增压器轴向力测量及止推轴承优化设计研究
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止推轴承承载能力不能满足增压器轴向力的要求， 会导致止推轴承油膜厚度减小，发生摩擦副之间的直 接摩擦，出现止推轴承和止推片高温变色，止推轴承磨 损的现象。这些现象在实际应用中，已有多次实例。在 本课题试验中，在最高轴向力状态短时运转，实测止推 轴承温度已达到 142 ℃，温升 80 ℃，工作状况较差。
试验是在配置了混流涡轮和φ140 mm 前倾后弯压 气机的废气涡轮增压器上进行的，该增压器额定转速 70000 r / min。 2.1 增压器轴向力测量方案
增压器轴向力测量是增压器止推轴承设计中的关 键环节，是优化设计计算的输入参数，也是增压器轴 向力平衡的依据。由于车用增压器几何尺寸小，转速 高，使得轴向力测量非常困难，在本课题研究过程中， 经分析止推轴承受力情况，以图 1 方案为基本模式， 探索了几种测量方案。在止推轴承的不同部位，采用
图 5 止推轴承设计结构示意图
4 优化后止推轴承运转情况对比试验
止推轴承工作状况的评估是一个复杂的工作，涉
及到轴承机械效率和油膜厚度的测量，以及多种工况
下的可靠性运转考核。我们现有条件还不能完全满足
上述试验测量条件，现仅以两种轴承的部分测试内容
作对比分析。
4.1 轴承温度测量
轴承工作温度有两个含义：一个是轴承工作的最
∂∂—r（
—r H3
—
µ
∂∂—p—r ）+
∂∂θ（µ—H—r3
∂p— ∂θ
=
6
—r∂（H） +∂θ
12—r —v
（2）
（2）润滑膜厚度
h = hm + hs
（3）
当推力轴承上开有深度为 he 的楔时，有
} hs = h（e 1 -θ/θ0）（楔内）
hs = （0 平台外）
（4）
式中θ0———油楔包角。 （3）边界条件
不同的传感器和放大器的组合型式及测量方式进行了 试验。最后确定了小型电荷传感器 + 准静态放大器的 方案，满足了轴向力测量的基本要求，而且该方案可 以在发动机工作状态测量。
测量记录分析系统利用了重点实验室的研究能力， 以多通道数据记录仪 Vision + Data View + Impression 完 成数据记录和分析处理。
=
µωB2 H2m
p—
vr = ωB—v r，vθ = ωB—vθ，v = ωhm—v
式中 h———润滑膜的厚度；µ———润滑介质的动力粘 度；ω———轴颈的转速； v———挤压速度； p———推力
轴承内的压力分布； B———轴承的宽度； hm—平台处 润滑膜厚度。
则无量纲的广义雷诺方程可写为
图 3 转速 70000 r / min 时涡轮进口与压气机出 口压力差的变化
增压器轴向力测量及止推轴承优化设计研究
何 洪1，徐 华2，张俊跃1，阎瑞乾1 （1 中国北方发动机研究所，山西大同 037036；2 西安交通大学，陕西西安 710049）
摘 要 针对车用高压比涡轮增压器，压气机和涡轮的气体流量和压力变化范围大、止推轴承承受负载高的特 点，易于导致止推轴承出现承载性能不足等问题。研究了增压器轴向力测量的方法，进行了增压器轴向力台架试 验测量，对测量结果作了分析。对现有止推轴承进行了计算，并进行了优化设计，对优化前后的两种止推轴承作 了对比试验分析。 关键词 涡轮增压器，轴向力测量，止推轴承，优化设计 中图分类号：TK423.5 + 2 文献标志码：A
第 23 卷
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承，该轴承的缺陷是承载能力极低，在止推轴承的优 为 7.8 dm3 / min，轴 承 的 功 耗 为 6 kW，轴 承 的 温 升 为
化设计中对此作了计算对比（如图 4）。平面轴承在正 28 ℃。
力的指向，由涡轮进口和压气机出口压力，以及压气 3.2 计算结果
机进口和涡轮出口的压力引起的 4 个力来决定。图 3
在承载负荷确定后，重要的是获得一个最佳的止
是与图 2 试验状态对应的压气机出口压力和涡轮进口 推轴承结构参数。目前我们设计时多采用平面止推轴
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铁道机车车辆———第十三届全国大功率柴油机学术年会论文集
优化设计计算结果表明油楔深度的影响大于油楔 包角的影响。随着油楔深度的减小轴承功耗随之减小， 同时轴承的温升也随之升高。设计计算的结果表明：① 原设计的平面推力轴承不能满足轴承载荷3500 N的要 求。② 改 进 设 计 后 的 推 力 轴 承 能 够 满 足 轴 承 载 荷 3500 N的要求。③从降低轴承温升来考虑则选择推力 轴承的油楔深为 0.1 mm 较好。这时的最小油膜厚度约 为 0. 015mm，所需的润滑油流量为 12. 6dm3 / min，轴承的 功耗为 7 kW，轴承的温升为 15 ℃。④根据优化设计的 限制要求可选择推力轴承的油楔深为 0.05 mm 较好。 这时的最小油膜厚度约为 0.018 mm，所需的润滑油流量
2003 年 1 0 月
RAILWAY LOCOMOTIVE & CAR
Nov. 2003
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文章编号：1008 - 7842（2003）S0 - 0173 - 02
内燃机水空中冷器传热性能及阻力特性测试系统
图 1 轴向力传感器布置方案示意图
2.2 轴向力测量结果分析 在进行 增 压 器 轴 向 力 测 量 前， 我 们 对 它 的 大 小、
方向和其它性质存在着模糊的认识，对影响轴向力的 因素仅有大致的判断。通过对轴向力实际测量试验和 分析，使得我们对轴向力的性质有了一定的确切了解。
（1）轴向力的构成分析 以具有典型特征的增压器转速为 70 000 r / min 时的 轴向力（图 2）为例分析。随着压气机流量向大流量
1 / 3 计算。进行两种止推轴承的对比试验时，除止推
轴承外增压器其它零件完全相同，以避免零件的分散
度对测量结果的影响。
试验结果显示，优化后的轴承摩擦功耗均较原方
案 轴 承 明 显 减 小 ，仅 为 原 方 案 的46 % ～ 71 % ，图6为
第 23 卷增刊 1
铁道机车车辆
Vol.23 Suppl.1
通过对轴向力信号的频谱分析，发现轴向力频谱 成分有这样几个特点：
频谱成分较复杂； 与转速同频的分量不大，处于低频的分量较高； 最高频率基本与转速同频。 各个频率分量的含义有待进一步分析研究。第三 个特点意味着轴向力测量可以采用更为准确的静态力 传感 器，只 要 频 率 响 应 在 2 kHz 左 右，即 可 满 足 如 H140 这样额定转速在 60 000 ～ 70 000 r / min 的增压器的 测量要求。
推力轴承的内压力分别等于腔内 Pin，即
P = Pin r = r1
（5）
联立求解式（2），（3），（4），并带入边界条件式
（2）影响轴向力的主要因素
（5），可得到推力轴承中的润滑膜压力分布。由于在一
为了弄清深受困扰的轴向力产生的原因，在研究 般情况下，二阶偏微分方程没有解析解，本文采用有
中对此进行了初步的测量和分析。一种理论认为轴向 限元法求解雷诺方程及其相关的方程。
常间隙条件下很难获得较高的承载能力，如油膜厚度
在 15µm 时，承载力为 510 N，而改进设计的止推轴承 承载力为 4680 N，是原方案的 9.2 倍。实测的轴向力
止推轴承设计的主要结构如图 5。设计尺寸为 he = 0.05 mm，θ= 36º。
最大达到了 1700 N，平面轴承已经远远不能满足要求。
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铁道机车车辆
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2003 年 1 1 月
RAILWAY LOCOMOTIVE & CAR
Nov. 2003
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文章编号：1008 - 7842（2003）S0 - 0170 - 03
高允许温度，另一个是轴承的温升。对于某一种材料
来说，它有一个允许最高温度，增压器的使用规范中
规定了润滑油回油温度≤120 ℃。而温升对于轴承是重 要的评价指标，它反映的是轴承的机械效率。下式是
温升与轴承摩擦功率损失的关系。
ΔE =ΔT·Tp·Fl
（6）
式中 ΔE———轴承摩擦功率损失，W；
ΔT ———温升，℃ ； Tp———温升系数，1. 7 × 106 J / （m3·℃）；
压力差 ΔP 变化。 图 2 和图 3 可见，增压器转子轴向力与压气机出
状态点。轴向力是静态力与动态力的合成。这里所谓 静态力是指频率变化较缓慢的力，动态力是指信号中
口压力和涡轮进口压力之差 ΔP，两者的变动趋势几 乎完全一致，转子轴向力与压气机出口压力和涡轮进
频率变化较快的那部分力。静态力是主要成分，动态 力是不能忽略的次要成分。同一转速时，静态分量是
王玉端1，齐 放1，俞小莉1，夏立峰2，蒋平灶2 （1 浙江大学动力机械与车辆工程研究所，浙江杭州 310027；
何洪（1963 - ）男，河北唐山人，高级工程师（收稿日期：2003 - 09 - 09）
增刊 1
增压器轴向力测量及止推轴承优化设计研究
171
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调节，轴向力逐步由指向压气机端，变化为指向涡轮 端并逐步加大，图 2 中的每一个台阶对应着一个流量
图 4 几种结构的止推轴承承载性能对比 - - - 楔深 0.1 mm，供油压力 2 个大气压，油楔包角 27º； —·—楔深 0.05 mm，供油压力 2 个大气压，油楔包角 27º； ———楔深 0.05 mm，供油压力 2 个大气压，油楔包角 36º； ·····原设计轴承，供油压力 2 个大气压。
试验是在配置了混流涡轮和φ140 mm 前倾后弯压 气机的废气涡轮增压器上进行的，该增压器额定转速 70000 r / min。 2.1 增压器轴向力测量方案
增压器轴向力测量是增压器止推轴承设计中的关 键环节，是优化设计计算的输入参数，也是增压器轴 向力平衡的依据。由于车用增压器几何尺寸小，转速 高，使得轴向力测量非常困难，在本课题研究过程中， 经分析止推轴承受力情况，以图 1 方案为基本模式， 探索了几种测量方案。在止推轴承的不同部位，采用
图 5 止推轴承设计结构示意图
4 优化后止推轴承运转情况对比试验
止推轴承工作状况的评估是一个复杂的工作，涉
及到轴承机械效率和油膜厚度的测量，以及多种工况
下的可靠性运转考核。我们现有条件还不能完全满足
上述试验测量条件，现仅以两种轴承的部分测试内容
作对比分析。
4.1 轴承温度测量
轴承工作温度有两个含义：一个是轴承工作的最
∂∂—r（
—r H3
—
µ
∂∂—p—r ）+
∂∂θ（µ—H—r3
∂p— ∂θ
=
6
—r∂（H） +∂θ
12—r —v
（2）
（2）润滑膜厚度
h = hm + hs
（3）
当推力轴承上开有深度为 he 的楔时，有
} hs = h（e 1 -θ/θ0）（楔内）
hs = （0 平台外）
（4）
式中θ0———油楔包角。 （3）边界条件
不同的传感器和放大器的组合型式及测量方式进行了 试验。最后确定了小型电荷传感器 + 准静态放大器的 方案，满足了轴向力测量的基本要求，而且该方案可 以在发动机工作状态测量。
测量记录分析系统利用了重点实验室的研究能力， 以多通道数据记录仪 Vision + Data View + Impression 完 成数据记录和分析处理。
=
µωB2 H2m
p—
vr = ωB—v r，vθ = ωB—vθ，v = ωhm—v
式中 h———润滑膜的厚度；µ———润滑介质的动力粘 度；ω———轴颈的转速； v———挤压速度； p———推力
轴承内的压力分布； B———轴承的宽度； hm—平台处 润滑膜厚度。
则无量纲的广义雷诺方程可写为
图 3 转速 70000 r / min 时涡轮进口与压气机出 口压力差的变化
增压器轴向力测量及止推轴承优化设计研究
何 洪1，徐 华2，张俊跃1，阎瑞乾1 （1 中国北方发动机研究所，山西大同 037036；2 西安交通大学，陕西西安 710049）
摘 要 针对车用高压比涡轮增压器，压气机和涡轮的气体流量和压力变化范围大、止推轴承承受负载高的特 点，易于导致止推轴承出现承载性能不足等问题。研究了增压器轴向力测量的方法，进行了增压器轴向力台架试 验测量，对测量结果作了分析。对现有止推轴承进行了计算，并进行了优化设计，对优化前后的两种止推轴承作 了对比试验分析。 关键词 涡轮增压器，轴向力测量，止推轴承，优化设计 中图分类号：TK423.5 + 2 文献标志码：A
第 23 卷
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承，该轴承的缺陷是承载能力极低，在止推轴承的优 为 7.8 dm3 / min，轴 承 的 功 耗 为 6 kW，轴 承 的 温 升 为
化设计中对此作了计算对比（如图 4）。平面轴承在正 28 ℃。
力的指向，由涡轮进口和压气机出口压力，以及压气 3.2 计算结果
机进口和涡轮出口的压力引起的 4 个力来决定。图 3
在承载负荷确定后，重要的是获得一个最佳的止
是与图 2 试验状态对应的压气机出口压力和涡轮进口 推轴承结构参数。目前我们设计时多采用平面止推轴
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优化设计计算结果表明油楔深度的影响大于油楔 包角的影响。随着油楔深度的减小轴承功耗随之减小， 同时轴承的温升也随之升高。设计计算的结果表明：① 原设计的平面推力轴承不能满足轴承载荷3500 N的要 求。② 改 进 设 计 后 的 推 力 轴 承 能 够 满 足 轴 承 载 荷 3500 N的要求。③从降低轴承温升来考虑则选择推力 轴承的油楔深为 0.1 mm 较好。这时的最小油膜厚度约 为 0. 015mm，所需的润滑油流量为 12. 6dm3 / min，轴承的 功耗为 7 kW，轴承的温升为 15 ℃。④根据优化设计的 限制要求可选择推力轴承的油楔深为 0.05 mm 较好。 这时的最小油膜厚度约为 0.018 mm，所需的润滑油流量
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文章编号：1008 - 7842（2003）S0 - 0173 - 02
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图 1 轴向力传感器布置方案示意图
2.2 轴向力测量结果分析 在进行 增 压 器 轴 向 力 测 量 前， 我 们 对 它 的 大 小、
方向和其它性质存在着模糊的认识，对影响轴向力的 因素仅有大致的判断。通过对轴向力实际测量试验和 分析，使得我们对轴向力的性质有了一定的确切了解。
（1）轴向力的构成分析 以具有典型特征的增压器转速为 70 000 r / min 时的 轴向力（图 2）为例分析。随着压气机流量向大流量
1 / 3 计算。进行两种止推轴承的对比试验时，除止推
轴承外增压器其它零件完全相同，以避免零件的分散
度对测量结果的影响。
试验结果显示，优化后的轴承摩擦功耗均较原方
案 轴 承 明 显 减 小 ，仅 为 原 方 案 的46 % ～ 71 % ，图6为
第 23 卷增刊 1
铁道机车车辆
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通过对轴向力信号的频谱分析，发现轴向力频谱 成分有这样几个特点：
频谱成分较复杂； 与转速同频的分量不大，处于低频的分量较高； 最高频率基本与转速同频。 各个频率分量的含义有待进一步分析研究。第三 个特点意味着轴向力测量可以采用更为准确的静态力 传感 器，只 要 频 率 响 应 在 2 kHz 左 右，即 可 满 足 如 H140 这样额定转速在 60 000 ～ 70 000 r / min 的增压器的 测量要求。
推力轴承的内压力分别等于腔内 Pin，即
P = Pin r = r1
（5）
联立求解式（2），（3），（4），并带入边界条件式
（2）影响轴向力的主要因素
（5），可得到推力轴承中的润滑膜压力分布。由于在一
为了弄清深受困扰的轴向力产生的原因，在研究 般情况下，二阶偏微分方程没有解析解，本文采用有
中对此进行了初步的测量和分析。一种理论认为轴向 限元法求解雷诺方程及其相关的方程。
常间隙条件下很难获得较高的承载能力，如油膜厚度
在 15µm 时，承载力为 510 N，而改进设计的止推轴承 承载力为 4680 N，是原方案的 9.2 倍。实测的轴向力
止推轴承设计的主要结构如图 5。设计尺寸为 he = 0.05 mm，θ= 36º。
最大达到了 1700 N，平面轴承已经远远不能满足要求。
第 23 卷增刊 1
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高允许温度，另一个是轴承的温升。对于某一种材料
来说，它有一个允许最高温度，增压器的使用规范中
规定了润滑油回油温度≤120 ℃。而温升对于轴承是重 要的评价指标，它反映的是轴承的机械效率。下式是
温升与轴承摩擦功率损失的关系。
ΔE =ΔT·Tp·Fl
（6）
式中 ΔE———轴承摩擦功率损失，W；
ΔT ———温升，℃ ； Tp———温升系数，1. 7 × 106 J / （m3·℃）；
压力差 ΔP 变化。 图 2 和图 3 可见，增压器转子轴向力与压气机出
状态点。轴向力是静态力与动态力的合成。这里所谓 静态力是指频率变化较缓慢的力，动态力是指信号中
口压力和涡轮进口压力之差 ΔP，两者的变动趋势几 乎完全一致，转子轴向力与压气机出口压力和涡轮进
频率变化较快的那部分力。静态力是主要成分，动态 力是不能忽略的次要成分。同一转速时，静态分量是
王玉端1，齐 放1，俞小莉1，夏立峰2，蒋平灶2 （1 浙江大学动力机械与车辆工程研究所，浙江杭州 310027；
何洪（1963 - ）男，河北唐山人，高级工程师（收稿日期：2003 - 09 - 09）
增刊 1
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调节，轴向力逐步由指向压气机端，变化为指向涡轮 端并逐步加大，图 2 中的每一个台阶对应着一个流量
图 4 几种结构的止推轴承承载性能对比 - - - 楔深 0.1 mm，供油压力 2 个大气压，油楔包角 27º； —·—楔深 0.05 mm，供油压力 2 个大气压，油楔包角 27º； ———楔深 0.05 mm，供油压力 2 个大气压，油楔包角 36º； ·····原设计轴承，供油压力 2 个大气压。
