不平衡激勵(lì)對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性影響的模擬分析*

王啟峰 石秀勇 姜軼曉 楊豫魁 張廣西

（1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，濰坊 261061；2.同濟(jì)大學(xué)，上海 201804；3.濰柴動(dòng)力股份有限公司，濰坊 261061）

主題詞：增壓器轉(zhuǎn)子 不平衡激勵(lì) 傳熱 動(dòng)力學(xué)特性

1 前言

車用渦輪增壓器的振動(dòng)故障問題普遍存在，基于此，國內(nèi)外針對其轉(zhuǎn)子不平衡激勵(lì)問題已研究多年。Kletschkowski在轉(zhuǎn)子不平衡研究中考慮了質(zhì)量、剛度和粘度因素。Ahobal 等利用諧波分析說明了系統(tǒng)對不同質(zhì)量具有不平衡響應(yīng)。Bin 等發(fā)現(xiàn)，相較于壓氣機(jī)葉輪，渦輪葉輪中不平衡的非線性效應(yīng)更強(qiáng)。Ing等探討了如何測量轉(zhuǎn)子不平衡引起的渦輪增壓器聲振響應(yīng)。Knotek 等仿真分析了不平衡激勵(lì)對轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)的影響。賓光富等人構(gòu)建了渦輪增壓器轉(zhuǎn)子軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)有限元實(shí)體模型，并確定了不平衡激勵(lì)在轉(zhuǎn)子上的最佳配置方案。劉長飛考慮了轉(zhuǎn)子不平衡、浮環(huán)軸承內(nèi)、外層間隙及潤滑油黏度等因素對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性的影響。陳文采用模態(tài)頻率試驗(yàn)對轉(zhuǎn)子不平衡響應(yīng)規(guī)律進(jìn)行了研究。孫景鈺針對高速轉(zhuǎn)子-滑動(dòng)軸承系統(tǒng)提出了一種多轉(zhuǎn)速無試重動(dòng)平衡方法。王龍凱主要分析了轉(zhuǎn)子不平衡量的大小、位置、相位和浮環(huán)軸承制造公差間隙對轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性的影響。

綜上，對于渦輪增壓器轉(zhuǎn)子不平衡的影響規(guī)律，多數(shù)文獻(xiàn)未能全面考慮不平衡激勵(lì)對轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性的影響，并忽略了渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座間的傳熱影響。因此，本文基于以往的研究成果選用渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座傳熱理論模型，運(yùn)用Dyrobes對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，基于高速動(dòng)平衡機(jī)與多功能氣動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)開展渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性試驗(yàn)，探究穩(wěn)態(tài)條件下不平衡激勵(lì)對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)振動(dòng)的影響規(guī)律。

2 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性試驗(yàn)研究

為了驗(yàn)證不平衡激勵(lì)對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性的影響以及提高后續(xù)仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性，選取匹配某款1.0 L 發(fā)動(dòng)機(jī)的車用渦輪增壓器為研究對象，在高速動(dòng)平衡機(jī)和多功能氣動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)架上，依次開展了動(dòng)平衡試驗(yàn)、升速試驗(yàn)以及渦輪增壓器熱吹試驗(yàn)。其中，熱吹條件下的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子試驗(yàn)可以驗(yàn)證在考慮渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座傳熱條件下，渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)有限元模型的正確性。

2.1 試驗(yàn)臺(tái)架及試驗(yàn)方案

多功能氣動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)架主要用來探究渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的振動(dòng)響應(yīng)并采集數(shù)據(jù)，采集系統(tǒng)的布置如圖1 所示，振動(dòng)響應(yīng)觀測點(diǎn)選擇壓氣機(jī)端螺母位置。

圖1 多功能氣動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)架示意

試驗(yàn)具體步驟如下：

a.將渦輪增壓器轉(zhuǎn)子置于高速動(dòng)平衡機(jī)上，對轉(zhuǎn)子進(jìn)行0～200 000 r/min 轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的升速試驗(yàn)和不平衡測量，此時(shí)設(shè)置潤滑系統(tǒng)的潤滑油溫度為65 ℃。

b.將渦輪增壓器安裝在多功能氣動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)架上。

c.安裝電渦流傳感器和加速度傳感器，電渦流傳感器的精度受線束長度的影響，因此每次試驗(yàn)前需對其進(jìn)行標(biāo)定。

d.通過控制多功能氣動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)控制系統(tǒng)，將驅(qū)動(dòng)渦輪轉(zhuǎn)動(dòng)的高溫氣體溫度設(shè)置在650 ℃，誤差在±5 ℃以內(nèi)；將潤滑油供給系統(tǒng)提供的潤滑油溫度設(shè)定在130 ℃，誤差在±2 ℃以內(nèi)；按照設(shè)計(jì)的試驗(yàn)方案，本次試驗(yàn)選取渦輪增壓器運(yùn)行轉(zhuǎn)速范圍為30 000～180 000 r/min，每增加30 000 r/min 進(jìn)行一次測量，在每個(gè)轉(zhuǎn)速下分別運(yùn)行4 min，采集數(shù)據(jù)時(shí)間為3 s，通過NI 數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)導(dǎo)出試驗(yàn)數(shù)據(jù)，獲得基于快速傅里葉變換（Fast Fourier Transform，F(xiàn)FT）的信號(hào)頻譜圖。

2.2 試驗(yàn)結(jié)果

使用高速動(dòng)平衡機(jī)對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的不平衡進(jìn)行測量，實(shí)際情況下往往是在壓氣機(jī)端的螺母（壓端螺母）與壓氣機(jī)葉輪流道上增減質(zhì)量來消除不平衡，測量結(jié)果如表1所示，試驗(yàn)中所得到的轉(zhuǎn)子不平衡量可以為仿真分析中添加虛擬不平衡提供依據(jù)，使得仿真結(jié)果更為可靠。

表1 不平衡量試驗(yàn)結(jié)果

3 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

3.1 仿真模型的建立

首先建立渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-浮環(huán)軸承系統(tǒng)有限元模型。圖2 所示為本文運(yùn)用Dyrobes 中DyRoBes-Rotor模塊建立的渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型。轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)共劃分為24個(gè)結(jié)點(diǎn)，壓氣機(jī)葉輪和渦輪葉輪均為不規(guī)則形狀，需將其結(jié)構(gòu)簡化為圓盤，將其質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別集中到其質(zhì)心處，即結(jié)點(diǎn)6和結(jié)點(diǎn)20。另外，結(jié)點(diǎn)23、結(jié)點(diǎn)24分別為壓氣機(jī)端和渦輪端浮環(huán)軸承，軸頸上與之相連接的節(jié)點(diǎn)分別為節(jié)點(diǎn)14 和節(jié)點(diǎn)17。本文選用渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座傳熱理論模型，結(jié)合求得的浮環(huán)軸承內(nèi)、外層油膜潤滑性能參數(shù)進(jìn)行后續(xù)仿真，理論模型傳熱過程如圖3所示。

圖2 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)分析模型

圖3 輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座傳熱過程示意

在模型中根據(jù)前文所述的動(dòng)平衡試驗(yàn)結(jié)果設(shè)置不平衡量，基于建立的模型，可以獲得轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)如表2 所示。渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座傳熱模型邊界溫度如表3所示。

表2 轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的關(guān)鍵參數(shù)

表3 渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座傳熱模型邊界溫度 K

3.2 模型的標(biāo)定

圖4 所示為渦輪增壓器轉(zhuǎn)子壓端螺母處在各轉(zhuǎn)速下振動(dòng)FFT試驗(yàn)值與仿真值的對比情況。由圖4可知，油膜力非線性特性引起的次同步振動(dòng)在試驗(yàn)與仿真結(jié)果中均出現(xiàn)在0.1倍頻附近，而且0.1倍頻振動(dòng)振幅試驗(yàn)值與仿真值非常接近。仿真模擬計(jì)算得到的結(jié)果與試驗(yàn)測量的結(jié)果較為吻合，誤差在5%以內(nèi)，仿真精度較高，可以進(jìn)行后續(xù)的模擬計(jì)算分析。

圖4 渦輪增壓器轉(zhuǎn)子壓端螺母振動(dòng)FFT試驗(yàn)值與仿真值對比

4 不平衡激勵(lì)對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)特性的影響分析

4.1 不平衡位置對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響

為了改善渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的不平衡現(xiàn)象，渦輪增壓器轉(zhuǎn)子需要分別對壓氣機(jī)葉輪、渦輪軸和轉(zhuǎn)子整體進(jìn)行動(dòng)平衡，一般在渦輪或者壓氣機(jī)葉輪上增減質(zhì)量以達(dá)到動(dòng)平衡標(biāo)準(zhǔn)?？紤]到渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的實(shí)際結(jié)構(gòu)以及實(shí)際不平衡可能出現(xiàn)的位置，本文選擇渦輪的前緣和后緣、壓氣機(jī)葉輪的前緣和后緣作為仿真中探究不平衡量影響的設(shè)置位置，即渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)有限元模型中的結(jié)點(diǎn)5、7、19 和21。根據(jù)以上分析，不平衡設(shè)置位置與轉(zhuǎn)子模型結(jié)點(diǎn)的具體關(guān)系如表4所示。

表4 不平衡量設(shè)置位置

先以方案1為例進(jìn)行說明，即在渦輪增壓器轉(zhuǎn)子有限元模型結(jié)點(diǎn)5 處設(shè)置0.2 g·mm、0°的虛擬不平衡量，并進(jìn)行轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速在10 000～210 000 r/min范圍內(nèi)的非線性響應(yīng)分析。此外，同步振動(dòng)對應(yīng)的頻率為1 倍（工頻），即與工作轉(zhuǎn)速同步；浮環(huán)軸承內(nèi)層油膜引起的渦動(dòng)頻率一般在0.25倍～0.70倍之間，即0.25倍～0.70倍轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速；浮環(huán)軸承外層油膜引起的渦動(dòng)頻率一般在0.1倍～0.3倍之間，即0.1倍～0.3倍轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速；渦動(dòng)頻率取決于轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速和潤滑油溫度。

4.1.1 浮環(huán)軸承處結(jié)點(diǎn)的非線性動(dòng)力學(xué)分析

在渦輪增壓器實(shí)際工作中，浮環(huán)軸承作為支承部件，其動(dòng)力學(xué)特性對轉(zhuǎn)子的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)有著直接的影響，因此本文先針對與壓氣機(jī)端浮環(huán)軸承直接接觸的轉(zhuǎn)子軸結(jié)點(diǎn)17進(jìn)行分析。

圖5 為不平衡量分別施加在上述4 個(gè)位置處結(jié)點(diǎn)17的振動(dòng)瀑布圖。從圖5中可以看出：不平衡量施加在不同位置處時(shí)，轉(zhuǎn)子的振動(dòng)存在明顯差別；在整個(gè)升速過程中，都存在著不同程度的分叉現(xiàn)象；當(dāng)不平衡激勵(lì)為方案1和方案4時(shí)，二者的振動(dòng)響應(yīng)較為相似。從圖5a、圖5d 中可以發(fā)現(xiàn)，在30 000～60 000 r/min 內(nèi)出現(xiàn)由內(nèi)油膜渦動(dòng)引起的0.6 倍頻次同步振動(dòng)，這是由浮環(huán)軸承油膜的不穩(wěn)定性造成的，在140 000 r/min開始出現(xiàn)由外油膜引起的0.1倍頻的次同步振動(dòng)且振幅較大，這是因?yàn)樵诟咿D(zhuǎn)速時(shí)，外油膜出現(xiàn)了“油膜振蕩”。而從圖5b、圖5c中可以看出：當(dāng)轉(zhuǎn)速超過70 000 r/min 時(shí)，方案2和方案3 不平衡激勵(lì)下的渦輪增壓器容易出現(xiàn)油膜振蕩；在方案2 中，0.6 倍頻次同步振動(dòng)在轉(zhuǎn)速高于140 000 r/min 時(shí)才出現(xiàn)且振幅較小，1 倍的同步振動(dòng)在中低轉(zhuǎn)速下存在，在轉(zhuǎn)速高于150 000 r/min 時(shí)開始減小；在方案3 中，0.6 倍頻振動(dòng)和1 倍頻同步振動(dòng)剛好與方案2呈現(xiàn)相反的趨勢。

圖5 不平衡施加在不同位置處渦輪增壓器結(jié)點(diǎn)17的振動(dòng)瀑布圖

4.1.2 壓氣機(jī)端結(jié)點(diǎn)1處非線動(dòng)力學(xué)分析

由于渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)中結(jié)點(diǎn)1處的振動(dòng)響應(yīng)最大，選取結(jié)點(diǎn)1作為仿真觀測點(diǎn)，可以很好地觀察整個(gè)轉(zhuǎn)子的運(yùn)行狀態(tài)。圖6 所示為不平衡施加在不同位置處結(jié)點(diǎn)1 的水平方向振動(dòng)的瀑布頻譜圖。從仿真結(jié)果中可以看出，在方案1和方案4條件下，渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的運(yùn)行情況相對較好，進(jìn)一步可以觀察到，方案1的0.1倍次同步振動(dòng)響應(yīng)較方案4的明顯小，這表明不平衡量處施加在壓氣機(jī)前緣時(shí)，渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的振動(dòng)相對更平穩(wěn)。因此通過各結(jié)點(diǎn)處的瀑布頻譜圖可以初步判斷，當(dāng)不平衡量施加在壓氣機(jī)前緣時(shí)，其對渦輪增壓器的穩(wěn)定工作影響最小。

圖6 不平衡施加在不同位置時(shí)渦輪增壓器結(jié)點(diǎn)1的振動(dòng)瀑布圖

此外，轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)在高轉(zhuǎn)速下是非線性的，即使系統(tǒng)失穩(wěn)，也能夠形成極限環(huán)。為了深入研究不平衡激勵(lì)施加位置的變化對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子最大偏移量的影響，分別提取不平衡激勵(lì)施加在4個(gè)分析結(jié)點(diǎn)時(shí)結(jié)點(diǎn)1處的最大偏移量并進(jìn)行對比，結(jié)果如圖7所示。

圖7 不同模型對轉(zhuǎn)子結(jié)點(diǎn)1處振動(dòng)最大偏移量的計(jì)算結(jié)果

由圖7 可以發(fā)現(xiàn)，本文中不平衡施加在結(jié)點(diǎn)7、19、21時(shí)的分析結(jié)果與文獻(xiàn)[12]保持一致，而不平衡施加在結(jié)點(diǎn)5 時(shí)的計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)[12]中有一定的差異，這是因?yàn)楸疚目紤]了渦輪軸-浮環(huán)軸承-軸承座之間傳熱的影響，同時(shí)潤滑油進(jìn)口溫度設(shè)置為130 ℃，而文獻(xiàn)[12]中沒有計(jì)入傳熱影響，其潤滑油進(jìn)口溫度設(shè)置為90 ℃，而這兩點(diǎn)主要影響了浮環(huán)軸承的潤滑性能，進(jìn)而影響了渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的動(dòng)力學(xué)特性。

以上分析表明，在壓氣機(jī)前緣處施加不平衡激勵(lì)時(shí)，對轉(zhuǎn)子振動(dòng)的影響相對較小，因此可以認(rèn)為結(jié)點(diǎn)5是施加不平衡激勵(lì)的相對最優(yōu)位置。這意味著合理控制不平衡量出現(xiàn)的位置能夠抑制次同步振動(dòng)，降低轉(zhuǎn)子振動(dòng)響應(yīng)，可為車用渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的設(shè)計(jì)、振動(dòng)分析和故障診斷提供參考。

4.2 不平衡量對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響

不平衡量過大會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)子振動(dòng)振幅過大，引發(fā)浮環(huán)軸承磨損、葉輪擦殼以及轉(zhuǎn)子軸斷裂等危險(xiǎn)情況，因而需要嚴(yán)格控制渦輪增壓器轉(zhuǎn)子不平衡量的大小。本文在壓氣機(jī)葉輪前緣位置處展開研究，即在渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)有限元模型中結(jié)點(diǎn)5處，分別施加0.05 g·mm（0°）、0.15 g·mm（0°）、0.25 g·mm（0°）和0.35 g·mm（0°）4種不同大小的不平衡，同時(shí)搭建對應(yīng)的轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)模型，并在10 000～210 000 r/min轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)進(jìn)行頻域下的瞬態(tài)響應(yīng)分析，獲得了4種不平衡量大小下結(jié)點(diǎn)1處水平方向的位移瀑布頻譜圖，如圖8所示。為了觀察4種不平衡下轉(zhuǎn)子的振動(dòng)成分，圖9展示了0.1倍頻振動(dòng)開始出現(xiàn)時(shí)的轉(zhuǎn)子FFT圖。

圖8 不同大小不平衡下渦輪增壓器轉(zhuǎn)子振動(dòng)瀑布圖

從圖8a中可以看出，不平衡量大小為0.05 g·mm時(shí)在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)主要存在0.6 倍頻和0.1 倍頻的次同步振動(dòng)，而整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)的同步振動(dòng)幾乎都被抑制，其中0.1倍頻振動(dòng)在轉(zhuǎn)速為60 000 r/min時(shí)開始出現(xiàn)，并主導(dǎo)轉(zhuǎn)子的振動(dòng)，這一現(xiàn)象同樣可以從圖9a中觀察到，可以發(fā)現(xiàn)0.1 倍頻振動(dòng)的振幅顯著大于0.6 倍頻振動(dòng)和1倍頻的同步振動(dòng)，這種現(xiàn)象主要是由渦端和壓端的浮環(huán)軸承非線性油膜力引起的。當(dāng)不平衡從0.05 g·mm增加到0.15 g·mm時(shí)，相對于圖8a，可以發(fā)現(xiàn)在圖9b中，0.6倍頻振動(dòng)在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)不再出現(xiàn)，1倍頻振動(dòng)出現(xiàn)在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，0.1倍頻振動(dòng)在轉(zhuǎn)速為70 000 r/min時(shí)開始出現(xiàn)，這表明不平衡增大后，0.6倍頻振動(dòng)被抑制了，0.1倍頻出現(xiàn)時(shí)對應(yīng)的轉(zhuǎn)速有所升高。同樣，從圖8c、圖8d中可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)不平衡量大小為0.25 g·mm和0.35 g·mm時(shí)，整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)只出現(xiàn)了0.1倍的次同步振動(dòng)和1倍的同步振動(dòng)，相比于不平衡為0.05 g·mm 和0.15 g·mm時(shí)，同步振動(dòng)的響應(yīng)明顯增大，這是由于不平衡量增大會(huì)產(chǎn)生更大的不平衡力，從而導(dǎo)致同步振動(dòng)響應(yīng)變大；另外一個(gè)顯著的區(qū)別是，0.1倍頻振動(dòng)出現(xiàn)時(shí)的轉(zhuǎn)速急劇升高到了140 000 r/min 和160 000 r/min，這主要是因?yàn)椴黄胶庠龃髮?.1倍頻振動(dòng)產(chǎn)生了較大的抑制作用。

圖9 不同大小不平衡下轉(zhuǎn)子出現(xiàn)0.1倍頻振動(dòng)時(shí)的頻譜圖

圖10所示為4種不平衡量大小下，結(jié)點(diǎn)1處的最大偏移量。從圖10 中可以發(fā)現(xiàn)：在50 000 r/min 以內(nèi)，不平衡量大小對轉(zhuǎn)子振動(dòng)的影響區(qū)別不顯著；當(dāng)轉(zhuǎn)速大于50 000 r/min 時(shí)，轉(zhuǎn)子的振動(dòng)情況出現(xiàn)較大差異，其中施加0.05 g·mm不平衡時(shí)轉(zhuǎn)子振動(dòng)加劇非常明顯，這主要是由外油膜0.1倍頻振動(dòng)主導(dǎo)的；而施加0.15 g·mm不平衡時(shí)，轉(zhuǎn)子振幅從70 000 r/min開始逐漸增大；對于施加0.25 g·mm和0.35 g·mm不平衡時(shí)，轉(zhuǎn)子在130 000 r/min前的最大偏移量變化趨勢相似且都非常小，而最大偏移量出現(xiàn)急劇增大的轉(zhuǎn)速點(diǎn)分別為140 000 r/min 和160 000 r/min。

圖10 不同大小不平衡下結(jié)點(diǎn)1處的最大偏移量

4.3 不平衡相位對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響

異相位不平衡和同相位不平衡也可以稱為力不平衡和力偶不平衡。為了研究不同相位不平衡對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性的影響，本文基于轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)有限元模型，采用表5 中在壓氣機(jī)葉輪和渦輪前緣處施加不平衡的方案規(guī)則，使用2種方式施加不平衡：一種為在壓氣機(jī)葉輪前緣和渦輪前緣處施加同樣大小和相位的不平衡，即0.1 g·mm（0°），形成力偶不平衡；另一種方式為在壓氣機(jī)葉輪前緣和渦輪前緣處分別施加不平衡，即0.1 g·mm（0°）和0.1 g·mm（180°），形成力不平衡。

表5 壓氣機(jī)葉輪和渦輪前緣不平衡設(shè)置方案

在渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的壓氣機(jī)葉輪和渦輪前緣位置處分別施加0.1 g·mm的同相位和異相位的不平衡量，在轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速為10 000～210 000 r/min內(nèi)，對轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)進(jìn)行瞬態(tài)時(shí)域和頻域振動(dòng)分析，得到了轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)上結(jié)點(diǎn)1 處的水平方向的振動(dòng)瀑布圖，如圖11所示。

圖11 不同相位不平衡下結(jié)點(diǎn)1處的瀑布圖

從圖11 中可以發(fā)現(xiàn)，不同相位的不平衡對轉(zhuǎn)子振動(dòng)特性能夠產(chǎn)生很大的影響，其中最為顯著的是，在渦輪前緣和壓氣機(jī)葉輪前緣施加不同相位的不平衡時(shí)，由外油膜力的非線性引起的0.1 倍頻振動(dòng)在轉(zhuǎn)速為40 000 r/min 時(shí)就出現(xiàn)了，并且隨著轉(zhuǎn)速的升高，0.1倍頻振動(dòng)的振幅有逐漸增大的趨勢。而對于施加同相位不平衡時(shí)，0.1 倍頻次同步振動(dòng)在轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)速達(dá)到160 000 r/min 時(shí)才出現(xiàn)。值得注意的是，在2 種施加不平衡的方式下0.1 倍頻振動(dòng)一旦出現(xiàn)，其響應(yīng)振幅便迅速增大。此外，在2 種施加不平衡的方式下，內(nèi)油膜引起的0.6 倍頻振動(dòng)在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)幾乎不出現(xiàn)，不平衡引起的1倍頻振動(dòng)幾乎存在于整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，而相比于0.1 倍頻振動(dòng)，同步振動(dòng)的振幅很小，在出現(xiàn)0.1倍頻振動(dòng)時(shí)，其振幅往往決定著整個(gè)轉(zhuǎn)子的運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)。

圖12所示為不同相位不平衡下，轉(zhuǎn)子結(jié)點(diǎn)1處振動(dòng)的最大偏移量。從圖12中可知：在同相位不平衡激勵(lì)下，轉(zhuǎn)速在達(dá)到160 000 r/min之前，結(jié)點(diǎn)1的最大偏移量保持很小，表明轉(zhuǎn)子運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)；當(dāng)轉(zhuǎn)速超過160 000 r/min時(shí)，最大偏移量陡然增大，增壓器可能會(huì)出現(xiàn)振動(dòng)故障；而在異相位不平衡激勵(lì)下，最大偏移量在轉(zhuǎn)速40 000 r/min時(shí)便開始急劇增大，并且隨著轉(zhuǎn)速升高，不斷增大，2種情況下的最大偏移量幾乎相等，接近0.18 mm；最大偏移量的變化趨勢與0.1倍頻振動(dòng)有著很強(qiáng)的關(guān)聯(lián)性，這是因?yàn)?.1 倍頻振動(dòng)振幅遠(yuǎn)大于同步振動(dòng)以及0.6 倍頻振動(dòng)，因此在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，出現(xiàn)0.1倍頻振動(dòng)以后，最大偏移量往往主要取決于0.1倍頻振動(dòng)的振幅。

圖12 不同相位不平衡下結(jié)點(diǎn)1處的最大偏移量

綜合圖10～圖12中的數(shù)據(jù)以及結(jié)果分析可知：不平衡量大小對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性有著非常顯著的影響；由外油膜引起的次同步振動(dòng)使得渦輪增壓器轉(zhuǎn)子工作不穩(wěn)定且振動(dòng)響應(yīng)很大；不平衡越大時(shí)，轉(zhuǎn)子的次同步振動(dòng)往往在較高轉(zhuǎn)速時(shí)才會(huì)出現(xiàn)，而轉(zhuǎn)子的同步振動(dòng)響應(yīng)會(huì)在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)增大。

5 結(jié)束語

本文針對渦輪增壓器不平衡激勵(lì)響應(yīng)進(jìn)行分析，通過試驗(yàn)與仿真的對比研究，驗(yàn)證了渦輪增壓器轉(zhuǎn)子有限元模型的正確性，進(jìn)一步通過仿真手段分別從不平衡位置、不平衡量大小和不平衡相位3個(gè)方向研究了不平衡激勵(lì)對渦輪增壓器轉(zhuǎn)子-軸承系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性產(chǎn)生的影響，得到了如下結(jié)論：

a.不平衡位于轉(zhuǎn)子上不同位置對轉(zhuǎn)子振動(dòng)會(huì)產(chǎn)生不同影響，其中不平衡位于壓氣機(jī)葉輪前緣時(shí)，轉(zhuǎn)子振動(dòng)相對最穩(wěn)定。

b.隨著不平衡量的增大，由外油膜引起的次同步振動(dòng)出現(xiàn)時(shí)對應(yīng)的轉(zhuǎn)速也提高，這表明不平衡量增大能夠在一定程度上抑制次同步振動(dòng)，且轉(zhuǎn)子振動(dòng)的最大偏移量受次同步振動(dòng)的影響比較明顯。

c.與形成180°相位差的異相位不平衡激勵(lì)相比，同相位不平衡激勵(lì)下的轉(zhuǎn)子在較寬的中低轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)平穩(wěn)運(yùn)行，轉(zhuǎn)子的振動(dòng)幅度較小，渦輪增壓器相對穩(wěn)定。