張健健，馬敏，李偉，王孝麗

1.康躍科技(山東)有限公司，山東 壽光 262718；2.機(jī)械工業(yè)內(nèi)燃機(jī)增壓系統(tǒng)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 壽光 262718；3.山東大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院,山東 濟(jì)南 250061

0 引言

渦輪增壓器葉輪高速運(yùn)轉(zhuǎn)時，葉片與背盤處形成非常大的氣壓載荷差，導(dǎo)致葉輪兩側(cè)氣動載荷不對稱，形成沿軸線方向的作用力，該軸向力主要由增壓器止推軸承承載[1-2]。因此在增壓器設(shè)計(jì)時，需準(zhǔn)確計(jì)算軸向力的大小，選擇相應(yīng)承載能力的止推軸承，防止止推軸承失效。止推軸承影響渦輪增壓器的機(jī)械效率，止推軸承失效是渦輪增壓器的主要失效形式之一[3-5]。

目前軸向力的計(jì)算多采用經(jīng)驗(yàn)公式或試驗(yàn)測量，國內(nèi)研究開發(fā)的測量系統(tǒng)主要針對小流量且低轉(zhuǎn)速工況，但增壓器實(shí)際運(yùn)行時，止推軸承在變負(fù)荷工況下工作[6-10]，啟動時，壓端軸向力會突然增大；停機(jī)時，渦端軸向力會突然增大[11]，所以對軸向力的仿真分析十分必要。

1 軸向力理論計(jì)算

通過動力學(xué)、熱力學(xué)分析，軸向力理論計(jì)算可采用文獻(xiàn)[12]中的計(jì)算方法。渦輪增壓器軸向力簡圖如圖1所示，渦輪增壓器軸向力為壓氣機(jī)端軸向力FC和渦輪機(jī)端軸向力FT的合力。壓氣機(jī)端軸向力由施加在壓氣機(jī)進(jìn)氣面的力F1C、施加在葉輪子午面的力F2C、施加在葉輪上的脈沖力F3C和葉輪輪背的作用力F4C4部分構(gòu)成。渦輪機(jī)端軸向力與壓氣機(jī)端相同，渦輪機(jī)端軸向力由渦輪機(jī)出氣端面的力F1T、施加在渦輪子午面的力F2T、施加在渦輪上的脈沖力F3T和渦輪輪背的作用力F4T4部分構(gòu)成。

圖1 渦輪增壓器軸向力簡圖

壓氣機(jī)端軸向力

FC=F1C+F2C+F3C-F4C

渦輪機(jī)端軸向力

FT=-F1T-F2T-F3T+F4T。

增壓器軸向力合力(壓氣機(jī)端指向渦輪機(jī)端為正)

F=FC+FT。

2 軸向力數(shù)值模擬與驗(yàn)證

以匹配某2.3 L發(fā)動機(jī)的渦輪增壓器為研究對象，分別對壓氣機(jī)端和渦輪機(jī)端進(jìn)行建模，采用NUMECA進(jìn)行網(wǎng)格劃分和求解處理，得到增壓器軸向力合力。

2.1 網(wǎng)格模型

以壓氣機(jī)端為例，氣流沿軸線方向吸入葉輪，在葉輪的封頭處存在較大的幾何曲率變化，氣流沖擊封頭結(jié)構(gòu)，并產(chǎn)生明顯的氣流折轉(zhuǎn)，導(dǎo)致局部分離，對葉輪內(nèi)部的流動造成一定程度的影響。葉輪轉(zhuǎn)子與靜子之間存在背盤間隙，會產(chǎn)生輪背的作用力。在進(jìn)行軸向力數(shù)值模擬中，需將封頭結(jié)構(gòu)和背盤結(jié)構(gòu)計(jì)入計(jì)算域。

a)單通道葉輪網(wǎng)格 b) 葉輪網(wǎng)格圖2 葉輪網(wǎng)格模型

封頭和葉片采用Autogrid5向?qū)Ｊ缴山Y(jié)構(gòu)化網(wǎng)格，網(wǎng)格模型如圖2所示。葉頂間隙按照實(shí)際輸入，為了更準(zhǔn)確地捕捉黏性邊界層的流動，近壁面第一層網(wǎng)格尺寸設(shè)置為0.008 mm，采用 H&I拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)網(wǎng)格形式。背盤在已完成葉輪網(wǎng)格基礎(chǔ)上添加背盤子午輪廓線，自動生成背盤網(wǎng)格并對近壁面網(wǎng)格加密。在背盤進(jìn)口處需添加等“Z”線，使葉輪與背盤的連接面為完全匹配面，并將葉輪的內(nèi)子午面分開，計(jì)算設(shè)置時將內(nèi)子午面的擴(kuò)壓器設(shè)置為靜止。

671 Application of systematic simulation training program in flexible ureteroscopy training

a)壓氣機(jī)整機(jī)網(wǎng)格 b)渦輪機(jī)整機(jī)網(wǎng)格圖3 整機(jī)網(wǎng)格模型

壓氣機(jī)殼采用IGG生成蝶形網(wǎng)格。在殼體固體壁面附近，以及與葉輪配合的擴(kuò)壓器壁面附近需進(jìn)行網(wǎng)格加密，較準(zhǔn)確地模擬黏性邊界層內(nèi)的流動情況。網(wǎng)格塊之間盡可能使用完全匹配連接面。將葉輪與壓殼網(wǎng)格進(jìn)行裝配，并設(shè)置相應(yīng)的邊界類型，裝配完成的壓氣機(jī)整機(jī)網(wǎng)格、渦輪機(jī)整機(jī)網(wǎng)格如圖3所示。考慮渦殼出口周向氣流的不均勻性，渦輪采用全周流道網(wǎng)格。

2.2 邊界條件

采用Fine/Turbo模塊，流動介質(zhì)選取理想空氣，迭代方程選擇三維定常雷諾時均N-S方程，湍流模型選擇S-A方程模型，空間離散選用2階精度Jameson中心差分，時間離散選用4階顯示R-K推進(jìn)法[13-15]。進(jìn)出口邊界條件按照試驗(yàn)數(shù)據(jù)給定，壁面為絕熱、無滑移邊界。

2.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

以試驗(yàn)數(shù)據(jù)為邊界條件，仿真計(jì)算得到的增壓器軸向力結(jié)果如表1所示。

表1 增壓器軸向力數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果

壓端軸向力方向與渦端軸向力方向相反，一般情況下，兩端軸向力均為背盤指向封頭，軸向力最大分力為輪背作用力F4。兩端軸向力隨增壓器轉(zhuǎn)速的變化如圖4所示。由圖4可知，隨著轉(zhuǎn)速的升高，兩端軸向力均逐漸變大。

圖4 轉(zhuǎn)速-軸向力特性曲線 圖5 數(shù)值模擬與發(fā)動機(jī)外特性試驗(yàn)對比

將數(shù)值模擬結(jié)果與增壓器在發(fā)動機(jī)整機(jī)外特性試驗(yàn)中數(shù)據(jù)進(jìn)行對比，壓氣機(jī)端出口總壓和進(jìn)口總壓比與質(zhì)量流量的關(guān)系如圖5所示。由圖5可知，仿真計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，在怠速點(diǎn)到大扭矩點(diǎn)工況下重合性較好，在大扭矩點(diǎn)到額定點(diǎn)工況下最大誤差不超過1%。

為進(jìn)一步驗(yàn)證數(shù)值模擬方法的準(zhǔn)確性，以壓氣機(jī)端為驗(yàn)證模型進(jìn)行性能試驗(yàn)，控制機(jī)油溫度為60～90 ℃，機(jī)油壓力為0.20～0.45 MPa，渦輪殼進(jìn)口溫度為600 ℃，分別測試增壓器轉(zhuǎn)速為120 000、160 000、200 000 r/min工況下的性能，數(shù)值仿真結(jié)果與性能試驗(yàn)結(jié)果對比如圖6所示。由圖6a)可知：仿真計(jì)算的效率較試驗(yàn)結(jié)果略低，誤差范圍為0.5%～2.0%，但仿真效率與試驗(yàn)效率的總體趨勢一致，在小流量范圍內(nèi)誤差更?。挥蓤D6b)可知，不同轉(zhuǎn)速下仿真計(jì)算的壓比與試驗(yàn)結(jié)果基本一致，在喘振點(diǎn)和堵塞點(diǎn)略有偏差，誤差小于2.0%。

a)質(zhì)量流量-效率特性曲線 b)質(zhì)量流量-壓比特性曲線圖6 數(shù)值模擬與性能試驗(yàn)對比

流量-軸向力特性曲線如圖7所示。由圖7可知：壓端軸向力隨著轉(zhuǎn)速的升高而增大，且相同轉(zhuǎn)速下，軸向力隨流量的增大而減小，其變化趨勢與壓比變化趨勢一致。因此，轉(zhuǎn)速和壓力是影響軸向力大小的主要因素。

圖7 質(zhì)量流量-軸向力特性曲線

3 止推軸承承載力評估

3.1 止推軸承承載分析

將止推軸承尺寸參數(shù)輸入模型，包括止推軸承油楔面幾何參數(shù)、油楔面高度等。邊界條件為由NUMECA計(jì)算得到的軸向力、轉(zhuǎn)子的轉(zhuǎn)速和供油溫度等，建立止推軸承承載能力分析模型。止推軸承承載面各個部位的壓力分布、油膜厚度分布及油膜溫度分布情況如圖8所示(圖8a)中單位為MPa，圖8b)中單位為mm，圖8c)中單位為℃)。由圖8可知：壓力越大的部位油膜厚度越小、油膜溫度越高;反之，壓力越小的部位油膜厚度越大、油膜溫度越低。由計(jì)算結(jié)果可知，隨著轉(zhuǎn)速升高，止推軸軸承承載力逐漸提高。

a) 壓力分布 b)油膜厚度分布 c)油膜溫度分布圖8 止推軸承承載力分析

3.2 止推軸承承載力評估

止推軸承承載力評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)為：止推軸承最小油膜厚度hmin不小于油膜厚度限值hlim。

根據(jù)文獻(xiàn)[12]，止推軸承油膜厚度限值hlim與接觸面表面平均粗糙度RZ和油楔面中徑Dm有關(guān)，止推軸承油膜厚度限值

(1)

基于以上評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，可以得出該止推軸承的承載能力邊界，如圖9所示。由圖9可知：止推軸承的安全運(yùn)行邊界為以轉(zhuǎn)速0、軸向力為0與轉(zhuǎn)速為240 000 r/min、軸向力為71 N為邊界的區(qū)域內(nèi)；該增壓器運(yùn)行點(diǎn)在止推軸承安全運(yùn)行邊界范圍內(nèi)，說明止推軸承能滿足使用需求。

圖9 止推軸承承載力評估

4 結(jié)論

采用仿真軟件對匹配某2.3 L發(fā)動機(jī)的渦輪增壓器止推軸承承載情況進(jìn)行了分析，得出以下結(jié)論。

1)葉輪封頭和葉片部分采用向?qū)Ｊ阶詣由删W(wǎng)格，背盤通過添加子午輪廓線方式自動劃分網(wǎng)格，模型處理簡單。邊界設(shè)置中只需對增壓器的進(jìn)出口邊界參數(shù)進(jìn)行設(shè)置，即可較為準(zhǔn)確地計(jì)算出增壓器軸向力。一般工況下，軸向力最大的分力為輪背的作用力，單側(cè)軸向力合力為背盤指向封頭方向。軸向力隨著轉(zhuǎn)速的升高而增大，且相同轉(zhuǎn)速下，軸向力的變化趨勢與壓比變化趨勢一致，影響軸向力大小的主要因素為轉(zhuǎn)速和壓力。

2)將NUMECA計(jì)算得到的軸向力結(jié)果作為壓力邊界輸入DyRoBeS，可以計(jì)算出不同油楔面下止推軸承承載面的油膜厚度，為配試之初選擇止推軸承提供依據(jù)，減少使用過程中因止推軸承磨損導(dǎo)致的劃殼、漏油故障，提高整機(jī)可靠性。