龚金科，章 滔，胡辽平,，张爱明，周 峥，余明果

(1.湖南大学，汽车车身先进设计制造国家重点实验室，长沙 410082； 2.湖南天雁机械有限责任公司，衡阳 421005)

前言

涡轮增压器水冷轴承体是增压器结构中的重要机件，其各部分的温度分布不均匀而产生很大的热应力[1-2]。其冷却性能直接影响着涡轮增压器的可靠性，在很大程度上决定了涡轮增压器的寿命[3-4]。

为降低涡轮增压器全浮动轴承和密封环附近的温度，以提高涡轮增压器的可靠性，采取了许多优化措施[5-8]。但为防止热倒流现象的发生普遍采用机油和冷却水同时冷却的方式。虽然冷却水对水冷轴承体的冷却性能影响很大，却缺乏对正常工况下涡轮增压器水冷轴承体冷却性能的相应研究[9]。

本文中采用计算流体力学软件和有限元软件联合进行流固耦合仿真的方法进行数值模拟，实现了数据在不同软件之间的无缝传递，提出了一种涡轮增压器水冷轴承体温度场的计算方法。以某型号涡轮增压器为例，用该方法对两种不同冷却水流动方式进行了流固耦合数值模拟，得到了轴承体温度分布情况，并与试验进行了对比验证。

1 涡轮增压器水冷轴承体传热基本原理

涡轮增压器水冷轴承体传热的数学模型包括冷却水和机油的流动与传热模型、轴承体固体导热模型和冷却介质与轴承体复杂结合面的耦合传热模型。

1.1 冷却水和机油的流动与传热

在冷却水和机油的流动与传热计算中，将其视为稳态的湍流运动，其流动和传热过程都遵从质量守恒、动量守恒和能量守恒定律。

质量守恒方程：

div(ρU)=0

(1)

式中：ρ为流体密度；U为流体速度矢量。

动量守恒方程：

(2)

式中：p为流体压力；μ为动力黏度；Su、Sv、Sw为动量守恒方程的广义源项。

能量守恒方程：

(3)

式中：cp为流体的比热容；T为流体温度；K为流体的传热系数；ST是黏性耗散项。

反映湍流脉动量对流场影响的湍流动能方程和湍流应力方程可通过k-ε方程得到，其形式为

(4)

(5)

式中：k为湍动能；μt为湍动黏度；Gk为由于平均速度梯度引起的湍动能k的产生项；Sk为湍动能源项；σk为湍动能k对应Prandtl数；ε为湍动耗散率；Sε为湍动耗散源项；σε为湍动能耗散率ε对应Prandtl数；C1ε和C2ε为经验常数，σk=1.0,σε=1.3,C1ε=1.44,C2ε=1.92。

1.2 涡轮增压器水冷轴承体机体传热

涡轮增压器水冷轴承体机体内传热过程的能量守恒方程为

(6)

1.3 流固耦合边界的共轭传热

由于在涡轮增压器轴承体中采用水冷能很好地解决热倒流问题，目前普遍采用机油和冷却水同时冷却的冷却方式[9-10]。但对于涡轮增压器水冷轴承体冷却腔内流体与轴承体之间的换热问题，在流体和固体壁面相互影响下难以预先确定热边界条件[11-13]。

流固耦合传热是一个典型的弱耦合问题。它只在边界上存在热量交换，其边界上的温度和换热系数都应看成是计算结果的一部分，而不是已知条件，关键在于解决流体与固体壁面之间的热量传递问题[14-15]。

在涡轮增压器流固耦合传热边界上有：

qw|solid=qw|fluid

(7)

当黏性流体在贴近壁面附近流动且流速很小时，其相对运动可忽略不计[16]。在涡轮增压器水冷轴承体壁面流体层处由傅里叶热定律可知：

qw|fluid=-λgradt

(8)

式中：gradt为贴近壁面法线方向上流体温度梯度。而对流传热的牛顿冷却公式为

qw|fluid=h(tw-tf)

(9)

式中：h为对流传热表面传热系数；tw和tf分别为交界面和附近冷却液的温度。

由式(8)和式(9)可以得到对流传热表面换热系数与流体温度场的关系式为

(10)

为减少边界条件和更好体现实际工作情况，采用数值法进行研究。若只运用单一综合性有限元软件对正常工况下涡轮增压器水冷轴承体冷却性能进行数值模拟，很难在减少计算量的同时保证较高计算精度[14]。因此对轴承体固体和冷却水腔流体分别建模，采用有限元软件和计算流体力学软件分别仿真，再通过编译文件实现数据在其之间的传递，较好地体现了有限元软件和计算流体力学软件在固体、流体领域仿真的优势。

结合Fire和Abaqus软件特点，按图1所示流程实现涡轮增压器水冷轴承体冷却性能数值仿真模型的流固耦合计算。将Fire计算所得的流体边界温度T与对流传热系数h映射到有限元网格上，利用Msc patran耦合面网格和轴承体内表面的温度自由度，并在Abaqus中将其转换成热交换边界条件。再将Abaqus计算所得的固体壁面温度映射到面网格节点上作为流体计算的壁面条件，在Fire中进行计算，按此步骤重复迭代耦合直至温度收敛。

2 涡轮增压器水冷轴承体冷却性能仿真

2.1 涡轮增压器水冷轴承体冷却性能仿真模型

涡轮增压器水冷轴承体在实际工作中，同时传递热量给机油、冷却水、涡轮轴、涡轮箱和压气机等，传热情况十分复杂。在进行数值模拟时对轴承体外表面倒角和细小结构进行简化，忽略对于轴承体传热影响很小的部件。

在三维软件中按照轴承体实际尺寸建立几何模型并导入Hypermesh中，划分机油腔、冷却水腔面网格和涡轮增压器轴承体三维网格。为保证内部细小尺寸结构逼近程度，全部采用四面体划分轴承体网格。同时为更精确模拟壁面附近的流动和传热特性，将机油腔、冷却水腔表面网格导入到Fire软件中，利用其前处理模块fame对进、出口和表面网格以及边界层网格进行细化,采用四面体、六面体混合划分网格的方法划分流体网格。

建立的轴承体三维网格模型如图2所示，冷却水腔进出水口按照顺时针顺序分别标记为1、2、3、4。机油的CFD网格模型如图3所示。正常工况下为避免空腔现象的发生，冷却时往往只采用下进上出的冷却水流动方式。为分析水冷对于轴承体冷却性能的影响，对一边进同边出和一边进另一边出两种冷却方式，分甲、乙两种方案分别建立水腔模型，如表1所示。

表1 不同冷却方式的比较

2.2 边界条件

本文中研究的是正常工况下涡轮增压器水冷轴承体稳定运行时的冷却情况，其传热边界条件通过相应试验测取。当涡轮增压器轴转速为110 000r/min时，控制涡轮进气温度为950℃，进口废气流量为0.12kg/s，冷却水进口温度为75℃，机油进口温度为100℃。涡轮增压器水冷轴承体内冷却水和机油的流动认为是三维不可压缩流动，入口采用压力边界，冷却水进水压力2.5MPa，机油进口压力为0.5MPa，出口采用自由出口边界，壁面采用无滑移壁面边界条件。

2.3 计算结果分析

2.3.1 迭代耦合收敛性分析

在轴承体机油腔和冷却水腔表面各取一点C和D，并在轴承体其余位置任取两点A、B，迭代9次后，其收敛情况如图4所示。可以看出，甲方案从第7次迭代耦合开始，乙方案从第5次迭代耦合开始，温度值开始收敛稳定。

2.3.2 冷却水腔表面换热系数分布

图5给出了采用甲、乙两种方案在Fire中计算时涡轮增压器水冷轴承体冷却水腔表面的换热系数。两者换热系数最高区域皆位于水腔进出口附近，达到4 700W/(m2·K)以上。而在水腔靠近涡轮一端，乙方案换热系数在1 269.1～2 314.8W/(m2·K)之间，略低于甲方案换热系数。但由于甲方案进水口与出水口距离过近造成换热系数分布不均匀，在冷却水腔表面的中间部位存在许多低换热系数区域。

2.3.3 轴承体温度分布

图6为甲、乙两种方案水冷轴承体轴向方向竖直平面上的温度分布。大量热负荷集中在轴承体与涡轮箱接触处，导致温度高达600℃，经过冷却水和机油起的冷却后温度逐渐降低，在轴承体与压气机接触处温度最终降至110℃。

甲方案在水冷轴承体的全浮动轴承部位轴温度从靠近涡轮侧的525℃迅速下降到300℃，虽然涡轮轴上的冷却效果远优于乙方案，但却造成局部热应力过高。而正常工况时涡轮轴处在持续高速运转中，在复合载荷的作用下，甲方案更容易导致轴的变形。

图7为采用甲、乙两种方案水冷轴承体水腔进出口附近温度分布情况。图中温度最高区域位于全浮动轴承部位，这是因为虽然热量最主要是从轴承体涡轮端传向压气机端，但轴在高速运转中产生的部分热量传递至轴承体，引起局部温度过高。

受不同冷却方式影响，与乙方案相比，甲方案4个进出水口位置温度分布极为不均匀，特别是没有冷却水通过的进出水口附近温度达187.5℃以上。

图8为甲、乙两种方案水冷轴承体轴向方向水平面上的温度分布情况。结合图6～图8可以看出：从涡轮增压器水冷轴承体的涡轮端至压气机端冷却水和机油起到了很好的冷却作用，显著减少了热量的传递，特别是在水腔和油腔附近轴承体温度下降极为明显；但在冷却水腔附近，乙方案温度下降要普遍快于甲方案，且靠近压气机的轴承体部分温度更低，分布也更均匀，说明乙方案的水腔能更好地将来自涡轮端的热量隔开，因而冷却性能更优。

3 试验验证

3.1 涡轮增压器水冷轴承体温度测点布置

在对涡轮增压器水冷轴承体的温度分布进行数值模拟时，传热边界条件的确定直接影响仿真结果的精确度。正常工况下，尾气热量通过涡轮箱传递给轴承体，一部分被冷却介质带走，另一部分传导至压气机。与此同时，轴的高速旋转所产生的一部分热量通过机油传递至轴承体。为了获得准确的边界条件，在轴承体涡轮端、轴承体压气机端和轴承体浮动轴承部位布置测温点，采用WRTK-112工业铠装热电偶进行温度测试。

在涡轮箱与水冷轴承体连接的法兰内布置温度测点，将热电偶球头与涡轮端法兰壁面之间的距离控制在0.5～1.0mm内。同时在水冷轴承体全浮动轴承临近的壁面开测量孔，孔径为1mm，测量点底部距离浮动轴承和密封环壁面为0.5mm。

为验证仿真结果的准确性，在轴承体不同位置取测量点，最终确定的轴承体测温点分布如图9所示。其中，测温点1～5用来获得准确的边界条件，6～11是为了验证仿真的准确性。

3.2 涡轮增压器水冷轴承体试验结果分析

测试在稳态运行工况进行。采用外吹状态，控制增压器转速110 000r/min，待增压器稳定运行20min后测取边界条件和验证条件。

表2为6个验证测点温度的仿真结果与试验结果的对比。由表可见，最大相对误差仅为3.1%。上述结果表明：采用计算流体力学软件和有限元软件相结合进行流固耦合仿真的方法对涡轮增压器水冷轴承体冷却性能数值模拟是切实可行的方法。

表2 测点计算结果与实测结果的比较

4 结论

(1) 通过对正常工况下涡轮增压器水冷轴承体冷却机理的研究，采用计算流体力学软件和有限元软件联合进行流固耦合仿真的方法进行数值模拟，提出了一种涡轮增压器温度场的计算方法。该方法为分析涡轮增压器水冷轴承体各参数与热传导的关系和揭示温度场分布规律提供了一种有效的数值模拟方法，为冷却系统的优化提供了依据。

(2) 对不同冷却方式下涡轮增压器水冷轴承体温度分布的模拟结果表明，在同样的进口条件下，采用冷却水一边进另一边出的冷却方式，温度分布更为均匀，低温区域分布更广，且轴承受热应力小，冷却性能优于使用一边进同边出的冷却水流通方式。

(3) 通过与试验结果进行比较表明，模拟计算结果与试验值较为接近，符合涡轮增压器水冷轴承体正常工作时温度分布，证明该仿真方法合理，计算结果可信。

[1] 周虹伟.涡轮增压器主要部件结构特性及改进研究[J].中国铁道科学,2004,25(2):72-77.

[2] 李志江.柴油机废气涡轮增压器的常见故障与使用保养[J].工程机械与维修,2008(4):198-199.

[3] 于启洋,杨忠义,张琳.涡轮增压器的使用与维护[J].河北水利水电技术,2004(5):39-40.

[4] 龚金科.汽车排放污染及控制[M].北京:人民交通出版社,2005.

[5] 黄智昊.涡轮增压器发展前景分析[J].商用汽车,2004(12):88-89.

[6] 胡友安,李晓东.涡轮增压器蜗壳热裂纹的试验研究[J].河海大学学报,2008,36(6):846-849.

[7] 张俊红,李志刚,王铁宁.车用涡轮增压技术的发展回顾、现状及展望[J].小型内燃机与摩托车,2007,36(1):66-69.

[8] 杨世友,顾宏中,郭中朝.柴油机涡轮增压系统研究现状与进展[J].柴油机,2001(4):1-5.

[9] 朱大鑫.涡轮增压与涡轮增压器[M].北京:机械工业出版社,1992.

[10] 刘海亮,马永青,韩志引.汽车涡轮增压发动机工作原理及其优势研究[J].价值工程,2011,30(8):57-58.

[11] 吴新涛,何洪,徐思友,等.涡轮增压器轴承体传热计算方法研究[J].车用发动机,2010(1):11-14.

[12] 胡友安,李晓东,陈图钧.涡壳温度场和热应力的有限元分析[J].机械强度,2007,29(1):130-134.

[13] 徐思友,吴新涛,闫瑞乾,等.增压器轴承和密封环温度试验研究[J].车用发动机,2010(2):35-37.

[14] 傅松,胡玉平,李新才,等.柴油机缸盖水腔流动与沸腾传热的流固耦合数值模拟[J].农业机械学报,2010,41(4):26-30.

[15] 孔祥谦.热应力有限单元法分析[M].上海:上海交通大学出版社,1999.

[16] 贾力,方肇洪.高等传热学[M].北京:高等教育出版社,2008.