1、渦輪增壓器浮環(huán)軸承性能的熱效應摘 要物理模型和快速計算方案的目的是提高性能的渦輪增壓器（TC）轉子動力學設計。大多數(shù)商用汽車的渦輪增壓器含有浮環(huán)軸承（FRBs）是由于其低成本和減少功率損耗。然而，即使達到了極限周期，使他們的連續(xù)運行，但持續(xù)的次同步動作影響這類轉子/軸承系統(tǒng)。浮環(huán)軸承包括兩個串聯(lián)的流體油膜并易于在操作的擴展速度范圍內出現(xiàn)一個或兩個次同步不穩(wěn)定。在這描述了一個預測浮環(huán)軸承強迫響應的流體模型。該模型包含一個集總參數(shù)的熱能平衡來估算潤滑油粘度和轉子、軸承和浮動環(huán)的熱增長。浮環(huán)軸承模型，完全集成到一個非線性轉子動力學計算程序，在給定的轉子速度下預測浮環(huán)的速度、軸承和環(huán)偏心率、功率損耗及

2、內和外油膜的轉子動力學力系數(shù)作為負載的函數(shù)施加在浮環(huán)軸承上。實際負載條件下，靜態(tài)和動態(tài)的，在工作間隙和有效的潤滑油粘度的改變是對準確估計渦輪增壓器動態(tài)強迫響應最重要。出口潤滑油溫度、功率損耗和浮環(huán)速度的預測值與在汽車渦輪增壓器試驗臺測量獲得的值很好的吻合。被測試TC的轉子動力學穩(wěn)定性的特點也重要。關鍵詞：浮環(huán)軸承；穩(wěn)定性；轉子動力學；渦輪增壓器第1章 介 紹渦輪增壓器通常用于增加內燃機的輸出功率和效率。傳統(tǒng)的渦輪增壓器轉子通常由浮環(huán)軸承（FRBs）支撐并且在其大部分工作速度范圍經常出現(xiàn)次同步旋轉（轉子動力學不穩(wěn)定）盡管如此，浮環(huán)軸承達到穩(wěn)定極限周期，從而成為一個非常有競爭市場的成本效益的解決方

3、案。浮環(huán)軸承還提供比滑動軸承或半浮環(huán)軸承低功耗和比較冷的工作條件。然而，已知的轉子動力學不穩(wěn)定性帶來嚴重的渦輪增壓器（TC）振動和壓力脈動，造成車輛噪聲，可靠性差，性能缺乏 1 。制造商必須依賴于昂貴的店鋪和測試實踐證明TC性能，由于預測工具往往是基于過于嚴格薄膜模型，因此不能在一定工作條件范圍內精確的呈現(xiàn)浮環(huán)軸承的動力性能或足夠快的計算轉子-軸承系統(tǒng)極限環(huán)的幅度和頻率。目前，可靠的預測和次同步旋轉的振幅控制都是接受渦輪增壓器性能所需要有條件，而不是嚴格滿足旋轉開始的工作邊界條件。因此，傳統(tǒng)的（線性）轉子軸承穩(wěn)定性的方法不再令人滿意。圖1所示的是一個典型的包括串聯(lián)的內外油膜的浮環(huán)軸承

4、。一個供應室提供發(fā)動機潤滑油到外油膜，通過浮環(huán)上的孔提供的通道進入內油膜。浮環(huán)上的深孔將每個油膜分成相等的兩個油膜，并確保在軸承間隙周圍有均勻的進給壓力。浮環(huán)轉速為轉子速度的分數(shù)，從而減少剪切阻力損失，但增加維持足夠的流體通過內油膜的阻力。由于不平衡力、動載荷、由電機工作和路面振動傳遞的力導致軸和浮環(huán)振動。浮環(huán)的旋轉速度在很大程度上決定了浮環(huán)軸承的穩(wěn)態(tài)（功率損耗）和動態(tài)響應（穩(wěn)定性）。一個基于短軸模型和接近中心操作的過于簡化分析來預測環(huán)速比等式為2。等溫流體分析假設恒定的潤滑油粘度2-7，因此預測一個固定的環(huán)速比。然而，理論結果已經被證明是失敗的，因為大量的實驗和實踐表明浮環(huán)軸承的環(huán)速比隨軸轉

5、速增加而迅速減少。早在1995年K已經注意到實驗數(shù)據(jù)和預測之間的顯著的差異。之后T進一步實驗表明環(huán)速比降低，并指出，在一定的轉速范圍內和高的進給壓力下，浮環(huán)軸承工作在一個穩(wěn)定的模式（不出現(xiàn)渦動），從而顯示出線性動力學預測模型應用的局限。T和L也通過實驗發(fā)現(xiàn)環(huán)速比隨軸轉速增加而戲劇性的下降，一個簡單的模型也可以很好的預測測量結果。從本質上，溫度上升是由于機械能轉換成熱并由潤滑油帶走導致的，也通過浮環(huán)和軸傳導，不僅降低了潤滑油的粘度，而且，最重要的是，由于部件的熱增長導致油膜間隙顯著的變化。K提出用于浮環(huán)軸承重的靜載荷的全熱模型。他們的實驗被用于這里動載條件下輕載的浮環(huán)軸承工作。圖2所示一個典型的

6、用于測試的支撐在浮環(huán)軸承是轉子的頻率響應，在大多數(shù)的轉子速度出現(xiàn)兩個明顯的次同步不穩(wěn)定13。在一個確定的閾值內，當轉子轉速增加（減少）時，該亞臨界分岔類型的不穩(wěn)定性出現(xiàn)突然上升（下降）。輕載浮環(huán)軸承通常顯示兩個不穩(wěn)定性，一個在非常低的頻率大約在浮環(huán)轉速50處，第二個在一個較大的頻率，大約在浮環(huán)轉速的50加上軸的轉速。瀑布圖描繪了測試結果（圖2）表明在最高軸轉速時這兩個次同步運動持續(xù)并變得劇烈。T和N注意到線性轉子FRB動態(tài)分析（參見，例如，參考文獻46）計算不穩(wěn)定速度的閾值，但沒有提供洞察極限周期的振幅和更糟糕的是不提供重新穩(wěn)定的方法的任何解釋。 13。T14,15已經介紹，有限的成功，繁瑣的

7、流體流模型復制轉子浮環(huán)軸承動態(tài)響應的測量，即次同步渦動的速度區(qū)域和轉子再次建立穩(wěn)定的速度區(qū)域。最近，H 16報道在最高轉速為115kr/min時綜合測量殼體加速度在一個小安裝在浮環(huán)軸承上的小渦輪。瀑布加速譜顯示典型的渦動頻率比與內外油膜不穩(wěn)定的相關性。較高的潤滑油供給壓力延遲了最嚴重次同步不穩(wěn)定開始速度條件，但更大的次同步速度位移隨之而來。供油溫度不不影響不穩(wěn)定的閾值速度或渦動消失的轉子速度。在工作條件超過90kr/min時無轉子不穩(wěn)定持續(xù)。一個線性轉子動力學模型很好的預測各種進油壓力和溫度下不穩(wěn)定的開始速度。 H 17引入完全的非線性瞬時轉子響應模型計算軸極限周期的幅度和次同步旋轉頻率。在實

8、驗中還觀察到，非線性響應模型表明在大的轉速下轉子不平衡抑制次同步不穩(wěn)定。K18呈現(xiàn)綜合測量渦輪增壓器轉子的位移、動態(tài)穩(wěn)定的和不穩(wěn)定，并包括由于壓縮機蝸殼相對角傾斜產生的氣動側壓的影響的討論。本論文介紹了在TAMU浮環(huán)軸承流體流動模型完全融入了非線性轉子動力學程序和在參考文獻17和18全面描述。層流模型采用了集總參數(shù)熱平衡來估計（剪切依賴）潤滑油粘度和轉子、軸承和浮環(huán)的熱膨脹。分析預測了浮環(huán)的速度，軸承和環(huán)偏心率，功率損耗及內和外油膜的轉子動力學力系數(shù)作為負載的函數(shù)在給定的轉子速度施加在浮環(huán)軸承上。分析還計算了浮環(huán)軸承的阻抗，即反作用力，作為（瞬間）轉子和浮環(huán)位置和速度的函數(shù)。一個適當?shù)谋碚髁黧w

9、粘度包括剪切變稀和溫度的依賴性和在工作間隙的變化由于元件溫升是確定浮環(huán)運行轉速和軸承的整體動態(tài)受力性能的可靠性是至關重要。第2章 分 析圖3描繪了浮環(huán)軸承坐標系統(tǒng)和軸和環(huán)的中心相對于軸承中心的位置。內油膜厚度hi和外油膜厚度ho是內外油膜徑向間隙Ci,o和軸和浮環(huán)中心矢量位移ej和er的函數(shù)。在圖3，j和r表示軸和浮環(huán)的旋轉速度，ej表示軸相對于浮環(huán)中心的位置。注意到e=ej+er。工作徑向間隙Ci,o由固體（軸、浮環(huán)和軸承）的溫升導致每個膜的溫升決定。軸和浮環(huán)由于作用在浮環(huán)軸承的外部載荷而進行動態(tài)運動。軸和浮環(huán)的橫向運動方程為：其中F是內外油膜力作用在軸和浮環(huán)上，W分別是靜態(tài)和動態(tài)負載作用在

10、軸和浮環(huán)上。作用在浮環(huán)軸承上的靜態(tài)載荷是由于浮環(huán)的重量和每個軸承支撐轉子重量的一部分。外部壓力進入的外油膜也產生一個附近靜載荷。由于轉子不平衡（載荷、靜態(tài)和動態(tài)。包括在轉子動態(tài)模型中由相鄰轉子和圓單元傳遞的彎曲力）典型的動態(tài)載荷是同時存在的。剪切驅動力，從每層油膜，內外油膜，作用在浮環(huán)上決定了浮環(huán)的旋轉速度。其中Ir是浮環(huán)的轉動慣量。浮環(huán)軸承的反作用力ej和阻力矩是軸、浮環(huán)轉速、工作間隙、油膜黏度、瞬時軸和浮環(huán)的位置和速度的函數(shù)。例如：有限元方法被用于離散化流域和獲取G形式的雷諾方程式（8）21。由此產生的壓力場代數(shù)方程來求解用于內和外油膜粘度和間隙的恒定值和一個浮環(huán)旋轉速度的假象值。流體膜力

11、和拖曳力矩由方程（6）和（7）計算出，運動方程的迭代求解決定了軸和浮環(huán)的偏心率和浮環(huán)轉速。集總參數(shù)熱模型決定了每層油膜的有效的溫升。由此產生的溫度設定內外薄膜流體粘度和工作間隙（該模型簡單的理由是需要提供一個快速、準確計算程序準備積分完整的渦輪增壓器轉子系統(tǒng)響應程序）。下面的表達式定義每層油膜的機械功率耗散（剪切驅動和壓力擠壓）。機械功率通過流經內外油膜的潤滑油帶走（對流）也通過軸、浮環(huán)和 軸承表面?zhèn)鲗А＜倕?shù)熱模型由準穩(wěn)態(tài)方程表示（該熱系統(tǒng)時間常數(shù)比瞬態(tài)轉子動力學的典型時間顯著的大，因此油膜和邊界固體的不穩(wěn)定的熱流量條件都可以忽略）。第3章 浮環(huán)軸承的性能預測 下面的圖顯示對應于潤滑油的進

12、給條件等于37.8 8C和138kpa的預測。模型的結果用來進行說明，覆蓋渦輪增壓器的實際運行速度范圍。試驗數(shù)據(jù)的比較在一系列的操作條件后顯示出來。圖5顯示了預測當轉子速度增加時浮環(huán)速度比迅速減小。當渦輪機軸承的荷載較大時會有一個較低的速度。通過先前Tatara 9 and Trippett and Li 10,11的調查驗證，目前的速度比表明考慮機械能量耗散對加熱潤滑油和降低其粘度是重要的。最重要的是，油膜和軸承部件的溫度上升引起的熱膨脹減少了內外油膜的工作間隙。圖6和7給出內外層薄膜最高溫度和功耗，圖8描繪了由于熱影響導致間隙的變化。通過研究浮環(huán)軸承，內油膜間隙小（Ci/Co=0

13、.36），對通過的流體有一個大的阻力，因此，內油膜溫度和功耗是非常高的。當內間隙并沒有從標稱值改變太大時，外間隙在達到最高轉速120kr/min之前約以10下降。這一結果是在特殊實驗室條件試驗的，在實際的渦輪增壓器不一定能找到具有高的工作溫度的轉子。作用在浮環(huán)件內表面和外內外表面上的阻力矩的平衡決定了該環(huán)旋轉速度。該速度主要取決于潤滑油有效粘度比（Ui/Uo）和工作間隙比（Co/Ci）（見方程（1）。因此，當軸速度的增加，內油膜粘度降低（較高溫度）和外薄膜間隙由于熱膨脹而導致減小。因此，環(huán)速率比降低。圖9描述（無量綱）環(huán)和軸，（|eR|，|e|）/（Ci+Co）靜偏心隨轉子轉速增加迅速下降。渦

14、輪端環(huán)由于重載其偏心比壓縮機端環(huán)稍高。由于渦輪和壓縮機端軸承，環(huán)和軸頸的偏心幾乎是相同的，從而表現(xiàn)出軸和環(huán)幾乎是同心。相對偏心ej是很小，因此即使在低的轉子速度渦輪增壓器單元也將出現(xiàn)轉子動力不穩(wěn)定性（次同步旋轉）（見后面圖14）。第4章 與試驗結果對比圖10和11描繪了在各種潤滑劑供給溫度和壓力測量浮動環(huán)速比，以及相應的預測。用冷空氣（環(huán)境）驅動渦輪增壓器允許最大轉速65kr/min。在一般情況下，當轉子速度增加時所測量的環(huán)速比比所預測的環(huán)速比顯示更急劇下降。然而，預測給出了測量值的一個合理的近似。改進預測和測量之間的相關性是可能的。較小的載荷施加到浮環(huán)軸承上導致浮環(huán)的轉速在00.4之間的低速

15、。例如，較小的載荷允許除去供給壓力作用在軸承上的影響。但是，注意到，壓縮機和渦輪機還強加側氣動載荷，當軸速度上升時幅度迅速增加，因此作用在軸承實際的靜載荷是未知的。渦輪入口和壓縮機的排氣管（銜鐵）的方向是非常重要的。目前的研究是解決影響浮環(huán)轉速這一問題。測試數(shù)據(jù)和預測表明，入口壓力和入口潤滑油溫度對渦輪增壓器浮環(huán)轉速的影響不大。圖12顯示了測試的出口潤滑油溫升，T，相對轉子轉速，在32和37.7C進口潤滑油的溫度和138kPa進口壓力。預測計算近似的入口溫度和測量的吻合得很好。圖13顯示由潤滑油流動傳遞的總功率（兩軸承）。測試值來自通過兩個軸承和總體溫升測量的油流量。通過流量模型預測功率消耗也

16、被示出，在32和37.8C入口溫度。測量值與預測值在測試速度范圍內相當一致，但試驗數(shù)據(jù)的趨勢表明，在更高的轉子速度，預測將低估功耗。圖14顯示在壓縮機端轉子的速度從10至65krmin時軸位移測量的瀑布圖。測試數(shù)據(jù)揭示了兩個顯著的次同步運動。運動的最低頻率是在浮環(huán)速度的50的處，開始于轉子轉速為30kr/ min和持續(xù)到其余測試速度范圍。在較低的轉子速度下，高頻率（次同步）運動發(fā)生在浮環(huán)轉速加上轉子轉速的一半，從而指出內油膜早期不穩(wěn)定。高于45krmin時，高頻次同步運動鎖在轉子軸承系統(tǒng)的固有頻率處（由線性轉子動力學分析預測，見文獻 18 ）。圖15顯示預測轉子浮環(huán)軸承運行運動瀑布圖，在渦輪增

17、壓器全部運行速度范圍內（0120krmin）。該預測是從轉子-浮環(huán)軸承系統(tǒng)的多個非線性時間瞬態(tài)響應獲得的。在每個轉子的轉速，許多主軸轉速運動過程的系統(tǒng)方程進行數(shù)值積分直到達到一個穩(wěn)定的極限周期。浮環(huán)軸承的反應力是在每個時間步長從瞬時轉子和浮環(huán)的位移和速度求值。轉子浮環(huán)軸承時間響應的快速傅立葉變換（FFTs）是在后處理而得到，得到瀑布曲線。Holt。 17 和 18 詳細描述了非線性轉子動力學分析。軸運動預測與實驗結果的直接比較是不合理的，因為在測試的轉子的實際的不平衡分布是未知的。例如，預測顯示很小的同步振動。然而，注意到非線性預測表明兩個主要次同步渦動運動的開始和持續(xù)性，由實驗結果證實了。預

18、測（不穩(wěn)定）的渦動頻率與實驗值的相關性很好。Kerth 18 提出了動態(tài)軸運動的測量和預測的詳細的比較，詳細分析了同步和次同步頻率的振幅。Kerth也確定了不同入口條件壓力和溫度對渦輪增壓器非線性轉子動力學響應的影響。第5章 結 論本文提出了熱流動分析與非線性轉子動力分析耦合來預測對浮環(huán)軸承支撐汽車渦輪增壓器的穩(wěn)態(tài)和瞬態(tài)響應。該模型包括由于軸承功耗導致潤滑油升溫和軸承間隙的變化的影響。浮環(huán)軸承的分析提供了浮環(huán)轉速和承載力系數(shù)來用于線性轉子動力學模型預測系統(tǒng)的穩(wěn)定性。非線性轉子動力模型預測頻率接近浮環(huán)轉速的一半或浮環(huán)轉速加上轉子的轉速的一半的不穩(wěn)定的轉子模型。浮環(huán)的轉速、功率損耗和軸運動的預測與在汽車渦輪增壓器試驗裝置測量相比。非線性瞬態(tài)結果以合