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摘要：为改善涡轮增压器涡端密封环和涡端浮动轴承的温度，中间壳增加水腔，涡轮增加隔热空腔结构，进行不通水、稳定运行通水，热停机立即停止通水、稳定运行通水，热停机继续通水3个方案的回热试验。稳定运行通水，热停机立即停止通水，涡端密封环、涡端浮动轴承稳定运行温度分别为216℃、104℃，比不通水降低51℃、38℃;最高回热温度分别为286.4℃、205.1℃，比不通水降低52.6℃、10.5℃。稳定运行通水，热停机继续通水，涡端密封环回热温度在热停机后50s从216.6℃急剧降低到130.8℃，涡端浮动轴承呈近似线性降低。中间壳增加水腔和涡轮增加隔热空腔是改善温度的有效措施。
关键词：涡轮增压器;水冷中间壳;涡轮隔热空腔;回热试验;涡端密封环;涡端浮动轴承
0 引言
天然气发动机涡前温度普遍高于740℃。现代涡轮增压器（简称增压器）小型化及结构排布使得涡端密封环和涡端浮动轴承距离高温区域近，温度高、温差大是实际运行环境的典型特点[1][2]。涡前温度是影响涡端密封环和轴承系统运行温度的主要因素[3]，涡前温度高导致涡端密封环产生严重变形。随着发动机动力性提升，增压器转速不断提升，轴承系统摩擦损失增大，轴承系统及润滑油温度呈增加趋势。综合使得涡端密封环和涡端浮动轴承成为影响天然气发动机用增压器可靠性及寿命的关键零部件。发动机正常使用过程中偶尔出现的热停机导致中间壳温度在短时间内迅速升高，区别正常运行时的热传递，将热停机情况下的急剧热传递称为回热。回热导致中间壳温度在短时间内急剧升高，存在润滑油超过温度限值而结焦，涡端密封环超过温度限值而失去弹性的风险，增压器可靠性面临严峻挑战。增压器轴承系统在很大转速范围内承受明显轴向和径向热梯度，稳定性很大程度上受到中间壳内孔热变形以及周围油膜温度的影响。通过优化中间壳水腔结构或浮动轴承设计等可以明显改善降低涡端密封环及浮动轴承的回热温度。Luis San Andrés等[4]研究发现增压器轴承系统在很大转速范围内承受明显轴向和径向热梯度，对轴承系统热管理至关重要。Mikogami T 等[5]进行增压器回热试验仿真分析，新设计优化方案，涡端浮动轴承部位温度降低20℃，涡端密封环部位温度降低60℃。国内对天然气发动机用增压器回热试验和涡轮焊接位置增加隔热空腔研究不充分，对热停机后停止通水和继续通水的回热試验研究较少，本文针对某四缸天然气发动机用涡轮增压器的中间壳增加水腔结构，涡轮增加隔热空腔结构，进行热停机后停止通水和继续通水的回热试验研究，为改善回热温度提供数据支持。
1 增压器改善方案说明
某四缸天然气发动机用增压器叶轮进/出口直径分别为？涡轮进/出口直径分别为？准41mm/？准34mm，涡轮转子浮动轴承配合直径为？
如图1（b）所示，为改善涡端密封环及轴承系统温度，中间壳增加水腔结构，通过水循环重点降低涡端密封环及涡端浮动轴承温度。中间壳进水和出水口对称设计，尺寸均为M14×1.5，水腔体积为16983.52mm3。如图1（a）所示，涡轮轴和涡轮焊接在一起，普通增压器涡轮轴和涡轮焊接位置都是实心结构，为减少涡轮向转子轴的热传递，涡轮焊接位置增加隔热空腔结构，隔热空腔直径为10.5mm，体积为125.61mm3。
2 试验方法
2.1 样件准备
如图1（b）所示，选择涡端密封环（测点1）、压端浮动轴承（测点2）和涡端浮动轴承（测点3）3个典型位置进行温度场测试研究。测量孔直径2mm，测量孔不能穿透壁面，底部距离壁面0.1～0.3mm。确保测量孔不会对增压器密封性能和结构等造成破坏。
2.2 测试方法
增压器回热试验在机械工业内燃机增压系统重点试验室进行。增压器先在50000r/min稳定运行30分钟，然后缓慢运行到如下工况：增压器转速190000r/min，涡前温度750℃，涡前压力141kPa，润滑油进油温度75℃，润滑油压力350kPa，增压温度140℃，增压压力114kPa，排气背压10kPa，稳定运转30分钟后记录3个测点10分钟内稳定运行温度。然后热停机，记录3个测点10分钟内回热温度。采用自动采集系统每10s记录1组试验数据。采用同1台增压器进行3种测试方案试验：方案1水腔内没有水，试验过程不通水;方案2稳定运行时通水，热停机时立即停止通水;方案3稳定运行通水，热停机后继续通水。方案2和3通水时控制进水温度72℃，进水压力100kPa，进水体积流量5.85L/min。增压器转速采用电涡流转速测试仪，精度0.01%;涡前压力、增压压力、排气背压、进水压力采用压力变送器，精度0.3%FS;润滑油进油温度、增压温度、回热温度、进水温度采用PT100温度传感器，精度A级Grade。
3 试验结果及分析
方案1试验过程不通水，测点1、3、2稳定运行温度分别为263.7～270.5℃、141.8～143℃、109.4～110.8℃，涡端密封环分别比涡端和压端浮动轴承高127℃、160℃左右，涡端密封环稳定运行温度最高达到270.5℃，接近润滑油温度使用限值280℃。最高回热温度分别为339℃、215.6℃、213.6℃，达到最高回热温度的时间分别为160s、240s、270s。涡端密封环339℃的最高回热温度虽低于400℃的密封环材料温度限值，但已高于280℃的润滑油温度限值，且回热温度大于280℃的时间为370s，高温时间较长，容易在密封环位置产生大量积碳，导致异常磨损。方案2运行时通水，热停机后立即停止通水，测点1、3、2稳定运行温度依次为211.3～218.3℃、96～111.1℃、94.1～99.8℃，最高回热温度依次为286.4℃、205.1℃、191.2℃。达到最高回热温度的时间分别为160s、300s、330s。方案3运行时通水，热停机后继续通水，各测点稳定运行温度与方案2基本一致。但从热停机开始，3个测点的温度均是逐步降低。 方案2和3稳定运行时均通水，测点1、3、2稳定运行温度分别比方案1降低51℃、38℃、13℃左右，温度改善最明显的是涡端密封环和涡端浮动轴承。通水后测点1、3分别为215℃和103℃左右，明显低于润滑油使用温度限值280℃。方案1稳定运行温度涡端浮动轴承比压端高32℃左右，通水后温度差值减小到5℃左右，温度均匀性改善明显，改善了中间壳内孔热变形。
方案1和2的3个测点的回热温度曲线形态类似，都是先上升后下降。方案2热停机后立即停止通水，但水腔中残存的水可以继续吸收涡端热量，使得测点1、3、2最高回热温度分别比方案1降低52.6℃、10.5℃、22.4℃。达到最高回热温度的时间除测点1相同外，其余2个测点均增加60s。涡端密封环回热温度大于280℃时间减少到50s，比方案1减少320s。综合使得方案2热负荷明显优于方案1。方案3在热停机后继续通水，3个测点回热温度均随时间下降，曲线形态与方案1和2有明显差异。方案3在测点1回热温度在热停机后50s从216.6℃急剧降低到130.8℃，然后再继续缓慢近似线性降低。测点3、2从热停机开始近似呈线性降低。热停机后160s时，方案3比方案1、2相比，测点1分别降低226.2℃、173.6℃，测点3分别降低135.6℃、98℃。
4 总结及结论
为降低某四缸天然气发动机用涡轮增压器涡端密封环和浮动轴承温度，增压器中间壳增加水腔，涡轮增加隔热空腔结构，进行水腔不通水、稳定运行通水，热停机立即停止通水和稳定运行通水，热停机继续通水3个测试方案190000r/min回热试验测试分析。
①不通水情況下，涡端密封环稳定运行最高温度270.5℃，接近润滑油使用限值280℃，热停机时最高回热温度达到339℃，超过润滑油使用限值280℃，温度大于280℃的时间为370s，容易产生大量积碳及异常磨损。
②稳定运行通水，热停机后立即停止通水，涡端密封环、涡端浮动轴承稳定运行温度分别为211.3～218.3℃，96～111.1℃，最高回热温度分别为286.4℃、205.1℃。稳定运行温度比不通水分别降低51℃、38℃左右，最高回热温度分别降低52.6℃、10.5℃。
③稳定运行通水，热停机后继续通水，从热停机开始，涡端密封环回热温度在热停机后50s从216.6℃急剧降低到130.8℃，然后再继续缓慢近似线性降低。涡端浮动轴承从热停机开始近似呈线性降低。该方案是3个方案中改善效果最好的，但需水泵在停机后继续工作一段时间。
④中间壳增加水腔和涡轮增加隔热空腔结构能够有效降低涡端密封环和涡端浮动轴承稳定运行及回热温度。
参考文献：
[1]田生，杨国旗，杨迪，等.水冷轴承体的温度场分布[J].现代零部件，2013（01）：79-80.
[2]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（001）：11-14.
[3]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（002）：35-37.
[4]Luis San Andrés， Vince Barbarie， Avijit Bhattacharya. On the Effect of Thermal Energy Transport to the Performance of （Semi）Floating Ring Bearing Systems for Automotive Turbochargers[C]// Asme Turbo Expo： Turbine Technical Conference & Exposition. 2012.
[5]Mikogami T ， Takeishi K ， Akimoto T . Computer Analysis of Turbocharger Heat Soak Back Properties[C]// SAE International Congress and Exposition. 1985.
关键词：涡轮增压器;水冷中间壳;涡轮隔热空腔;回热试验;涡端密封环;涡端浮动轴承
0 引言
天然气发动机涡前温度普遍高于740℃。现代涡轮增压器（简称增压器）小型化及结构排布使得涡端密封环和涡端浮动轴承距离高温区域近，温度高、温差大是实际运行环境的典型特点[1][2]。涡前温度是影响涡端密封环和轴承系统运行温度的主要因素[3]，涡前温度高导致涡端密封环产生严重变形。随着发动机动力性提升，增压器转速不断提升，轴承系统摩擦损失增大，轴承系统及润滑油温度呈增加趋势。综合使得涡端密封环和涡端浮动轴承成为影响天然气发动机用增压器可靠性及寿命的关键零部件。发动机正常使用过程中偶尔出现的热停机导致中间壳温度在短时间内迅速升高，区别正常运行时的热传递，将热停机情况下的急剧热传递称为回热。回热导致中间壳温度在短时间内急剧升高，存在润滑油超过温度限值而结焦，涡端密封环超过温度限值而失去弹性的风险，增压器可靠性面临严峻挑战。增压器轴承系统在很大转速范围内承受明显轴向和径向热梯度，稳定性很大程度上受到中间壳内孔热变形以及周围油膜温度的影响。通过优化中间壳水腔结构或浮动轴承设计等可以明显改善降低涡端密封环及浮动轴承的回热温度。Luis San Andrés等[4]研究发现增压器轴承系统在很大转速范围内承受明显轴向和径向热梯度，对轴承系统热管理至关重要。Mikogami T 等[5]进行增压器回热试验仿真分析，新设计优化方案，涡端浮动轴承部位温度降低20℃，涡端密封环部位温度降低60℃。国内对天然气发动机用增压器回热试验和涡轮焊接位置增加隔热空腔研究不充分，对热停机后停止通水和继续通水的回热試验研究较少，本文针对某四缸天然气发动机用涡轮增压器的中间壳增加水腔结构，涡轮增加隔热空腔结构，进行热停机后停止通水和继续通水的回热试验研究，为改善回热温度提供数据支持。
1 增压器改善方案说明
某四缸天然气发动机用增压器叶轮进/出口直径分别为？涡轮进/出口直径分别为？准41mm/？准34mm，涡轮转子浮动轴承配合直径为？
如图1（b）所示，为改善涡端密封环及轴承系统温度，中间壳增加水腔结构，通过水循环重点降低涡端密封环及涡端浮动轴承温度。中间壳进水和出水口对称设计，尺寸均为M14×1.5，水腔体积为16983.52mm3。如图1（a）所示，涡轮轴和涡轮焊接在一起，普通增压器涡轮轴和涡轮焊接位置都是实心结构，为减少涡轮向转子轴的热传递，涡轮焊接位置增加隔热空腔结构，隔热空腔直径为10.5mm，体积为125.61mm3。
2 试验方法
2.1 样件准备
如图1（b）所示，选择涡端密封环（测点1）、压端浮动轴承（测点2）和涡端浮动轴承（测点3）3个典型位置进行温度场测试研究。测量孔直径2mm，测量孔不能穿透壁面，底部距离壁面0.1～0.3mm。确保测量孔不会对增压器密封性能和结构等造成破坏。
2.2 测试方法
增压器回热试验在机械工业内燃机增压系统重点试验室进行。增压器先在50000r/min稳定运行30分钟，然后缓慢运行到如下工况：增压器转速190000r/min，涡前温度750℃，涡前压力141kPa，润滑油进油温度75℃，润滑油压力350kPa，增压温度140℃，增压压力114kPa，排气背压10kPa，稳定运转30分钟后记录3个测点10分钟内稳定运行温度。然后热停机，记录3个测点10分钟内回热温度。采用自动采集系统每10s记录1组试验数据。采用同1台增压器进行3种测试方案试验：方案1水腔内没有水，试验过程不通水;方案2稳定运行时通水，热停机时立即停止通水;方案3稳定运行通水，热停机后继续通水。方案2和3通水时控制进水温度72℃，进水压力100kPa，进水体积流量5.85L/min。增压器转速采用电涡流转速测试仪，精度0.01%;涡前压力、增压压力、排气背压、进水压力采用压力变送器，精度0.3%FS;润滑油进油温度、增压温度、回热温度、进水温度采用PT100温度传感器，精度A级Grade。
3 试验结果及分析
方案1试验过程不通水，测点1、3、2稳定运行温度分别为263.7～270.5℃、141.8～143℃、109.4～110.8℃，涡端密封环分别比涡端和压端浮动轴承高127℃、160℃左右，涡端密封环稳定运行温度最高达到270.5℃，接近润滑油温度使用限值280℃。最高回热温度分别为339℃、215.6℃、213.6℃，达到最高回热温度的时间分别为160s、240s、270s。涡端密封环339℃的最高回热温度虽低于400℃的密封环材料温度限值，但已高于280℃的润滑油温度限值，且回热温度大于280℃的时间为370s，高温时间较长，容易在密封环位置产生大量积碳，导致异常磨损。方案2运行时通水，热停机后立即停止通水，测点1、3、2稳定运行温度依次为211.3～218.3℃、96～111.1℃、94.1～99.8℃，最高回热温度依次为286.4℃、205.1℃、191.2℃。达到最高回热温度的时间分别为160s、300s、330s。方案3运行时通水，热停机后继续通水，各测点稳定运行温度与方案2基本一致。但从热停机开始，3个测点的温度均是逐步降低。 方案2和3稳定运行时均通水，测点1、3、2稳定运行温度分别比方案1降低51℃、38℃、13℃左右，温度改善最明显的是涡端密封环和涡端浮动轴承。通水后测点1、3分别为215℃和103℃左右，明显低于润滑油使用温度限值280℃。方案1稳定运行温度涡端浮动轴承比压端高32℃左右，通水后温度差值减小到5℃左右，温度均匀性改善明显，改善了中间壳内孔热变形。
方案1和2的3个测点的回热温度曲线形态类似，都是先上升后下降。方案2热停机后立即停止通水，但水腔中残存的水可以继续吸收涡端热量，使得测点1、3、2最高回热温度分别比方案1降低52.6℃、10.5℃、22.4℃。达到最高回热温度的时间除测点1相同外，其余2个测点均增加60s。涡端密封环回热温度大于280℃时间减少到50s，比方案1减少320s。综合使得方案2热负荷明显优于方案1。方案3在热停机后继续通水，3个测点回热温度均随时间下降，曲线形态与方案1和2有明显差异。方案3在测点1回热温度在热停机后50s从216.6℃急剧降低到130.8℃，然后再继续缓慢近似线性降低。测点3、2从热停机开始近似呈线性降低。热停机后160s时，方案3比方案1、2相比，测点1分别降低226.2℃、173.6℃，测点3分别降低135.6℃、98℃。
4 总结及结论
为降低某四缸天然气发动机用涡轮增压器涡端密封环和浮动轴承温度，增压器中间壳增加水腔，涡轮增加隔热空腔结构，进行水腔不通水、稳定运行通水，热停机立即停止通水和稳定运行通水，热停机继续通水3个测试方案190000r/min回热试验测试分析。
①不通水情況下，涡端密封环稳定运行最高温度270.5℃，接近润滑油使用限值280℃，热停机时最高回热温度达到339℃，超过润滑油使用限值280℃，温度大于280℃的时间为370s，容易产生大量积碳及异常磨损。
②稳定运行通水，热停机后立即停止通水，涡端密封环、涡端浮动轴承稳定运行温度分别为211.3～218.3℃，96～111.1℃，最高回热温度分别为286.4℃、205.1℃。稳定运行温度比不通水分别降低51℃、38℃左右，最高回热温度分别降低52.6℃、10.5℃。
③稳定运行通水，热停机后继续通水，从热停机开始，涡端密封环回热温度在热停机后50s从216.6℃急剧降低到130.8℃，然后再继续缓慢近似线性降低。涡端浮动轴承从热停机开始近似呈线性降低。该方案是3个方案中改善效果最好的，但需水泵在停机后继续工作一段时间。
④中间壳增加水腔和涡轮增加隔热空腔结构能够有效降低涡端密封环和涡端浮动轴承稳定运行及回热温度。
参考文献：
[1]田生，杨国旗，杨迪，等.水冷轴承体的温度场分布[J].现代零部件，2013（01）：79-80.
[2]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（001）：11-14.
[3]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（002）：35-37.
[4]Luis San Andrés， Vince Barbarie， Avijit Bhattacharya. On the Effect of Thermal Energy Transport to the Performance of （Semi）Floating Ring Bearing Systems for Automotive Turbochargers[C]// Asme Turbo Expo： Turbine Technical Conference & Exposition. 2012.
[5]Mikogami T ， Takeishi K ， Akimoto T . Computer Analysis of Turbocharger Heat Soak Back Properties[C]// SAE International Congress and Exposition. 1985.