李偉，李國祥，劉瑩，李建平，甄冠富，張曉林,3

1.山東大學(xué) 能源與動力工程學(xué)院，山東 濟南 250061；2.康躍科技股份有限公司，山東 壽光 262718；3.機械工業(yè)內(nèi)燃機增壓系統(tǒng)重點實驗室，山東 壽光 262718

0 引言

現(xiàn)代發(fā)動機功率和強化程度不斷加大，渦輪增壓器運行溫度呈明顯增高趨勢。回?zé)岈F(xiàn)象使渦輪增壓器渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承溫度在短時間內(nèi)急劇升高，增壓器可靠性面臨嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承距離高溫區(qū)域近，運行溫度高[1-2]，運行溫度過高導(dǎo)致潤滑油老化加速乃至結(jié)焦、異常磨損等問題。渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承是影響渦輪增壓器可靠性的關(guān)鍵零部件，其運行溫度是增壓器可靠性及壽命的關(guān)鍵指標(biāo)之一。渦前溫度和潤滑油流量是影響渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承位置溫度的重要因素[3-5]。

渦輪機和軸承系統(tǒng)存在的明顯溫度梯度導(dǎo)致中間殼內(nèi)孔產(chǎn)生熱變形，從而影響軸承系統(tǒng)的性能及穩(wěn)定性[6-8]。熱傳遞和軸承設(shè)計影響軸承系統(tǒng)的潤滑性能，潤滑油溫度升高影響軸承系統(tǒng)的承載能力,對增壓器可靠性產(chǎn)生不利影響[9-11]。Plaksin等[12]研究發(fā)現(xiàn)，渦輪增壓器頻繁高溫過載嚴(yán)重影響渦輪增壓器可靠性及壽命，保證高溫過載時的潤滑性能，可以延長增壓器使用壽命。為控制渦輪機端的運行溫度，目前常用的措施是中間殼增加水冷腔結(jié)構(gòu)，仿真計算及試驗研究證明該措施能夠改善增壓器渦輪機端的溫度場[13-15]。但與非水冷中間殼相比，水冷中間殼增加了水冷腔模具，模具及鑄造工藝明顯復(fù)雜，鑄造成品率低，成本明顯增加。非水冷中間殼成本低、結(jié)構(gòu)簡單，廣泛應(yīng)用于柴油發(fā)動機及部分天然氣發(fā)動機。目前降低增壓器運行溫度的研究主要集中在水冷中間殼，對非水冷中間殼研究較少[16-18]。隨著渦前溫度明顯上升，改善采用非水冷中間殼的渦輪增壓器渦輪機端溫度場，對于保證增壓器的可靠性及壽命具有重要的工程價值。

1 試驗設(shè)備及試驗方法

1.1 增壓器主要參數(shù)

針對非水冷中間殼增壓器，設(shè)計優(yōu)化方案,在渦輪機端增加噴油孔，減小渦輪殼與隔熱罩接觸寬度，進行增壓器潤滑油流量、回?zé)嵩囼?，驗證優(yōu)化方案的效果。

該渦輪增壓器配套某6缸柴油發(fā)動機，其主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 渦輪增壓器主要技術(shù)參數(shù)

1.2 優(yōu)化方案

潤滑油進入中間殼進油口后通過油道進入軸承系統(tǒng)，從渦端浮動軸承出來的潤滑油被高速旋轉(zhuǎn)的渦輪轉(zhuǎn)子甩向中間殼靠近渦端的內(nèi)腔中，對渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承進行冷卻。設(shè)計優(yōu)化方案，在油道上增加一個直徑為2 mm的噴油孔，潤滑油可通過噴油孔對渦輪機端進行冷卻。在保證密封性能前提下，減小渦輪殼與隔熱罩接觸寬度來減少渦輪端傳熱。渦輪殼與隔熱罩接觸寬度及面積見表2。由表2可知，相比原方案，優(yōu)化方案的接觸寬度及面積分別減小56.6%、53.9%。

表2 渦輪殼與隔熱罩接觸寬度及面積

中間殼增加渦端噴油孔后，最薄壁厚大于4.5 mm，結(jié)構(gòu)強度可以滿足設(shè)計要求。加工該噴油孔采用Φ2 mm的硬質(zhì)合金鉆頭，每支價格約為50元，每支鉆頭可以加工800件左右，鉆孔工時預(yù)計增加40 s，綜合計算，中間殼增加鉆孔工序，每件成本增加0.1元左右，加工工藝及成本具備可實施性。

1.3 測點布置

為研究優(yōu)化方案對渦端溫度場的影響，分別對原方案及優(yōu)化方案的5個典型位置的7個測量點進行溫度場測試，測點位置如圖1所示。5個典型位置及測點為：渦端浮動軸承(測點1、2)、壓端浮動軸承(測點3)、渦端密封環(huán)(測點4、5)、潤滑油回油壁面(測點6)、潤滑油進油壁面(測點7)，渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承處的2個測量點的間隔為180°。

圖1 增壓器回?zé)嵩囼灉y量點

1.4 潤滑油流量特性測試

增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min,潤滑油壓力為400 kPa,渦前溫度為600 ℃，潤滑油進油溫度分別為60、70、80、90 ℃，增壓器穩(wěn)定運行5 min后記錄潤滑油流量。依次進行原方案和優(yōu)化方案試驗。為減少測試偏差，原方案與優(yōu)化方案均采用同一套零部件。

1.5 穩(wěn)定運行及回?zé)釡囟葴y試

回?zé)嵩囼炘跈C械工業(yè)內(nèi)燃機增壓系統(tǒng)重點試驗室進行，主要測量設(shè)備及精度如表3所示。分別對原方案及優(yōu)化方案的增壓器進行試驗，采用自動采集系統(tǒng)記錄全部試驗數(shù)據(jù)。

表3 主要測量設(shè)備及精度

試驗過程為：1)增壓器轉(zhuǎn)速為40 000 r/min，穩(wěn)定運行20 min，觀察各回?zé)醾鞲衅鞑课幻芊馐欠駶M足要求；2)增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min，控制潤滑油壓力為400 kPa，渦前溫度為600 ℃，潤滑油進油溫度為80 ℃，壓氣機出口壓力為72 kPa，穩(wěn)定運轉(zhuǎn)30 min后開始記錄數(shù)據(jù)，測量渦前排溫、潤滑油進油溫度、潤滑油回油溫度、潤滑油壓力、壓氣機出口溫度、5個典型位置的穩(wěn)定運行溫度等，間隔10 s采集數(shù)據(jù)1次，共采集10 min；3)熱停機，立即停止?jié)櫥图袄鋮s液循環(huán)，間隔10 s采集數(shù)據(jù)1次，采集10 min。

2 結(jié)果及分析

2.1 潤滑油流量及回油溫度

結(jié)構(gòu)改進前后，不同溫度下潤滑油質(zhì)量流量和回油溫度對比如表4所示。由表4可知：增壓器增加渦端噴油孔后，潤滑油流量明顯增加；相比原方案，優(yōu)化后質(zhì)量流量分別增加138.5%、131.4%、122.4%、118.6%；當(dāng)潤滑油進油溫度為90 ℃時，潤滑油回油溫度由原方案的96.9 ℃降低到優(yōu)化方案的86.6 ℃，降低了10.3 ℃。

表4 優(yōu)化前后潤滑油質(zhì)量流量及回油溫度

2.2 穩(wěn)定運行溫度

原方案及優(yōu)化方案渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承相同部位不同測點溫度存在測量及安裝誤差，選擇溫度較高的渦端密封環(huán)的5號測點和渦端浮動軸承的1號測點進行分析。

優(yōu)化前后，增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min時，增壓器各部位運行溫度如表5所示。

表5 原方案及優(yōu)化方案正常運行溫度 ℃

由表5可知：優(yōu)化后5個位置正常運行溫度均有不同程度改善，特別是渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承位置；原方案渦端密封環(huán)運行溫度最高，但優(yōu)化后其運行溫度最低，溫度降低169.3～174.1 ℃；渦端浮動軸承部位溫度降低55.2～60.3 ℃，潤滑油進油壁面位置溫度降低42.9～47.0 ℃，潤滑油回油壁面和壓端浮動軸承位置溫度降低10 ℃左右。

2.2.1 溫度裕度

原方案增壓器的渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承部位最高溫度分別為261.0、196.0 ℃，低于潤滑油溫度限值280 ℃；優(yōu)化后渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承部位最高溫度分別為89.2 ℃和137.8 ℃，溫度裕度更大。由于增加了渦端噴油孔，機油質(zhì)量流量至少增加了118.6%，增加的潤滑油通過噴油孔對渦輪機端進行冷卻降溫，渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承部位溫度改善明顯。

2.2.2 溫度極限偏差

將穩(wěn)定運行溫度取平均值，進行溫度極限偏差分析。極限偏差

σ=(Tmax-Tmin)/Ta,

(1)

式中：Tmax為最高運行溫度，Tmin為最低運行溫度，Ta為5個位置的平均運行溫度。

由式(1)可得：原方案5個位置運行溫度的極限偏差為89.0%，優(yōu)化后5個位置運行溫度的極限偏差為43.8%，優(yōu)化方案溫度極限偏差比原方案減小45.2%，不同位置溫度均勻性明顯改善。

2.3 回?zé)釡囟?/h3>

增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min熱停機后，優(yōu)化前后各測點最高回?zé)釡囟燃暗竭_最高回?zé)釡囟鹊臅r間如圖2所示。

圖2 優(yōu)化前后各測點最高回?zé)釡囟入S時間變化曲線

由圖2可知：原方案和優(yōu)化后渦輪增壓器的最高回?zé)釡囟葟母叩降鸵来问菧u端密封環(huán)、渦端浮動軸承、潤滑油進油壁面、壓端浮動軸承和潤滑油回油壁面，依次為299.7、271.2、230.3、157.8、158.1 ℃，到達最高回?zé)釡囟鹊臅r間依次為180、230、250、380、340 s，壓端浮動軸承和潤滑油回油壁面最高回?zé)釡囟认嗖?.3 ℃；優(yōu)化后最高回?zé)釡囟纫来螢?66.8、251.5、215.6、151.6、151.4 ℃，到達最高回?zé)釡囟鹊臅r間依次為220、197、350、450、350 s?；?zé)釡囟确植寂c增壓器的結(jié)構(gòu)密切相關(guān)，渦端密封環(huán)、渦端浮動軸承和潤滑油進油壁面相對靠近高溫區(qū)域，壓端浮動軸承的正常運行溫度和回?zé)釡囟仍?個位置中相對較低。

原方案渦端密封環(huán)的最高回?zé)釡囟葹?99.7 ℃，雖然渦端密封環(huán)的最高回?zé)釡囟鹊陀诿芊猸h(huán)材料溫度限值400 ℃，但已高于潤滑油溫度限值280 ℃，且回?zé)釡囟雀哂?40 ℃的最長時間為570 s，高溫時間較長，潤滑油容易在密封環(huán)位置產(chǎn)生結(jié)焦，導(dǎo)致渦端密封環(huán)異常磨損。渦端浮動軸承位置最高回?zé)釡囟葹?71.2 ℃，接近潤滑油溫度限值280 ℃，且回?zé)釡囟雀哂?40 ℃的最長時間為530 s，高溫時間較長，加速潤滑油老化。優(yōu)化后渦端密封環(huán)和渦端浮動軸承位置的最高回?zé)釡囟确謩e降低到266.8、251.5 ℃，比原方案降低了32.9、19.7 ℃；優(yōu)化方案渦端密封環(huán)位置、渦端浮動軸承位置回?zé)釡囟雀哂?40 ℃的最長時間分別為210、320 s；潤滑油進油壁面位置最回?zé)釡囟扔?30.3℃降低到215.6 ℃，溫度降低了14.7 ℃。

原方案及優(yōu)化方案的5個位置最高回?zé)釡囟鹊臉O限偏差分別為63.5%和55.6%，優(yōu)化方案極限偏差減小7.9%，不同位置溫度均勻性改善。與原方案相比，優(yōu)化后的最高回?zé)釡囟葮O限偏差改善不如穩(wěn)定運行溫度明顯，這是由于穩(wěn)定運行時，渦端噴油孔通過噴射潤滑油降低渦端溫度，而熱停機后，由于潤滑油停止循環(huán)，雖然仍有部分潤滑油通過中間殼噴油孔流出，但渦端噴油孔的改善作用減弱。

3 結(jié)論

為改善非水冷中間殼渦輪增壓器渦輪機端溫度場分布，設(shè)計增加渦輪機端噴油孔和減少渦輪殼與隔熱罩接觸寬度的優(yōu)化方案，并進行了成本、潤滑油流量、回?zé)釡囟葴y試分析。

1)增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min運行時，與原方案相比，潤滑油進油溫度為60、70、80、90 ℃時，優(yōu)化方案的潤滑油流量分別增加了138.5%、131.4%、122.4%、118.6%。

2)增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min穩(wěn)定運行時，與原方案相比，優(yōu)化方案的渦端密封環(huán)位置溫度降低了169.3～174.1 ℃，渦端浮動軸承位置溫度降低了55.2～60.3 ℃。

3)增壓器在轉(zhuǎn)速為80 000 r/min熱停機后，與原方案相比，優(yōu)化方案的渦端密封環(huán)位置最高回?zé)釡囟冉档土?2.9 ℃，回?zé)釡囟雀哂?40 ℃的時間由570 s降低到210 s；渦端浮動軸承位置的最高回?zé)釡囟冉档土?9.7 ℃，回?zé)釡囟雀哂?40 ℃的時間由530 s降低到320 s。

4)增壓器轉(zhuǎn)速為80 000 r/min穩(wěn)定運行時，與原方案相比，優(yōu)化方案的5個位置穩(wěn)定運行溫度極限偏差降低了45.2%；80 000 r/min熱停機后，與原方案相比，優(yōu)化方案的5個位置最高回?zé)釡囟葮O限偏差降低了7.9%。

5)中間殼加工渦端噴油孔工序，成本增加約0.1元/件，加工工藝成熟，具備工藝及成本實施可行性。