介绍
近年来，高速涡轮增压器（TC）受到了极大的关注，它们已经被广泛用于商用车。典型的汽车TC的重量约为1公斤。
它的长度为200毫米，直径为5-15毫米，运行速度超过100000转/分钟，在高速和轻型转子类别中不合格。
具有较小不平衡量的小型TC转子在高速旋转时会产生较大振动。第一台排气TC是在上世纪初发明的。
研究TC转子-轴承系统的转子动力学有很多努力，浮动环轴承（FRB）配置是最简单的轴承设计，也是在小型TC中应用最广泛的轴承。
在这种FRB设计中，两个流体膜在浮环中串联，与单膜滑动轴颈轴承相比，能够提供更高的阻尼和更少的摩擦损失。
对于高速TC，内外膜总是导致不稳定性。开发了一种旋转吸附系统的稳定性分析和识别方法。
令人惊讶的是，由于内部和外部油膜的高度非线性特性，观察到不稳定性的损失可以通过在亚同步频率下引发稳定极限循环的开始，这总是可以确保TC的安全运行。
许多研究人员致力于研究不平衡水平对固定不平衡位置TC动力学的影响。
适当的不平衡可以抑制次同步振动，改善TC的响应行为，这是由特殊的结构、高速运行条件和非线性FRB决定的。
对于带FRB的小型轻量化TC转子，在高速下进行非线性分析的情况也很少见。不平衡量对转子动力学特性的影响没有得到充分的体现。
有趣的是，在高温和变速模式的极端运行条件下，涡轮叶轮可能存在一些不确定的积焦。
高速TC在运行一定时间后，会在涡轮机和压缩机叶轮中形成诱导不平衡，而且不平衡会随着运行时间的推移而增加，这直接影响高速TC的高效运行，甚至会导致严重的非线性振动事故。
有必要研究感应不平衡量对动态特性的影响，并通过控制FRB高速TC的不平衡量将振动降低到可接受的水平。
TC转子和轴承型号说明
TC转子通常由单轴上的径向流出压缩机叶轮和径向流入涡轮机叶轮组成。轴承安装在内侧，压缩机和涡轮机悬置，如图1所示。
图1 FRB支撑的汽车TC转子
FRB由两个串联的流体动力薄膜轴承和作为附加自由度（DOF）的环组成。
内膜有两个旋转表面，即轴颈和环，转速分别为Ωj和Ωr，外膜只有一个旋转面，即环，转速为Ωr。这种布置只能用于高速和轻重量的应用，例如在汽车工业中。
FRB模型
与传统的滑动轴颈轴承不同，浮环的旋转速度是内外动压油膜速度之和，这是分析TC转子动态特性的关键参数。
在实际工作条件下，浮环的转速很难监测。为了简单起见，FRB模型中不包括轴承供油孔，也不考虑供油条件。
对于所提出的模型，假设了等温流体流动条件。内油膜和外油膜的雷诺方程可以写成如下：
其中下标i和o分别标识内部油膜和外部油膜的参数。下标j和r用于区分轴颈环和浮动环之间的参数。p为油膜压力，μ为润滑油膜粘度。Rj和Ro分别对应于轴颈和外浮动环的半径。
θ是内部和外部油膜的角度坐标。Zi和Zo分别表示内膜和外膜的轴向坐标。hi和ho分别表示内部和外部的油膜厚度。Ωj和Ωr分别为轴颈和浮环的角速度。
平衡位置通过迭代程序确定，内膜和外膜的线性轴承系数可以从方程中获得。实际上，FRB通常用于非常高速的应用，浮环设计成具有高环速度，以确保适当的流体动力润滑。
在非常高的速度下，偏心率非常小，轴颈、环和轴承几乎同心。当偏心率为零时，轴颈扭矩Tj和环扭矩Tr的平衡变为
一旦知道了环速度Ωr，就可以分别求解内外膜的两个雷诺方程，并且可以像传统的线性分析普通圆柱轴承一样确定轴承系数。
使用具有同心轴颈、环和轴承的扭矩平衡，可以方便地估计环的最大可能速度Ωr
式中，µ为油的动态粘度，L为轴承的轴向长度，C为轴承径向间隙。
下标i和o表示内部和外部薄膜特性。由于内膜具有更高的表面速度和更小的间隙，因此润滑剂的工作温度高于外膜。
µo/µi的典型比值在1.2到2.0之间。间隙比Co/Ci为约1.5至4.0。对于FRB，间隙比可能是最重要的参数，最佳值取决于运行条件和Ro/Ri和Lo/Li的比值。
较小的间隙比将降低环速度，这从润滑的角度来看是不可取的，尽管它可以提高转子的稳定性。
大的间隙比增加了环速度，然而，从转子振动和稳定性的角度来看，这是不可取的。然而，内外膜的非线性流体膜力取决于轴颈和环的运动。
TC转子感应不平衡
考虑到高速TC转子，由于转子轴在连续系统中建模所给出的偏微分方程很难求解，因此采用有限元方法将连续体离散化为离散化系统。
所研究的TC转子FRB系统的运动控制方程推导如下：
K是包括对角刚度和交叉耦合刚度的系统刚度系数矩阵。
x是响应矢量，包括水平方向x和垂直方向Y上每个站的两个平移位移和两个旋转位移。F（t）由不平衡力Fub（Ω，t）、Y方向上的静态重力Fs和非线性支撑力Fi（x，x*t）组成
考虑到实际结构和不平衡在汽油机TC上的位置概率，Fub（Ω，t）通常可以分解为Fc ub和Ft ub，它们存在于压缩机和涡轮叶轮的末端，如等式所示（7）和（8）
mc和mt分别表示压缩机叶轮和涡轮机叶轮的质量。e为不平衡位移。φ是转子绕Z轴的旋转角度，因此，*φ和¨φ分别表示角速度和加速度。
旋转组件的残余质量不平衡通常通过使用多平面平衡机来确定。
随着动平衡技术的发展，平衡精度很高，在设计过程中迫切需要知道如何控制不平衡量，以实现小振动和稳定运行。
基于FRB的TC转子动力学建模
FRB的动态模型
RB是最简单的轴承，也是小型TC转子中应用最广泛的轴承。它基本上是一个插入的浮动环，在旋转轴颈和固定轴承壳体之间的间隙空间中。
尽管FRB的行为是高度非线性的，但为了进行TC转子的特征值分析，需要确定线性化的轴承系数。
FRB可以关于静态平衡位置线性化，雷诺方程可以针对线性刚度和阻尼系数进行数值求解。FRB通常被认为是两个串联的轴承，每个轴承求解两个方程。
FRB的参数和润滑参数如表1所示。并建立了FRB的动态模型，如图2（a）所示
图2 FRB动态模型及其油压剖面
RB的两个环被建模为刚体，内部和外部油膜粘度被假设为具有典型的15W-40供应润滑剂的恒定值，并且根据等式，环速比被取为0.24。
涡轮端轴承在160000 r/min转速下的油膜压力分布结果如图2（b）所示。
轴承的内表面和外表面形成了非常不同的压力分布。涡轮端轴承在160000 r/min下的刚度和阻尼系数如表2和表3所示，
注意，用于时间瞬态数值分析的FRB是非线性的，转子系统也是高度非线性的。
因此，通过将转子控制方程（5）与轴承雷诺方程（1）和（2）耦合，这是一个非常简单的非线性瞬态分析程序。
带FRB的TC转子有限元建模
TC是一个典型的双悬臂转子，带有一个钢制涡轮机和一个附属的铝制压缩机叶轮。
也就是说，涡轮机和压缩机叶轮位于两个轴承的外侧。TC中包括转子轴、FRB、轴封、止推环、轴螺母和其他零件。
在转子动力学计算中应考虑所有转子部件，以研究转子振动响应，如稳定性分析和瀑布图中的频率分量，压缩机和涡轮叶轮通常被视为刚性圆盘来建模。
由于其结构复杂，利用CAE三维软件进行建模计算，可以得到旋转部件的质量、转动惯量和重心位置，然后将其添加到视为刚性圆盘的转子轴上。
轴承建模方法不同，用于分析各种应用。对于线性分析，通过如上所述选择适当的边界条件，轴承刚度和阻尼系数被线性化并导入，并且两个FRB环可以被建模为刚体。
然而，对于时间瞬态数值分析，振动响应可以直接求解TC转子的运动控制方程，并结合雷诺方程，包括轴承参数和润滑条件。
带FRB的TC转子稳定性分析
为了进一步了解TC的动力学，了解转子系统的近似法向模态和稳定性是有用的。
由于FRB的存在，TC转子具有高度非线性，因此在严格意义上很难估计稳定的速度区域。为了获得关于振动模式的近似信息，具有非线性FRB的TC转子应该在平衡位置附近线性化
在图3的转子模型中使用了新的系数（每个轴承的内部和外部液膜动态系数），以获得特征值及其特征向量，从而获得系统的稳定性特征。
图3
负对数递减表明系统不稳定。具有线性FRB的TC转子的稳定性图如图4所示。它还显示了转子系统特征值的前六个对数递减，作为转速的函数
图4
图5显示了相应阻尼固有频率ωd作为转速Ns的不稳定模式。阻尼固有频率ωd和相应的振型强烈依赖于转子速度Ns。
图5具有线性FRB的TC转子的预测不稳定性模式
当Ns为22000r/min时，ωd为13400r/min，具有小弹性轴弯曲的前向刚体圆锥模态是不稳定的
模拟和讨论
图6显示了stn 4上四个不同水平的感应不平衡量的stn 20水平位移的助跑模拟结果。
图6转子TW鼻端四个不同不平衡振幅的stn 20瀑布图
响应光谱强度图也如图7所示，其中以下颜色模式对应于响应幅度的升序：黄色、浅蓝色、深蓝色和红色。模拟结果总结如下。
（1） 当不平衡量小于0.05 g·mm时，有四个亚同步频率分量：图6（a）和图7（a）中的0.5×、0.12×、0.3×和0.37×
（2） 当不平衡量增加到0.1 g·mm时，图6（b）中的瀑布图仅存在于0.5×、0.12×和0.37×以下。1×增长，但在低速时非常小
（3） 当不平衡量不大时，带FRBs系统的TC转子在模拟开始时变得不稳定，如图6（a）和（b）所示。
（4） 图6（c）和（d）显示，与图6（a）和（b）相比，更高的不平衡量值，如0.2 g·mm和0.4 g·mm，可以在运行初期抑制低于0.5×。
压缩机叶轮上的感应不平衡
图7和图8显示了当感应不平衡量的可变值施加在压缩机叶轮上时的运行结果。
图7转子TW鼻端四种不同不平衡振幅下stn 20的响应谱强度图
图8转子CW机头四个不同不平衡振幅的stn 20瀑布图
（1） 与涡轮机叶轮上的不平衡量相比，即使在不平衡量很小（0.05g·mm）的情况下，转子的运动以低于0.12×。
（2） 当不平衡量增加到0.1 g·mm时，图8（b）中的瀑布图仅存在0.5×和0.12×以下。
（3）当不平衡量不大时，带FRBs系统的TC转子在起动模拟开始时变得不稳定，如图8（a）和（b）所示。
（4） 图8（c）和（d）显示，压缩机叶轮上更高的不平衡量，例如0.2 g·mm和0.4 g·mm，显然可以在运行开始时抑制低于0.5×，并主要成为由大的不平衡励磁引起的1×。
结论
对于四种不同的不平衡量，瀑布和响应谱强度图明显不同。随着不平衡度的变化，次同步频率的起始速度不相同，总振幅也不同。
此外，对于较小的感应不平衡量，低于0.12×是主频率。次同步频率引起的大幅度低频涡动可能导致高速TC转子的不稳定。
带FRB的高速TC转子在运行过程中应控制感应不平衡量。
对于不平衡量较小的TC转子，亚同步频率会使转子不稳定，并引起较大的振动。油膜异步振动是造成振动过大的主要原因。在TC的高速范围内，可以抑制机油涡流/抖动。
同时，可以通过适当的不平衡量来抑制亚同步频率的振动。
全部评论 （0）