涡轮增压器轴承性能的热效应讲解Word文件下载.docx

涡轮增压器轴承性能的热效应讲解Word文件下载.docx

《涡轮增压器轴承性能的热效应讲解Word文件下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《涡轮增压器轴承性能的热效应讲解Word文件下载.docx（10页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

关键词：

浮环轴承；

稳定性；

转子动力学；

涡轮增压器

第1章介绍

涡轮增压器通常用于增加内燃机的输出功率和效率。

传统的涡轮增压器转子通常由浮环轴承（FRBs）支撑并且在其大部分工作速度范围经常出现次同步旋转（转子动力学不稳定）尽管如此，浮环轴承达到稳定极限周期，从而成为一个非常有竞争市场的成本效益的解决方案。

浮环轴承还提供比滑动轴承或半浮环轴承低功耗和比较冷的工作条件。

然而，已知的转子动力学不稳定性带来严重的涡轮增压器（TC）振动和压力脉动，造成车辆噪声，可靠性差，性能缺乏[1 

]。

制造商必须依赖于昂贵的店铺和测试实践证明TC性能，由于预测工具往往是基于过于严格薄膜模型，因此不能在一定工作条件范围内精确的呈现浮环轴承的动力性能或足够快的计算转子-轴承系统极限环的幅度和频率。

目前，可靠的预测和次同步旋转的振幅控制都是接受涡轮增压器性能所需要有条件，而不是严格满足旋转开始的工作边界条件。

因此，传统的（线性）转子–轴承稳定性的方法不再令人满意。

图1所示的是一个典型的包括串联的内外油膜的浮环轴承。

一个供应室提供发动机润滑油到外油膜，通过浮环上的孔提供的通道进入内油膜。

浮环上的深孔将每个油膜分成相等的两个油膜，并确保在轴承间隙周围有均匀的进给压力。

浮环转速为转子速度的分数，从而减少剪切阻力损失，但增加维持足够的流体通过内油膜的阻力。

由于不平衡力、动载荷、由电机工作和路面振动传递的力导致轴和浮环振动。

浮环的旋转速度在很大程度上决定了浮环轴承的稳态（功率损耗）和动态响应（稳定性）。

一个基于短轴模型和接近中心操作的过于简化分析来预测环速比等式为[2]。

等温流体分析假设恒定的润滑油粘度[2-7]，因此预测一个固定的环速比。

然而，理论结果已经被证明是失败的，因为大量的实验和实践表明浮环轴承的环速比随轴转速增加而迅速减少。

早在1995年K已经注意到实验数据和预测之间的显著的差异。

之后T进一步实验表明环速比降低，并指出，在一定的转速范围内和高的进给压力下，浮环轴承工作在一个稳定的模式（不出现涡动），从而显示出线性动力学预测模型应用的局限。

T和L也通过实验发现环速比随轴转速增加而戏剧性的下降，一个简单的模型也可以很好的预测测量结果。

从本质上，温度上升是由于机械能转换成热并由润滑油带走导致的，也通过浮环和轴传导，不仅降低了润滑油的粘度，而且，最重要的是，由于部件的热增长导致油膜间隙显著的变化。

K提出用于浮环轴承重的静载荷的全热模型。

他们的实验被用于这里动载条件下轻载的浮环轴承工作。

图2所示一个典型的用于测试的支撑在浮环轴承是转子的频率响应，在大多数的转子速度出现两个明显的次同步不稳定[13]。

在一个确定的阈值内，当转子转速增加（减少）时，该亚临界分岔类型的不稳定性出现突然上升（下降）。

轻载浮环轴承通常显示两个不稳定性，一个在非常低的频率大约在浮环转速50％处，第二个在一个较大的频率，大约在浮环转速的50％加上轴的转速。

瀑布图描绘了测试结果（图2）表明在最高轴转速时这两个次同步运动持续并变得剧烈。

T和N注意到线性转子FRB动态分析（参见，例如，参考文献[4]〜[6]）计算不稳定速度的阈值，但没有提供洞察极限周期的振幅和更糟糕的是不提供重新稳定的方法的任何解释。

[13]。

T[14,15]已经介绍，有限的成功，繁琐的流体流模型复制转子浮环轴承动态响应的测量，即次同步涡动的速度区域和转子再次建立稳定的速度区域。

最近，H[16]报道在最高转速为115kr/min时综合测量壳体加速度在一个小安装在浮环轴承上的小涡轮。

瀑布加速谱显示典型的涡动频率比与内外油膜不稳定的相关性。

较高的润滑油供给压力延迟了最严重次同步不稳定开始速度条件，但更大的次同步速度位移随之而来。

供油温度不不影响不稳定的阈值速度或涡动消失的转子速度。

在工作条件超过90kr/min时无转子不稳定持续。

一个线性转子动力学模型很好的预测各种进油压力和温度下不稳定的开始速度。

H[17]引入完全的非线性瞬时转子响应模型计算轴极限周期的幅度和次同步旋转频率。

在实验中还观察到，非线性响应模型表明在大的转速下转子不平衡抑制次同步不稳定。

K[18]呈现综合测量涡轮增压器转子的位移、动态稳定的和不稳定，并包括由于压缩机蜗壳相对角倾斜产生的气动侧压的影响的讨论。

本论文介绍了在TAMU浮环轴承流体流动模型完全融入了非线性转子动力学程序和在参考文献[17]和[18]全面描述。

层流模型采用了集总参数热平衡来估计（剪切依赖）润滑油粘度和转子、轴承和浮环的热膨胀。

分析预测了浮环的速度，轴承和环偏心率，功率损耗及内和外油膜的转子动力学力系数作为负载的函数在给定的转子速度施加在浮环轴承上。

分析还计算了浮环轴承的阻抗，即反作用力，作为（瞬间）转子和浮环位置和速度的函数。

一个适当的表征流体粘度包括剪切变稀和温度的依赖性和在工作间隙的变化由于元件温升是确定浮环运行转速和轴承的整体动态受力性能的可靠性是至关重要。

第2章分析

图3描绘了浮环轴承坐标系统和轴和环的中心相对于轴承中心的位置。

内油膜厚度hi和外油膜厚度ho是内外油膜径向间隙Ci,o和轴和浮环中心矢量位移ej和er的函数。

在图3，j和r表示轴和浮环的旋转速度，ej表示轴相对于浮环中心的位置。

注意到e=ej+er。

工作径向间隙Ci,o由固体（轴、浮环和轴承）的温升导致每个膜的温升决定。

轴和浮环由于作用在浮环轴承的外部载荷而进行动态运动。

轴和浮环的横向运动方程为：

其中F是内外油膜力作用在轴和浮环上，W分别是静态和动态负载作用在轴和浮环上。

作用在浮环轴承上的静态载荷是由于浮环的重量和每个轴承支撑转子重量的一部分。

外部压力进入的外油膜也产生一个附近静载荷。

由于转子不平衡（载荷、静态和动态。

包括在转子动态模型中由相邻转子和圆单元传递的弯曲力）典型的动态载荷是同时存在的。

剪切驱动力，从每层油膜，内外油膜，作用在浮环上决定了浮环的旋转速度。

其中Ir是浮环的转动惯量。

浮环轴承的反作用力ej和阻力矩是轴、浮环转速、工作间隙、油膜黏度、瞬时轴和浮环的位置和速度的函数。

例如：

有限元方法被用于离散化流域和获取G形式的雷诺方程式（8）[21]。

由此产生的压力场代数方程来求解用于内和外油膜粘度和间隙的恒定值和一个浮环旋转速度的假象值。

流体膜力和拖曳力矩由方程（6）和（7）计算出，运动方程的迭代求解决定了轴和浮环的偏心率和浮环转速。

集总参数热模型决定了每层油膜的有效的温升。

由此产生的温度设定内外薄膜流体粘度和工作间隙（该模型简单的理由是需要提供一个快速、准确计算程序准备积分完整的涡轮增压器转子系统响应程序）。

下面的表达式定义每层油膜的机械功率耗散（剪切驱动和压力挤压）。

机械功率通过流经内外油膜的润滑油带走（对流）也通过轴、浮环和轴承表面传导。

集总参数热模型由准稳态方程表示（该热系统时间常数比瞬态转子动力学的典型时间显著的大，因此油膜和边界固体的不稳定的热流量条件都可以忽略）。

第3章浮环轴承的性能预测

下面的图显示对应于润滑油的进给条件等于37.8 

8C和138kpa的预测。

模型的结果用来进行说明，覆盖涡轮增压器的实际运行速度范围。

试验数据的比较在一系列的操作条件后显示出来。

图5显示了预测当转子速度增加时浮环速度比迅速减小。

当涡轮机轴承的荷载较大时会有一个较低的速度。

通过先前Tatara[9]andTrippettandLi[10,11]的调查验证，目前的速度比表明考虑机械能量耗散对加热润滑油和降低其粘度是重要的。

最重要的是，油膜和轴承部件的温度上升引起的热膨胀减少了内外油膜的工作间隙。

图6和7给出内外层薄膜最高温度和功耗，图8描绘了由于热影响导致间隙的变化。

通过研究浮环轴承，内油膜间隙小（Ci/Co=0.36），对通过的流体有一个大的阻力，因此，内油膜温度和功耗是非常高的。

当内间隙并没有从标称值改变太大时，外间隙在达到最高转速120kr/min之前约以10％下降。

这一结果是在特殊实验室条件试验的，在实际的涡轮增压器不一定能找到具有高的工作温度的转子。

作用在浮环件内表面和外内外表面上的阻力矩的平衡决定了该环旋转速度。

该速度主要取决于润滑油有效粘度比（Ui/Uo）和工作间隙比（Co/Ci）（见方程

（1））。

因此，当轴速度的增加，内油膜粘度降低（较高温度）和外薄膜间隙由于热膨胀而导致减小。

因此，环速率比降低。

图9描述（无量纲）环和轴，（|eR|，|e|）/（Ci+Co）静偏心随转子转速增加迅速下降。

涡轮端环由于重载其偏心比压缩机端环稍高。

由于涡轮和压缩机端轴承，环和轴颈的偏心几乎是相同的，从而表现出轴和环几乎是同心。

相对偏心ej是很小，因此即使在低的转子速度涡轮增压器单元也将出现转子动力不稳定性（次同步旋转）（见后面图14）。

第4章与试验结果对比

图10和11描绘了在各种润滑剂供给温度和压力测量浮动环速比，Ω，以及相应的预测。

用冷空气（环境）驱动涡轮增压器允许最大转速65kr/min。

在一般情况下，当转子速度增加时所测量的环速比比所预测的环速比显示更急剧下降。

然而，预测给出了测量值的一个合理的近似。

改进预测和测量之间的相关性是可能的。

较小的载荷施加到浮环轴承上导致浮环的转速在0~0.4之间的低速。

例如，较小的载荷允许除去供给压力作用在轴承上的影响。

但是，注意到，压缩机和涡轮机还强加侧气动载荷，当轴速度上升时幅度迅速增加，因此作用在轴承实际的静载荷是未知的。

涡轮入口和压缩机的排气管（衔铁）的方向是非常重要的。

目前的研究是解决影响浮环转速这一问题。

测试数据和预测表明，入口压力和入口润滑油温度对涡轮增压器浮环转速的影响不大。

图12显示了测试的出口润滑油温升，ΔT，相对转子转速，在32和37.7C进口润滑油的温度和138kPa进口压力。

预测计算近似的入口温度和测量的吻合得很好。

图13显示由润滑油流动传递的总功率（两轴承）。

测试值来自通过两个轴承和总体温升测量的油流量。

通过流量模型预测功率消耗也被示出，在32和37.8C入口温度。

测量值与预测值在测试速度范围内相当一致，但试验数据的趋势表明，在更高的转子速度，预测将低估功耗。

图14显示在压缩机端转子的速度从10至65kr／min时轴位移测量的瀑布图。

测试数据揭示了两个显著的次同步运动。

运动的最低频率是在浮环速度的50％的处，开始于转子转速为30kr/min和持续到其余测试速度范围。

在较低的转子速度下，高频率（次同步）运动发生在浮环转速加上转子转速的一半，从而指出内油膜早期不稳定。

高于45kr／min时，高频次同步运动锁在转子–轴承系统的固有频率处（由线性转子动力学分析预测，见文献[18]）。

图15显示预测转子–浮环轴承运行运动瀑布图，在涡轮增压器全部运行速度范围内（0–120kr／min）。

该预测是从转子-浮环轴承系统的多个非线性时间瞬态响应获得的