CN101672326A - 涡轮增压器混合陶瓷球轴承及其设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种用于涡轮增压器上的混合陶瓷球轴承及其设计方法，所述轴承包括内圈、左外圈和右外圈、陶瓷球以及保持架。左外圈和右外圈与内圈之间各装设有一排陶瓷球，陶瓷球外设置保持架。左外圈和右外圈之间装设有由上、下两部分组成的隔套，内圈的长度大于左外圈、右外圈和隔套的长度之和。轴承的设计步骤主要包括首先初步设定轴承的基本结构参数，再通过轴承－转子系统动力学计算分析确定参数，进一步对参数进行优化，之后进行轴承工程图样设计。本发明机械效率高、润滑要求低、结构简单，能够有效提高涡轮增压器的机械效率、加速(瞬态响应)性以及可靠性、稳定性。

Description

涡轮增压器混合陶瓷球轴承及其设计方法

技术领域

本发明涉及一种轴承及其设计方法，尤其涉及一种用于涡轮增压器上的混合陶瓷球轴承及其设计方法。

背景技术

目前，车用涡轮增压器可以商业化应用的高速轴承只有三种：滑动轴承(单油膜)、浮动轴承(双油膜，包括半浮动轴承与全浮动轴承)以及刚开始应用的滚动轴承(球轴承)，空气轴承与电磁轴承还处于试验研究之中。

油膜润滑轴承(包括滑动轴承与浮动轴承)的优点是结构简单、成本低，这是今天它被广泛应用的原因，其缺点是效率较低(85％～90％)、启动阻尼大、对润滑油要求较严格。浮动轴承涡轮增压器，其润滑油由发动机润滑系统提供。为保证浮动轴承正常工作，一般润滑油供油压力为0.2～0.5MPa、温度为40～90℃，但在发动机加速、减速以及怠速工况，增压器压气机与涡轮端的气体压力低于轴承体内润滑油压力，因此不可避免的存在润滑油向压气机端与涡轮端泄漏的倾向，这也是导致涡轮增压器漏油、失效的重要原因。此外，高速下的半频与倍频涡动特性、瞬态响应性和稳定性较差，转子动力学性能呈强非线性特征、较难控制，使其实现超高速的难度加大。

滚动轴承(全钢球轴承)之所以重新得到人们的重视，是由于它与全浮动轴承相比具有：(1)高达95％～99％的机械效率，可以提高增压器总效率2％～8％；(2)滚动体油膜阻力比油膜轴承小得多，启动快、可以改善增压器的瞬态响应性；(3)对润滑油要求较低(润滑油供油压力为0.1～0.3MPa、温度为0～90℃)，减轻了漏油倾向、减少了发动机机油消耗，改善了发动机排放污染，并可短时间断油，从而提高增压器可靠性；(4)球轴承能够承受轴向载荷，故可以取消增压器的止推轴承，简化轴承-转子系统结构。

混合陶瓷球轴承是指滚动体采用氮化硅Si₃N₄(也可以采用碳化硅SiC、氧化锆ZrO₂、氧化铝Al₂O₃等)工程陶瓷材料、内外圈采用轴承钢、保持架采用聚酰亚胺等高分子材料的新型陶瓷-金属混合型高速轴承。

滚动体采用Si₃N₄陶瓷球、其密度只有轴承钢的40％，从而大大降低了轴承高速旋转产生的很大的离心力和陀螺力矩；由于陶瓷球热膨胀系数小，使得混合陶瓷球轴承高速时的温升明显低于钢轴承的温升，从而可以适应更高的转速；陶瓷硬度大，不但可以减缓摩擦，而且可以提高杨氏弹性模量(约50％)，从而提高了轴承的起动性能。由此可见，混合陶瓷球轴承具有比全钢球轴承更加优良的性能：(1)进一步提高增压器总效率，从而提高发动机性能，节约能源；(2)进一步提高增压器瞬态响应性，提高发动机加速性能，满足国3以上车辆排放法规要求；(3)进一步降低增压器对润滑油的要求，减少高速运转温升，提高增压器转速，提高增压器可靠性(与全钢球轴承相比，同等条件下，寿命可以提高3倍以上)。此外，由于氮化硅等工程陶瓷具有耐高温、耐腐蚀、硬度高、自润滑性好、热膨胀系数小、密度小、弹性模量大等优良特性，混合陶瓷球轴承能够适应高温、高速、润滑不良或无润滑、化学腐蚀等恶劣环境，从而使得混合陶瓷球轴承技术具有巨大的推广应用空间。

目前，国内存在一种涡轮增压器混合陶瓷球轴承，如专利号为200620124072.8所公开的一种实用新型，其内圈分为左右两部分，目的是实现轴承的组合装配。外圈为一个整体，两端各设置一个滚道。由于车用涡轮增压器球轴承工作转速一般范围为50000～260000转/分，转子轴直径一般范围为6～25mm，轴承DN值(轴承节圆直径D与转速N的乘积)可以达到2.0×10⁶mm·r/min以上，属于高速、超高速轴承，轴承的精度须达到P5级以上，相应地，滚道的尺寸精度、形状与位置精度要求非常高。但是，整体式外圈结构其小尺寸内孔滚道必须分别从两端伸入车刀、砂轮等进行加工，两个滚道的位置公差很难保证。同时，轴承的两个内圈滚道与外圈滚道的装配位置精度通过零件分组、选配来保证，当一次装配达不到要求时，必须拆解轴承、选择内圈或外圈重新装配，这样很容易划伤滚道，导致内圈或外圈报废。

发明内容

本发明目的在于提供一种高机械效率、低润滑要求(甚至可以短暂断油)、结构简单的车用涡轮增压器混合陶瓷球轴承及其设计方法，能够有效地提高涡轮增压器的机械效率、加速(瞬态响应)性能以及可靠性、稳定性。

为实现上述目的，本发明所采用的技术方案为：一种涡轮增压器混合陶瓷球轴承，包括内圈、外圈、陶瓷球和保持架。外圈的数量为两个，即装设在同一个内圈上的左外圈和右外圈，左外圈和右外圈相同，或不相同。左外圈和右外圈与内圈之间各装设有一排陶瓷球，陶瓷球外设置有保持架。两排陶瓷球，两个保持架、内圈、左外圈和右外圈共同组成组合式、双列、大跨距、背靠背结构的角接触球轴承，该轴承采用低油压、圆柱型进油孔和混合润滑油路结构。另外，在左外圈和右外圈之间还装设有一组合式隔套。

所述左外圈和右外圈各设有一个环形油槽，在油槽内上部开设有一个与轴心线的垂直线成锐角的进油孔。通过采用低油压、外圈环形油槽、与轴承轴心线的垂直线成锐角进油孔组合的润滑油路结构，有利于润滑油克服滚动体外围高速油气膜阻力，保证轴承摩擦副在超高速状态下的润滑要求，又可以大幅度降低润滑油进油压力，从而减轻增压器漏油倾向。同时，环形油槽还能够起到减振的作用。另外，两个外圈的设计方案避免了整体式外圈小尺寸内孔加工两个滚道，难保证位置精度的问题。

所述隔套由上、下两部分组成。上部分隔套开设有一个定位孔，用于混合陶瓷球轴承在轴承体上的安装定位；下部分隔套开设有一个出油孔，使润滑油流出混合陶瓷球轴承。选择按长度分组的隔套，容易实现轴向游隙、内外圈滚道相对位置以及预紧力的调整，保证了轴承的装配精度。另外，可以通过调整隔套的长度设计来适应内圈长度设计的调整变化，从而调节轴承--转子系统的临界转速，拓宽或调整涡轮增压器的稳定工作范围。

所述的内圈的长度大于左外圈、右外圈和隔套的长度之和。整体式内圈结构滚道的加工为外圆加工，容易保证两个滚道的形状与位置精度。通过改变内圈长度可以调节轴承的刚度，从而适当调整轴承--转子系统的临界转速，使涡轮增压器避开临界转速稳定工作。同时，较长的内圈设计可以减少轴系零件、简化增压器轴承--转子系统的结构。

涡轮增压器混合陶瓷球轴承的设计方法，包括如下步骤：

1)根据增压器要求，初步确定轴承基本结构参数，包括内径、外径、球数、球径和跨距；

2)进行涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析，通过约束条件确定内外径、球数、球径、跨距的参数；

3)应用优化设计数学模型进行涡轮增压器混合陶瓷球轴承主参数优化设计；

4)通过主参数优化设计的约束条件判断后输出最优结果得到轴承的结构参数；

5)进行涡轮增压器混合陶瓷球轴承工程图样设计。

其中，涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析的约束条件为满足下述1)和2)所要求的条件或满足下述1)和3)所要求的条件：

1)涡轮增压器轴承-转子系统临界转速约束条件1：

二阶临界转速n_cr2＜涡轮增压器轴承-转子系统工作转速＜三阶临界转速n_cr3；

涡轮增压器轴承-转子系统最低工作转速≥110％n_cr2与涡轮增压器轴承-转子系统最高工作转速≤90％n_cr3。

2)涡轮增压器轴承-转子系统临界转速约束条件2：

一阶临界转速n_cr1＜涡轮增压器轴承-转子系统工作转速＜二阶临界转速n_cr2；或：

涡轮增压器轴承-转子系统最低工作转速≥110％n_cr1与涡轮增压器轴承-转子系统最高工作转速≤90％n_cr2。

3)涡轮增压器轴承-转子系统不平衡响应与稳定性符合设计要求。

涡轮增压器混合陶瓷球轴承的主参数优化设计包括以下步骤：

1)输入轴承已知结构尺寸及参数；

2)确定主参数(D_w，Z，D_pw，f_e，f_i)初始条件、变量步长；

3)改变主参数变量；

4)约束条件判断，计算目标函数、寻优min.f(x)；

5)输出最优结果。

其中，所述主参数优化设计的约束条件包括：

1)球数量约束条件：为便于装配，球数量和球直径应满足填球角的要求，即：

式中：D_pw——球组节圆直径；Z——球数量；D_w——球径；——允许的最大填球角；

2)球直径约束条件：球直径应满足经验的取值范围：

$K_{D\min }\frac{D-d}{2}\≤D_w\≤K_{D\max }\frac{D-d}{2}$

式中：K_Dmin、K_Dmax——球径系数的最小值和最大值，与直径系列有关的经验常数；D、d——轴承的外径和内径；

3)沟道曲率系数约束条件：

X＝[D_w，Z，D_pw，f_e，f_i]^T

所述，内圈沟曲率半径系数f_i、外圈沟曲率半径系数f_e约束条件为：

0.54≤f_i≤0.57、0.52≤f_e≤0.55

4)球组中心圆直径约束条件：为使球组与保持架相适应，保证轴承灵活旋转，球中心圆直径与轴承平均直径的差应小于规定值：

(0.5-e)(D+d)≤D_pm≤(0.5+e)(D+d)

式中：D_pm——球组中心圆直径；e——规定的常数，

可取0.1，则上式为：0.49(D+d)≤D_pm≤0.51(D+d)。

与现有技术相比，本发明的有益效果在于：

1、本发明可以提高涡轮增压器机械效率、瞬态响应性与可靠性，降低了对润滑油压力的要求，简化增压器轴承系统结构，便于增压器轴承--转子系统装配。

2、混合陶瓷球轴承的上下两部分、组合式隔套设计长度与制造公差可以方便的进行调节，既保证了轴承的装配，又可以通过调整其的长度来适应内圈长度的调整，从而调节轴承--转子系统临界转速，拓宽或调整涡轮增压器的稳定工作范围。

3、混合陶瓷球轴承润滑系统的设计采用低油压、外圈环形油槽、与轴承轴心线的垂直线成锐角进油孔组合的润滑油路结构，既能够保证经过油孔进入的润滑油穿透高速时滚动体外围油气混合体形成的气旋(气膜)，对轴承摩擦副进行润滑，又可以大幅度降低润滑油进油压力，从而减轻增压器漏油倾向。

此外，采用陶瓷球代替钢球，可以获得如下好处：

(1)陶瓷球的密度小，重量轻。轴承高速旋转时，陶瓷球将产生较小的惯性离心力和陀螺力矩，极大地改善了轴承外圈的受力状况并降低了摩擦力矩，提高了轴承的寿命，改善了增压器的可靠性。

(2)陶瓷球轴承较钢制轴承摩擦力矩小、温升低；在润滑不充分的情况下，陶瓷球轴承具有良好的运转特性。

(3)陶瓷球的热膨胀系数小，在高速状态下有利于改善临界润滑条件和降低温升，预紧力变化小，有较高的弹性模量，刚度大，使轴承安装后具有良好的尺寸稳定性和精度。

(4)陶瓷轴承对润滑剂的类型，污染程度不敏感(比较钢球，特别是油的匮乏和硬质点的污染)。

(5)进一步提高了增压器的瞬态响应性，启动性，进而提高了发动机的加速性能。

(6)在润滑不充分的情况下，即使在短暂停止供油的情况下，陶瓷球轴承仍然能够高速运转，提高了轴承的可靠性，延长使用寿命。

附图说明

图1为本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承的内部结构示意图；

图2为本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承的内圈结构示意图；

图3为本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承的左外圈结构示意图；

图4为本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承的隔套结构示意图；

图5为图4中所述隔套的A-A线剖视图；

图6为本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承设计流程图；

图7为本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承主参数优化设计流程图。

具体实施方式

下面结合附图和具体实施方式对本发明作进一步详细的说明。

如图1、图2和图3所示，涡轮增压器混合陶瓷球轴承，包括内圈1、左外圈2和右外圈3、陶瓷球4、保持架5和隔套8。左外圈2和右外圈3相同或不相同。左外圈2和右外圈3与内圈1之间各装设有一排陶瓷球4，陶瓷球4外设置有保持架5。隔套8装设在左外圈2和右外圈3之间。两排陶瓷球4，两个保持架5、内圈1、左外圈2和右外圈3、隔套8共同组成组合式、双列、大跨距、背靠背结构的角接触球轴承。其中，内圈1的长度大于左外圈2、右外圈3和隔套8的长度之和。通过改变内圈1长度可以调节轴承刚度，从而适当调整轴承一转子系统的临界转速，使涡轮增压器避开临界转速稳定工作。同时，较长的内圈1设计可以减少轴系零件、简化增压器轴承--转子系统的结构。左外圈2和右外圈3各设有一个环形油槽6，在油槽6内上部开设有一个与轴心线的垂直线成30°角的进油孔7。通过采用低油压、外圈环形油槽6、与轴承轴心线的垂直线成锐角进油孔7组合的润滑油路结构，有利于润滑油克服滚动体外围高速油气膜阻力，保证轴承摩擦副在超高速状态下的润滑要求，又可以大幅度降低润滑油进油压力，从而减轻增压器漏油倾向。同时，环形油槽6还能够起到减振与隔振的作用。

如图4和图5所示，隔套8由上、下两部分组成。隔套8上部分开设有一个定位孔9，用于混合陶瓷球轴承在轴承体上的安装定位。隔套8的下部分开设有一个出油孔10，使润滑油流出混合陶瓷球轴承。隔套8的设计长度与制造公差容易调节，既保证了轴承的装配，又可以通过调整隔套8的长度来适应内圈1长度的变化，从而调节轴承--转子系统的临界转速，拓宽或调整涡轮增压器的稳定工作范围。

如图6和图7所示，本发明所述涡轮增压器混合陶瓷球轴承设计流程包括如下步骤：

1)根据增压器要求，初步确定轴承基本结构参数，包括内径、外径、球数、球径和跨距；

2)进行涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析，通过约束条件确定内外径、球数、球径、跨距的参数；

3)应用优化设计数学模型进行涡轮增压器混合陶瓷球轴承主参数优化设计；

4)通过主参数优化设计的约束条件判断后输出最优结果得到轴承的结构参数；

5)进行涡轮增压器混合陶瓷球轴承工程图样设计。

其中，涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析的约束条件为满足下述1)和2)所要求的条件或满足下述1)和3)所要求的条件：

1)涡轮增压器轴承-转子系统临界转速约束条件1：

二阶临界转速n_cr2＜涡轮增压器轴承-转子系统工作转速＜三阶临界转速n_cr3；

涡轮增压器轴承-转子系统最低工作转速≥110％n_cr2与涡轮增压器轴承-转子系统最高工作转速≤90％n_cr3。

2)涡轮增压器轴承-转子系统临界转速约束条件2：

一阶临界转速n_cr1＜涡轮增压器轴承-转子系统工作转速＜二阶临界转速n_cr2；或：

涡轮增压器轴承-转子系统最低工作转速≥110％n_cr1与涡轮增压器轴承-转子系统最高工作转速≤90％n_cr2。

3)涡轮增压器轴承-转子系统不平衡响应与稳定性符合设计要求；

涡轮增压器混合陶瓷球轴承的主参数优化设计包括以下步骤：

1)输入轴承已知结构尺寸及参数；

2)确定主参数((D_w，Z，D_pw，f_e，f_i)初始条件、变量步长；

3)改变主参数变量；

4)约束条件判断，计算目标函数、寻优min.f(x)；

5)输出最优结果。

其中，所述主参数优化设计的约束条件包括：

1)球数量约束条件：为便于装配，球数量和球直径应满足填球角的要求，即：

式中：D_pw——球组节圆直径；Z——球数量；D_w——球径；

——允许的最大填球角；

2)球直径约束条件：球直径应满足经验的取值范围：

$K_{D\min }\frac{D-d}{2}\≤D_w\≤K_{D\max }\frac{D-d}{2}$

式中：K_Dmin、K_Dmax——球径系数的最小值和最大值，与直径系列有关的经验常数；D、d——轴承的外径和内径；

3)沟道曲率系数约束条件：

X＝[D_w，Z，D_pw，f_e，f_i]^T

所述，内圈沟曲率半径系数f_i、外圈沟曲率半径系数f_e约束条件为：

0.54≤f_i≤0.57、0.52≤f_e≤0.55

4)球组中心圆直径约束条件：为使球组与保持架相适应，保证轴承灵活旋转，球中心圆直径与轴承平均直径的差应小于规定值：

(0.5-e)(D+d)≤D_pm≤(0.5+e)(D+d)

式中：D_pm——球组中心圆直径；e——规定的常数，

可取0.1，则上式为：0.49(D+d)≤D_pm≤0.51(D+d)。

如针对J60型涡轮增压器而言，已知涡轮增压器参数包括：压气机叶轮直径为60毫米，涡轮直径为57毫米，转子轴直径为9毫米，轴承支撑跨距为37.8毫米，工作转速为80000转/分～150000转/分。

通过上述设计流程可确定如下轴承参数：球数为2×8＝16，球直径为3.969毫米，轴承(外圈)外径为22毫米，轴承(内圈)内径为9毫米，轴承双排球距离(两个滚道距离)为37.8毫米，内圈沟道的曲率系数f_i为0.525，外圈沟道的曲率系数f_e为0.51，轴承接触角为15°。

本发明不限于上述实施例，对于本领域技术人员来说，对本发明的上述实施例所做出的任何显而易见的改进或变更都不会超出仅以举例的方式示出的本发明的实施例和所附权利要求的保护范围。

Claims (9)

1.涡轮增压器混合陶瓷球轴承，包括内圈(1)、外圈、陶瓷球(4)和保持架(5)；其特征在于：所述外圈包括装设在同一个内圈(1)上的左外圈(2)和右外圈(3)，左外圈(2)和右外圈(3)与内圈(1)之间各装设有一排陶瓷球(4)；所述陶瓷球(4)外设置有保持架(5)；所述左外圈(2)和右外圈(3)之间装设有一隔套(8)。

2.根据权利要求1所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承，其特征在于：所述左外圈(2)和右外圈(3)各设有一个环形油槽(6)，在所述油槽(6)内上部开设有一个与轴心线的垂直线成锐角的进油孔(7)。

3.根据权利要求1所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承，其特征在于：所述隔套(8)由上、下两部分组成；隔套(8)的上部分开设有一个定位孔(9)，隔套(8)的下部分开设有一个出油孔(10)。

4.根据权利要求1所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承，其特征在于：所述的内圈(1)的长度大于左外圈(2)、右外圈(3)和隔套(8)的长度之和。

5.涡轮增压器混合陶瓷球轴承的设计方法，其特征在于：所述设计方法包括如下步骤：

1)根据增压器要求，初步确定轴承基本结构参数，包括内径、外径、球数、球径和跨距；

2)进行涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析，通过约束条件确定内外径、球数、球径、跨距的参数；

3)应用优化设计数学模型进行涡轮增压器混合陶瓷球轴承主参数优化设计；

4)通过主参数优化设计的约束条件判断后输出最优结果得到轴承的结构参数；

5)进行涡轮增压器混合陶瓷球轴承工程图样设计。

6.如权利要求5所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承的设计方法，其特征在于：所述涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析的约束条件为满足下述1)和2)条件的要求：

1)涡轮增压器轴承-转子系统临界转速约束条件1：

二阶临界转速n_cr2＜涡轮增压器轴承-转子系统工作转速＜三阶临界转速n_cr3；

涡轮增压器轴承-转子系统最低工作转速≥110％n_cr2与涡轮增压器轴承-转子系统最高工作转速≤90％n_cr3；

2)涡轮增压器轴承-转子系统不平衡响应与稳定性符合设计要求。

7.如权利要求5所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承的设计方法，其特征在于：所述涡轮增压器轴承-转子系统动力学计算分析的约束条件为满足下述1)和2)条件的要求：

1)涡轮增压器轴承-转子系统临界转速约束条件2：

一阶临界转速n_cr1＜涡轮增压器轴承-转子系统工作转速＜二阶临界转速n_cr2；或：

涡轮增压器轴承-转子系统最低工作转速≥110％n_cr1与涡轮增压器轴承-转子系统最高工作转速≤90％n_cr2。

2)涡轮增压器轴承-转子系统不平衡响应与稳定性符合设计要求。

8.如权利要求5所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承的设计方法，其特征在于：所述主参数优化设计包括以下步骤：

1)输入轴承已知结构尺寸及参数；

2)确定主参数(D_w，Z，D_pw，f_e，f_i)初始条件、变量步长；

3)改变主参数变量；

4)约束条件判断，计算目标函数、寻优min.f(x)；

5)输出最优结果。

9.如权利要求5所述的涡轮增压器混合陶瓷球轴承的设计方法，其特征在于：所述主参数优化设计的约束条件包括：

1)球数量约束条件：为便于装配，球数量和球直径应满足填球角的要求，即：

式中：D_pw——球组节圆直径；Z——球数量；D_w——球径；

——允许的最大填球角；

2)球直径约束条件：球直径应满足经验的取值范围：

$K_{D\min }\frac{D-d}{2}\≤D_w\≤K_{D\max }\frac{D-d}{2}$

式中：K_Dmin、K_Dmax——球径系数的最小值和最大值，与直径系列有关的经验常数；D、d——轴承的外径和内径；

3)沟道曲率系数约束条件：

X＝[D_w，Z，D_pw，f_e，f_i]^T

所述，内圈沟曲率半径系数f_i、外圈沟曲率半径系数f_e约束条件为：

0.54≤f_i≤0.57、0.52≤f_e≤0.55

4)球组中心圆直径约束条件：为使球组与保持架相适应，保证轴承灵活旋转，球中心圆直径与轴承平均直径的差应小于规定值：

(0.5-e)(D+d)≤D_pm≤(0.5+e)(D+d)

式中：D_pm——球组中心圆直径；e——规定的常数。

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