CN101776001A - 优化的涡轮增压器轴承系统 - Google Patents

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Abstract

本发明涉及优化的涡轮增压器轴承系统。一种涡轮增压器系统(10)包括压缩机(26)、涡轮(28)、将压缩机联接到涡轮上的具有共同直径的轴(30)，以及设置成在轴(30)的压缩机端部(52)处围绕轴的第一流体膜轴承。该系统(10)还包括设置成在轴(30)的涡轮端部(50)处围绕轴(30)的第二流体膜固定瓦块轴承(54)，其中，第一和第二流体膜固定瓦块轴承(54，56)相对于彼此具有不同的隙距比、有效长度，或两者。在一些实施例中，该系统(10)包括压缩机流体膜固定瓦块轴承(56)和涡轮流体膜固定瓦块轴承(54)，其中，压缩机和涡轮流体膜固定瓦块轴承(54，56)相对于彼此具有不同的隙距比和有效长度。

Description

优化的涡轮增压器轴承系统
技术领域
本文主要涉及一种改善用于压燃式发动机的涡轮增压器性能的系统及方法，且更具体而言，涉及一种用于调整涡轮增压器内的构件参数的系统及方法。
背景技术
涡轮增压器包括可通过轴进行连接的涡轮和压缩机。这种涡轮增压器转子组件可在多个固定的瓦块(pad)轴颈轴承上旋转，这些轴承会经受不平衡负载和次同步振动，而这取决于工作速度、油温以及其它条件。在转子组件中产生的不平衡负载和次同步振动可传递到涡轮增压器的其它构件上，从而引起磨损和性能下降。此外，较高的不平衡负载可引起在轴颈轴承上的过度磨损以及潜在的轴承损坏。
发明内容
在有些实施例中，涡轮增压器系统包括压缩机、涡轮、将压缩机联接到涡轮上的具有共同直径的轴，以及设置成在轴的压缩机端部处围绕轴的第一流体膜固定瓦块轴承。该系统还包括设置成在轴的涡轮端部处围绕轴的第二流体膜固定瓦块轴承，其中，第一流体膜固定瓦块轴承和第二流体膜固定瓦块轴承相对于彼此具有不同的隙距比(clearance ratio)、有效长度，或两者。在一些实施例中，该系统包括压缩机流体膜固定瓦块轴承和涡轮流体膜固定瓦块轴承，其中，压缩机流体膜固定瓦块轴承和涡轮流体膜固定瓦块轴承相对于彼此具有不同的隙距比和有效长度。
附图说明
当参照附图研读如下详细描述时，本文的这些及其它特征、方面和优点将变得更容易理解，所有附图中的相同标号表示相同的零件，在附图中：
图1为具有联接到涡轮增压器上的发动机的系统的实施例的框图，该涡轮增压器具有独特的轴承系统；
图2为具有独特轴承系统的涡轮增压器的实施例的剖面侧视图；
图3为如图2中所示涡轮增压器的具有压缩机端轴承、轴和涡轮端轴承的转子实施例的剖面侧视图；
图4为涡轮增压器的涡轮端轴承的实施例的剖面侧视图；
图5为如图4中所示的涡轮增压器的涡轮端轴承的实施例的剖面端视图；
图6为阻尼比相对于工作速度与最大速度之比的稳定性图的图表，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进；
图7为对于涡轮端轴承的不平衡负载的图表，包括每单位长度负载之比相对于工作速度与最大速度之比，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进；
图8为压缩机轴承的不平衡负载的图表，包括每单位长度负载之比相对于工作速度与最大速度之比，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进；
图9为在涡轮端轴承处的极端不平衡负载的图表，包括每单位长度负载之比相对于工作速度与最大速度之比，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进；以及
图10为对于压缩机轴承的极端不平衡负载的图表，包括每单位长度负载之比相对于工作速度与最大速度之比，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进。
具体实施方式
下面将描述本文的一个或多个特定实施例。由于试图提供对这些实施例的简要描述，故在说明书中并未描述实际实施方案的所有特征。应当认识到，在任何这些实际实施方案的开发中，如任何工程或设计项目中一样，必须作出许多特定实施方案的决定，以实现开发者的特定目标，例如符合有关系统和有关商业的约束，这可能从一种实施方案变化成另一种实施方案。此外，应当认识到，尽管这些开发工作可能很复杂且耗时，但对于拥有本文益处的普通技术人员来说只是进行设计、制作和生产的常规事项。
在介绍本文各种实施例的元件时，用词“一”、“一个”、“该”，以及“所述”用来意指存在该元件中的一个或多个。用语“包括”、“包含”，以及“具有”旨在为包括性的，且意指存在除所列元件外的其它元件。工作参数和/或环境条件的任何实例并未排除所公开的实施例的其它参数/条件。
如下文详细描述，涡轮增压器轴承的各种构造和轴承参数可用于降低轴承中的不平衡负载，减小次同步振动，减小涡轮增压器构件的磨损，以及/或者改善涡轮增压器系统的性能。具体而言，有些性能参数如不平衡负载和次同步振动，响应于有些设计参数的变化而相互偏离(或成反比)。例如，有些轴承参数如有效长度、隙距以及落差(drop)，引起不平衡负载能力和次同步振动成反比地变化。例如，较小的轴承隙距和较长的轴承有效长度对于转子中的给定平衡状态，将导致在轴承上较高的不平衡负载，但也会造成合乎需要地减小在高速时的次同步振动。这种减小归因于改善的稳定特性，稳定特性的改善增大了涡轮增压器工作速度范围外的失稳速度阈值。较大的轴承隙距和较低的轴承有效长度可导致次同步振动，但轴承所经受的不平衡负载会较低。下文所述的实施例通过达到对于压缩机轴承和涡轮增压器的涡轮轴承的独特轴承隙距、落差和有效长度参数而解决了此问题。
图1为根据本技术一些实施例的具有联接到发动机14上的涡轮增压器12的系统10的框图。该系统10可包括车辆如机车、汽车、公共汽车，或船舶。作为备选，系统10可包括静止系统，如具有联接到发电机上的发动机14的发电系统。所示的发动机14为压燃式发动机，如柴油发动机。然而，发动机14的其它实施例包括火花点火式发动机，例如汽油供能的内燃发动机。
如图所示，系统10包括排气再循环(EGR)系统16、中间冷却器18、燃料喷射系统20、进气歧管22，以及排气歧管24。所示的涡轮增压器12包括经由传动轴30联接到涡轮28上的压缩机26。EGR系统16可包括设置在排气歧管24下游且在压缩机26上游的EGR阀32。此外，系统10包括联接到整个系统10的各种传感器和装置上的控制器34，例如电子控制单元(ECU)。例如，所示的控制器34联接到EGR阀32和燃料喷射系统20上。然而，除一些其它器件外，控制器34还可联接到系统10的各个所示构件的传感器和控制器件上。
如图1中所示，系统10如箭头36所示地使空气进入压缩机26中。此外，如下文进一步所述，压缩机26可通过控制EGR阀32，如箭头38所示地使一部分来自于排气歧管24的排气进入。继而，压缩机26压缩进入空气和部分的发动机排气，并经由管道40将压缩气体输出到中间冷却器18中。中间冷却器18用作热交换器，以除去压缩过程所产生的压缩空气中的热量。正如所认识到的那样，压缩过程通常会使进入空气变热，且因此对进入空气在其进入进气歧管22之前进行冷却。如进一步所示，经压缩和冷却的空气经由管道42从中间冷却器18传递到进气歧管22中。
然后，进气歧管22将压缩气体引入发动机14中。发动机14然后在各种活塞气缸组件例如4个、6个、8个、10个、12个或16个活塞气缸组件内压缩该气体。燃料从燃料喷射系统20直接喷射到发动机气缸中。控制器34可控制燃烧喷射系统20的燃料喷射定时，以便在合适的时间将燃料喷射到发动机14中。当各活塞在其对应的气缸内压缩一定量的空气时，压缩空气的热量会点燃燃料。
继而，发动机14经由排气歧管24从各种活塞气缸组件中排出燃烧产物。来自于发动机14的排气然后穿过管道44从排气歧管24传递至涡轮28。此外，如箭头46所示，部分排气可从管道44引导至EGR阀32。在此，如上文所述，部分排气如箭头38所示地传递到压缩机26的空气进口中。控制器34控制EGR阀32，使得适合的部分排气传递到压缩机26中，这取决于系统10的各种工作参数和/或环境条件。如图所示，排气驱动涡轮28，以便涡轮使轴30旋转，且驱动压缩机26。如箭头48所示，排气然后传递出系统10且具体而言是传递出涡轮28。当压缩机26受到驱动时，产生附加的空气进入，从而通过为燃烧过程提供附加的空气来改善发动机的性能、功率密度以及效率。
如下文将详细论述的那样，优化涡轮增压器的固定瓦块轴颈轴承的有些参数可减小磨损，以及改善涡轮增压器系统的性能。例如，通过改变支承轴30的两个轴颈轴承的参数，可减小轴承上的不平衡负载，同时改善轴承的稳定性。这些改善导致功率消耗减少、高转速时的油温降低，以及轴承内表面上的磨损减小。具体而言，在一些情况下，由于涡轮28叶片上的排气沉积物，可引起轴承和轴30上的不平衡负载变得更高。如下文将进行论述的那样，涡轮叶片上的这些沉积物可在轴颈轴承上引起较高的不平衡负载，当涡轮28以及所附接的轴30的转速增大时，轴颈轴承上的不平衡负载就会增大。具体而言，沉积物可从叶片的一部分上脱落，同时在叶片的另一部分上则保持，从而在涡轮叶片旋转期间引起不平衡。例如，在一种情形中，沉积物可从涡轮叶片的一部分上除去，同时在涡轮叶片的另一部分上则保持。这种情况将会在涡轮叶片旋转期间引起轴颈轴承中的不平衡负载增大。所公开的实施例减小了这些因素在涡轮增压器12工作时的影响。
图2示出了涡轮增压器12的实施例的剖面侧视图。所示实施例的涡轮增压器12包括涡轮端50和压缩机端52。如图所示，涡轮28定位在涡轮端50，而压缩机26定位在压缩机端52。压缩机26和涡轮28通过可旋转轴30联接。涡轮28和压缩机26分别包括从轴30向外延伸的多个径向叶片或桨叶。轴30可由独特设计的轴承系统支承，该轴承系统包括涡轮端轴承54和压缩机端轴承56。轴承系统可构造成用以对轴30提供径向支承和轴向支承。在所示的实施例中，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56均为流体膜固定瓦块轴承(本文中也称为固定瓦块轴颈轴承)。如本文所述，流体膜固定瓦块轴承(或固定瓦块轴颈轴承)为一种轴承，在其中，轴或轴颈可在具有通过流体动力效应将两个部件隔离的一层油、脂或润滑剂的轴承中旋转。
在工作中，轴30可由固定瓦块轴颈轴承54和56中的润滑流体膜支承，该润滑流体例如为油。涡轮端轴承54联接到涡轮机壳58上且定位在其内。如图所示，过渡段60将排气经由通路吸入到涡轮增压器中，包括通过护罩62，进入排气出口64。排气在其穿过联接到转子盘66上的喷嘴环68和桨叶70(例如，多个径向叶片)时会引起转子盘66旋转。例如，叶片或桨叶70以一定方式成角度的，以在排气从过渡段60流至排气出口64时引起转子盘66、轴30和压缩机26旋转。继而，压缩机26的压缩机叶片72以一定方式成角度的，以响应于涡轮28的旋转来压缩和迫使空气进入发动机14的进气歧管22中。增加进入发动机14中的空气可改善发动机的效率和性能。如图所示，在工作时，联接到轴30上的元件围绕轴线74旋转。固定瓦块轴颈轴承54和56构造成用以沿轴30的轴线74提供径向支承和轴向支承。在实施例中，轴30包括定位在轴30内的柱螺栓(stud)76，其可为轴30及其所附接的构件提供支承。如图所示，润滑流体可以升高的压力从储器经由供油回路78供送至涡轮端轴承54和压缩机端轴承56。因此，形成在旋转轴与轴承固定瓦块之间的油膜就提供了足够的支承，用以消除轴与轴承之间的接触。如文中所述，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的设计改进可导致在涡轮增压器12中改善性能和减小磨损。
图3示出了包括涡轮盘66、涡轮端轴承54、轴30、压缩机端轴承56和压缩机26的实施例的详细剖面侧视图。在实施例中，当涡轮增压器工作时，涡轮盘66、轴30、柱螺栓76和压缩机26围绕轴线74旋转。如所认识到的那样，当轴30在可用油或其它适合的润滑剂润滑的静止的涡轮端轴承54和压缩机端轴承56内旋转时，上述构件便可旋转。轴颈支承的轴的直径80构造成用以在轴颈轴承54和56的内径内旋转。如下文所述，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的参数可以改变，以最大限度地减小轴承和涡轮增压器构件中的磨损和振动，该磨损和振动是由运行中的涡轮叶片和压缩机叶轮上的沉积物造成的日益升高的不平衡水平所引起。
图4示出了示例性固定瓦块轴颈轴承的实施例的剖面侧视图。在所示的实施例中，示出了涡轮端轴承54。示例性涡轮端轴承54的参数和构件可以改变，并且可不同于压缩机端轴承56的那些参数和构件，用以优化轴承和涡轮增压器的性能。例如，诸如有效长度、隙距和落差的轴承参数在涡轮端轴承54与压缩机端轴承56之间可有所不同。隙距参数也可描述为隙距除以轴直径的比率。该参数也称为隙距比。涡轮端轴承54可具有6mil至10mil(1mil＝1/1000英寸)的落差，0.7英寸至0.95英寸的有效长度，以及1.33mil/英寸至2.93mil/英寸的隙距比。在一个实施例中，涡轮端轴承54可具有8mil的落差，0.84英寸的有效长度，以及2.06mil/英寸的隙距比。压缩机端轴承56可具有6mil至10mil的落差、1.0英寸至1.2英寸的有效长度，以及1.33mil/英寸至2.93mil/英寸的隙距比Z1。在一个实施例中，压缩机端轴承56可具有8mil的落差、1.1英寸的有效长度，以及1.9mil/英寸的隙距比。
在有些实施例中，涡轮端轴承54可具有小于压缩机端轴承56的有效长度，但落差大致相等。例如，压缩机端轴承56可具有测定为大于涡轮端轴承54有效长度的至少大约30％的有效长度。此外，涡轮端轴承54可具有小于压缩机端轴承56的隙距比。例如，压缩机端轴承56可具有测定为小于涡轮端轴承54的第二隙距比至少大约10％的第一隙距比。在一个实施例中，还可增大轴承54和56的落差，从而减小润滑轴承的油的温升，这继而又会导致涡轮增压器中寄生功率损失的减小。上述变化可减小由转子组件中的同步不平衡所造成在压缩机端轴承56中的不平衡负载。此外，增大压缩机端轴承56的有效长度会提高稳定性，这归因于通过增大压缩机端轴承56的隙距比以及增大涡轮端轴承54的隙距比会造成在高速时转子系统的稳定性降低。
如图所示，涡轮端轴承54包括法兰82。法兰82可用于将轴颈轴承刚性地联接到其位于涡轮机壳58内的位置上。轴颈内表面84可具有足够的光洁度，以容许轴30在轴颈轴承内自由地旋转。轴在涡轮端轴承54内旋转可通过油加以促进，该油可经由供油槽86和进油口88供送至轴承。在一个实施例中，进油口88可连接到供油回路78上。例如，三组供油槽86和进油口88可围绕轴颈内表面84等距地间隔开。如下文所述，轴颈内表面84可从供油槽86沿轴的旋转方向向内会聚或倾斜。有效长度90示为轴颈内表面84的轴向长度。有效长度90为润滑流体膜在固定瓦块轴承轴承54中作用于其上的长度。此外，轴颈内表面84的有效长度90可直接影响轴颈轴承可容许的负载量。轴颈轴承54内表面的直径大体上由标号92表示。
图5示出了沿图4的线5-5所截取的涡轮端轴承54实施例的剖面详图。如图所示，轴直径80小于轴承内表面直径92，从而容许轴30在经润滑的涡轮端轴承54内自由地旋转。在轴承的整个轴颈内表面84内等距地间隔开的三个供油槽86也包括在涡轮端轴承54中。隙距96为轴直径80(即，轴30的外圆周)与同心圆98之间的距离。如图所示，同心圆98用于代表具有恒定直径的圆，该恒定直径等于轴颈内表面直径92的最小直径。在该实施例中，同心圆98与轴颈内表面直径92之间的距离在供油槽86附近最大，以在轴30沿逆时针方向102旋转时能够分配润滑油。轴承内表面84大致朝向同心圆98会聚，直到由标号100表示的会聚面末端。换句话说，在点100处，轴承内表面84和同心圆98大致彼此会聚。轴颈内表面84沿轴旋转方向102会聚。隙距96可描述为隙距比(例如，隙距96除以轴颈直径80)的函数。油从供油槽86和轴颈内表面84的会聚部分进行分配和流动，导致在轴30的外表面与轴颈轴承内表面84之间的动态行为的改善。在该实施例中，落差94为用于表示在同心圆98与供油槽86会聚部分的起始点(beginning)之间的距离的参数。
图6为示出在工作速度112范围内的轴承系统10的一个实施例的稳定性的图表110，该轴承系统10包括涡轮端轴承54和压缩机端轴承56。x轴112为工作速度与最大速度之比，其提供了对轴颈支承的轴30在轴承内的转速的指示。y轴114示出了在整个速度范围的轴承系统的阻尼比。当阻尼比接近零或小于零时，系统就可能变得不稳定。线116示出了上述改变之前轴承系统10的性能，即其中，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的系统10参数是相同的。线118示出了改变涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的落差参数和/或隙距参数以改善不平衡容许量的效果。线120反映了在线118变化以及压缩机端轴承56有效长度增大时系统改善的稳定性。如图表中所示，当对轴承参数进行改变时，保持了轴承系统的稳定性，同时显著地减小了不平衡负载对轴承的影响。
图7为图表124，示出了在工作速度126范围内的涡轮端轴承54上的典型不平衡负载。x轴126示出了在涡轮端轴承54内的轴颈支承的轴30的工作速度与最大转速之比。y轴128示出了在整个速度范围内轴承不平衡负载除以涡轮端轴承54的有效长度之比。线130示出了上述改变之前轴承系统10的性能，即其中，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的系统10参数分别是相同的。线132示出了改变涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的落差参数和/或隙距参数的效果。线134反映了在线132变化以及压缩机端轴承56的有效长度增大时不平衡对轴承的影响。如图表中所示，当轴承参数改变时，在涡轮端轴承54上获得了合乎需要地减小的不平衡负载。
图8为压缩机轴承的不平衡负载的图表136，包括工作速度与最大速度之比138相对于每单位长度负载之比140。线142示出了上述改变之前轴承系统10的性能，即其中，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的系统10参数分别是相同的。线144示出了改变涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的落差参数和/或隙距参数的效果。线146反映了在线144变化以及压缩机端轴承56的有效长度增大时不平衡对轴承的影响。
图9为由极不平衡的转子所造成的涡轮端轴承的不平衡负载的图表148，包括工作速度与最大速度之比150相对于每单位长度负载之比152，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进。图表148示出了转子不平衡的极端情况可怎样地影响轴承负载。在图表148中，线154示出了上述改变之前轴承系统的性能，即其中，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的系统10参数分别是相同的。线156示出了改变涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的落差参数和/或隙距参数以及增大压缩机端轴承56的有效长度的效果。
图10为由极不平衡的转子所造成的压缩机轴承的不平衡负载的图表158，包括工作速度与最大速度之比160相对于每单位长度负载之比162，从而示出了通过独特轴承系统的实施例所实现的改进。线164示出了在上述改变之前轴承系统的性能，即其中，涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的系统10参数分别是相同的。线166示出了改变涡轮端轴承54和压缩机端轴承56的落差参数和/或隙距参数以及增大压缩机端轴承56的有效长度的效果。
如参照图1至图10在上文中详细描述的那样，本文的示例性实施例的技术效果将提供一种改善涡轮增压器性能和可靠性并优化轴颈轴承构件参数以实现这些改善的系统和方法。因此，上文所述的实施例可在适合的计算机系统、控制器、存储器或一般而言的机器可读介质上实施。例如，各步骤、相关等式和模拟技术可对应于设置在机器可读介质上的计算机指令、逻辑或软件代码。此外，可使用计算机执行的方法和/或用于模拟这些参数的计算机代码来在制造原型和对参数进行改变之前模拟涡轮增压器的性能。
尽管文中仅示出和描述了本文的一些实施例，但本领域的技术人员可想到许多变型和改变。因此，应当理解的是，所附权利要求旨在涵盖落入本文真正精神内的所有这些变型和改变。

Claims (10)

1.一种涡轮增压器(12)，包括：
压缩机(26)；
涡轮(28)；
将所述压缩机(26)联接到所述涡轮(28)上的具有共同直径的轴(30)；
设置成在所述轴(30)的压缩机端部(52)处围绕所述轴(30)的第一流体膜固定瓦块轴承(56)；以及
设置成在所述轴(30)的涡轮端部(50)处围绕所述轴(30)的第二流体膜固定瓦块轴承(54)，其中，所述第一流体膜固定瓦块轴承(56)和所述第二流体膜固定瓦块轴承(54)相对于彼此具有不同的隙距比、有效长度，或两者。
2.根据权利要求1所述的涡轮增压器(12)，其特征在于，所述第一流体膜固定瓦块轴承(56)具有测定为小于所述第二流体膜固定瓦块轴承(54)的第二隙距比至少大约10％的第一隙距比。
3.根据权利要求2所述的涡轮增压器(12)，其特征在于，所述第一流体膜固定瓦块轴承(56)具有测定为大于所述第二流体膜固定瓦块轴承(54)的第二有效长度至少大约30％的第一有效长度。
4.根据权利要求3所述的涡轮增压器(12)，其特征在于，所述第一隙距比与所述第二隙距比的差值以及所述第一有效长度与所述第二有效长度的差值构造成用以减小在所述第一流体膜固定瓦块轴承(56)和所述第二流体膜固定瓦块轴承(54)中的不平衡负载，所述不平衡负载因随时间的推移在涡轮叶片上的沉积物所造成的在转子中的不平衡而引起。
5.根据权利要求4所述的涡轮增压器(12)，其特征在于，所述第一隙距比与所述第二隙距比的差值以及所述第一有效长度与所述第二有效长度的差值构造成用以减小在所述第一流体膜固定瓦块轴承(56)和所述第二流体膜固定瓦块轴承(54)中的次同步振动。
6.根据权利要求3所述的涡轮增压器(12)，其特征在于，所述第一隙距比与所述第二隙距比的差值以及所述第一有效长度与所述第二有效长度的差值构造成用以减小由涡轮叶轮的叶片上的排气沉积物所造成的在所述涡轮增压器(12)中的所述轴承上的不平衡负载。
7.根据权利要求3所述的涡轮增压器(12)，其特征在于，所述第一流体膜固定瓦块轴承(56)包括增大的第一落差尺寸，以及所述第二流体膜固定瓦块轴承(54)包括增大的第二落差尺寸，以及其中，所述增大的第一落差尺寸和所述增大的第二落差尺寸减小经过所述轴承的油的温升，导致减小在所述涡轮增压器(12)中的寄生功率损失。
8.一种涡轮增压器系统(10)，包括：
压缩机流体膜固定瓦块轴承(56)；以及
涡轮流体膜固定瓦块轴承(54)，其中，所述压缩机流体膜固定瓦块轴承(56)和所述涡轮流体膜固定瓦块轴承(54)相对于彼此具有不同的隙距比和有效长度。
9.根据权利要求8所述的涡轮增压器系统(10)，其特征在于，所述涡轮增压器系统(10)包括联接到所述涡轮增压器系统(10)上的发动机(14)。
10.根据权利要求8所述的涡轮增压器系统(10)，其特征在于，所述涡轮增压器系统(10)包括包含有所述涡轮增压器系统(10)的车辆。
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