油膜最高溫度位于平面區(qū)末端的瓦塊外徑處。仿真結果可解釋軸承實際運行中產生的故障。

通過采用(0,1)標準化法，將各傾角軸瓦最高溫度與文獻[10]中數據進行對比。分析發(fā)現其最高溫度隨瓦塊傾角變化規(guī)律與文中一致，油膜最高溫度的差值最大為4.9%，驗證了文中有限元模型的合理性。

2.2 瓦塊傾角對油膜承載區(qū)中心溫度的影響

為揭示止推軸承油膜承載中心區(qū)溫度tc隨瓦塊傾角變化規(guī)律，通過解雷諾方程、能量方程、黏溫方程，得到油膜承載中心溫度tc隨傾角變化的數據。采用多項式擬合的方式將承載中心溫度tc數據與轉速對應，作出樣條曲線，以研究不同傾角的瓦塊其油膜承載中心溫度tc隨轉速變化情況，結果如圖6所示。可知：(1)傾角α為0.38°、0.51°的軸承tc隨轉速上升而變大;(2)傾角α為0.64°的止推軸承，其tc在1.2×105～1.4×105r/min范圍內基本不變，在1.4×105～2×105r/min范圍內逐漸增大;(3)α=0.76°、0.89°的軸承其承載中心溫度隨轉速上升而下降。

圖6 不同傾角的止推軸承承載中心溫度隨轉速的變化Fig 6 Variation of bearing center temperature of thrustbearing with speed at different dip angle

當轉速為工作范圍內的穩(wěn)定轉速時，作出樣條曲線以研究其油膜承載中心溫度tc隨傾角變化情況，如圖7所示。可知：(1)轉速穩(wěn)定情況下，油膜承載中心溫度tc隨傾角增大先減小后增大，此過程中摩擦生熱對中心溫度tc的影響先小于熱傳導散熱，而后大于傾角增大導致熱傳導能力增加的影響;(2)在α小于0.64°時，轉速越高，tc越高,α大于0.76°時，轉速越高，tc越低;(3)穩(wěn)定轉速值越高，出現最低點的傾角值越大,穩(wěn)定轉速下，tc的最小值均在120.5 ℃附近。

圖7 不同轉速下軸承承載中心溫度隨瓦塊傾角的變化Fig 7 Variation of bearing center temperature with theinclination angle of the tile at different speed

2.3 瓦塊傾角對最高油膜溫度的影響

采用相同方法計算得到的最高油膜溫度tmax數據隨轉速變化的曲線如圖8所示?？芍?1)傾角α為0.38°、0.51°的軸承，tmax隨轉速增加而增大，其中α=0.38°的軸承在轉速從1.2×105r/min上升至2×105r/min過程中，tmax隨轉速線性增長，α=0.51°的軸承其最高溫度同樣隨轉速增大而增加，但其增長率低于α=0.38°的軸承;(2)α=0.64°的軸承，tmax在轉速1.2×105～1.6×105r/min范圍內減小，在1.6×105～2×105r/min范圍內呈上升趨勢;(3)在1.2×105～2×105r/min范圍內，傾角α=0.76°、0.89°的軸承tmax隨轉速上升而降低。

圖8 不同傾角的止推軸承最高溫度隨轉速的變化Fig 8 Variation of the maximum temperature of thrustbearing with speed at different dip angle

不同轉速下最高溫度tmax隨傾角變化情況如圖9所示。

圖9 不同轉速下軸承最高溫度隨瓦塊傾角的變化Fig 9 Variation of the maximum temperature of the bearing withthe inclination angle of the tile at different speed

由圖9可見：(1)穩(wěn)定轉速下，最高溫度tmax隨轉速增大先增加后減小，其原因同樣為摩擦生熱對油膜承載中心最高溫度tmax的影響先小于熱傳導散熱，后大于傾角增大導致熱傳導能力增加的影響;(2)當轉速為1.2×105r/min時，tmax在傾角α為0.55°附近出現最小值；當轉速為1.4×105r/min時，tmax在傾角α為0.60°附近出現最小值,當轉速為1.6×105r/min時，tmax在傾角α為0.64°附近出現最小值,表明轉速越高，曲線出現最低點所對應的瓦塊傾角越大；(3)當傾角處于0.60°～0.70°范圍內時，其在1.6×105～2×105r/min的高轉速工況下，tmax維持在138 ℃以下。

3 結論

(1)針對國產某型車用渦輪增壓器用斜-平面型止推軸承燒瓦問題，從最高油膜溫度與承載中心區(qū)溫度兩方面分析燒瓦產生原因，基于有限元法構建了不同瓦塊傾角的止推軸承動力學模型，通過有限元仿真分析方式，揭示了改變瓦塊傾角從而使油膜最高溫度及承載中心區(qū)溫度發(fā)生變化的規(guī)律。

(2)隨著瓦塊傾角從0.38°增大到0.89°，瓦塊的最高油膜溫度和承載中心溫度在轉子轉速處于1.2×105～2×105r/min的穩(wěn)定轉速下時，都呈先減小后增大的趨勢。瓦塊傾角為0.64°時，在工作轉速范圍內其最高油膜溫度和承載中心溫度均達到最小值，有助于減少軸承燒瓦的可能性。

(3)文中在分析過程中直接以油膜溫度作為該點處瓦塊表面的溫度，未充分考慮軸瓦內部的熱傳遞情況，這與實際情況存在一定差異。鑒于轉速高、間隙小、體積小等受限因素，當前渦輪增壓器止推軸承瓦塊表面溫度難以準確測量。故在后續(xù)的研究中可采用更先進的測量技術，以獲得軸瓦表面各點處的溫度，進一步完善文中所提出的分析方法。