（机械设计及理论专业论文）内燃机曲轴轴承系统摩擦学动力学耦合研究.pdf

合肥_ r _ 业大学博士学位论文 摘要 内燃机曲轴一轴承系统是内燃机的关键部件，其摩擦学、动力学性能不仅直接影响到内燃机 工作的可靠性和耐久性，还限制了内燃机潜力的发挥。因而，摩擦学、动力学性能分析历来是该 系统设计理论基础的重要组成部分。然而长期以来，由于曲轴轴承系统特殊的结构形式和复 杂的受力状况理论研究难度较大，其摩擦学和动力学行为的分析是在两个独立的领域里分别进 行的。因此，进行曲轴轴承系统摩擦学和动力学的耦合研究、提高曲轴- 轴承系统理论分析的准 确性，具有重要的理论意义和现实的应用价值。 首先。本文在分析现有内燃机轴承润滑分析、曲轴动力学分析和转子动力学相关领域研究现 状的基础上，探讨了轴轴承系统摩擦学、动力学耦合的必要性。认为轴一轴承系统所承受的撮普 遍、最常见的载荷形式是变载荷，即使是工作在恒定载荷工况下轴- 轴承系统，其在加载与卸载过 程中也是承受变载荷作用；对变载荷轴承的分析必须同时考虑轴的动力学效应和轴承的摩擦学效 应。据此提出将轴和轴承视为一个整体系统，根据轴的动力学方程和滑动轴承的油膜力方程采 用数值积分方法直接耦合求解轴一轴承系统的摩擦学、动力学行为。 其次，本文采用控制理论的基本观点，详细分析了轴轴承系统中轴承的摩擦学行为与轴动力 学行为问的相互联系，提出了轴轴承系统摩擦学、动力学耦合研究的分析模型，把轴、轴承分别 看作是受控对象和控制器，该模型全面客观地反映了辘、轴承之间的内在联系，物理意义清晰， 可以涵盖所有类型的轴，轴承系统，为轴轴承系统的摩擦学、动力学耦合分析提供了新的研究思 路。 第三本文根据轴轴承系统摩擦学、动力学耦合研究的分析模型，提出了轴轴承系统摩擦 学、动力学耦合研究分析方法：首先建立轴轴承系统的仿真模型，采用a d a m s 和m a t l a b 联合 仿真，实现轴一轴承系统摩擦学、动力学的耦合分析。该方法建模快捷迅速、仿真过程直观、数据 处理方便为研究复杂轴轴承系统摩擦学、动力学效应的耦合作用建立了有效的方法和手段。 第四，采用本文提出的轴一轴承系统的摩擦学、动力学耦合分析方法，研究了刚性轴轴承系 统在冲击载荷、径向变载荷和旋转载荷作用下的摩擦学、动力学行为，采用扫频法研究了刚性轴 一轴承系统的共振频率详细分析了转速、轴承间隙、轴承宽度、润滑油粘度等因素对刚性轴轴承 系统摩擦学、动力学行为的影响。 第五，以弹性轴的柔体动力学分析为基础，建立了弹性轴轴承系统的仿真模型，通过a d a m s 与m a t l a b 联合仿真，研究了弹性轴- 轴承系统在径向正弦载荷作用下的摩擦学、动力学行为， 比较了弹性轴轴承系统和刚性轴- 轴承系统的摩擦学、动力学特性。 合肥工业大学博士学位论文 第六，在自行设计的滑动轴承试验台上，以非接触式电磁激振器产生的正弦激振力作为实验 轴的激励，进行了弹性轴一轴承系统的动力学实验。通过几种参数轴承在不同转速、不同激振频率 条件下的动力学实验，研究了弹性轴- 轴承系统的动力学特性，分析了弹性轴轴承系统共振时的 轴心轨迹、油膜压力以及影响系统共振振幅的因素，实验结果证实了理论分析的正确性。 第七，采用本文提出的轴- 轴承系统建和仿真方法，建立了内燃机曲轴的有限元模型和曲轴一 轴承系统的摩擦学、动力学耦合分析仿真模型，进行了n 4 8 5 柴油机曲轴轴承系统在额定工况下 的摩擦学行为和系统动力学行为的耦合分析，对比了耦台分析和非耦合分析下系统摩擦学、动力 学行为的差异，得到了耦合分析下曲轴主轴颈、连杆轴颈的三维轴心轨迹，讨论了该机型内燃机 曲轴扭转、轴向和径向振动特性及可能的影响因素。 最后，总结了本文所作的主要工作及主要创新点，对今后的进一步研究提出了展望性的意见。 关键词： 轴- 轴承系统耦合分析仿真摩擦学动力学 i l 舍月8 工业大学博士学位论文 a b s t r a c t c r a n k s h a 盘b e a f i n gs y s l e mi so 粥o f 啦em o s ti m p o 啦n tc o m p o n e n 如i n i n e m a le o m b u s t i o n e n g i n e s ( i c e ) t h ep e r f b r n l a n c e so f t h ec r a n k s h a nb e 撕n gs y s t e mn o to n i yh a v ed - r e c te 髓c to nt h e r e l l a b j l t ya n dd u r a b m t yo f t h ee n g i n e ，b u ta l s or e s t r i c tt h ed e v e l o p m b n to f t h ee n g i n op o t e n t i a l i t y a sa r e s u l to ft 1 1 ec o m p l i c a t e ds t r u c t u r ea n dl o a d i n gc o 州i t i o n s ，i ti sh a r dt ou n d e r s t a n do r 帅a i y z et h e n p l l n gt r j b o l o 舀c a la n dd y n a m k a lb e h a v i o r so f t h ec r a n k s h 艟b e a n n gs y s 把m t h e 糠b 0 1 0 9 j c a la n d d y n a m i c a lb e h “i o r sh a v et ob e e ns t u d i e di n d e p e n d e n t l yo nt h ed o m a l no f t r i b o l o g yo rd y n a m i co v e ra i o n gp e r i o do f t i 眦t h e r e f o r e ，i os t u d yt h eb e h “i o r so f t h ec r a n k s h a rb e a r i n gs y s t e mc o u p l i n gb e a r i n g m b 0 1 0 9 yw i t hc r a n k s h a nd y n a m i c sj sv e yi m p o r t a n tb d t hi nt h e o r e t i c a 1a n dp r a c t i c a ls e n s e a tt h eb e g i nn i n go ft h i sd i s s e r t a t i o n ，t h ep r e s e n ts l a t u so ft h et r | b o i o g i c a ia n a i y s i s 口f 【c ej o u r n a i b e a r i n g s ，d ”a m i c a lc a i c u i a t i o no f c 曙n - d h a f ta n d c 0 订i a t t v er e s e a r c h e so f r o t o rd y n a m i c 5a r er e v i e w 鲥 t or e v e a lt h er e l a t i o l l s h i p sb e t 、v e e nt r i b o l o g i c a l 如dd y n a m i c a i b e h a v i o r so fs h a rb e a r i n gs y s t e m ， a na r i a 虮i c a lm o d e io ft h es h 蛆b e a r i n gs y s t e mi sb r o u 曲tf o 州a r d a c c o r d - n gt ot h em o d e i ，t h es h a f t b e a r i n gs y s 把mi st a k e na sa n 蛐c o n 拓o is y s t e m ，a n dt h eb e a r i n g sa n ds h a f ca r et a k e na sc o n t m l l e r s a n dc o n t r 0 1 1 e do 巧e c t t h ea n 8 j ”i c a lm o d e i h a sac l e a rp h y s i cs e n s ea n dc a nb ea p p ! i e dt on e 酬ya 1 1 t h e t y p e so f s h a 壬ib e a r i n gs y s t e m a c c o r d i n gt ot h ea n a l y t i c a lm o d e l ，an e wc o u p i n ga n a l y z i n gn 他t h 。df o rs h 啦b e a r i n gs y s t e mb p u tf o n v a r d w i t ht h i sm d h o d ，as i m u l a t i n gm o d e io f t h es h a f tb e a r j n gs y s l e mi ss e t “pa fn r 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诅t n gs p e e do fs h 娟，w i d t ha n dc l e a r a n c eo f b e a r i n g ，l u b r i c a n t v i s c o s i l yo ni h eb e h a v i o r so f s h a f cb e a r i n gs ”t e ma r ed i s c u s s e d b a s e do nt h et h e o r yo f 玎e x i b l em u 陆b o d y 西n 姗i c s ，as i m u l a t i n gm o d e lo fn e x t b l es h a nb e a 如g i ss e tu p ，b yt h ej o i n ts i m u l a t i o no fa d a m sa “dm a t l a b ，t h en e x i b l es h a 艮b e a r i n gs y s t e m s a n a i y z e d t h ec o u p i i n gt r i b o l o g i c a la n dd y n a m i c a ib e h a v i o r sa r ec o m p a 心db e t w e e n 们ex l b i ea n dr i g i d s h a 矗b e a r i n gs y 咖m s ， e x p e r i m e n t so fa e x i b l es h a r b e a r j n gs y s t e ma r ed o n eo nt h et e s ts e td e s i g n e db yt h ea u l h o la n o n - c o n t a c te l e c t r o m a g n e “ca c t u a t 。ri 5u s e di nm ee x p e r i m e n 拓t h er e s u l so f 也ee x p e r 王m e n t s 越e i n 【r o d u c e da n dd j s c u s s e d t h ei n m i e n c e so fr o t a t i o n a 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n gs y s t e m k yw o r d s ：s h a f tb e a r i n gs y s t e m ，c o u p i i n ga n a i y s i s ，s i m u i a t i o n ，1 1 i b o i o g y ，d y n a m i c s 合肥工业大学博士学位论文 插图清单 本文的逻辑结构i i 轴颈- 轴承系统1 4 轴承的结构几何” 轴承展开图1 6 轴承区域划分1 6 两种计算方法的轴心动态过程比较2 l 两种计算方法的轴心轨迹比较2 2 两种计算方法的最大油膜压力比较2 2 两种计算方法的油膜压力分布比2 3 两种计算方法的最小油膜厚度比较 两种计算方法的偏心率比较 两种计算方法的油膜反力比较一 轴一轴承系统力学模型一 轴轴承系统的分析模型一 a d m a s 与m a t l a b 联合仿真的基本原理一 轴子系统模型 2 3 2 4 2 4 2 7 2 7 2 9 轴承子系统模型3 1 轴轴承系统整体耦台分析仿真模型3 2 仿真算例的动态响应 仿真算例的轴心位移的频谱 仿真算例的油膜反力 仿真算例的最大油膜压力与最小油膜厚度 刚性轴轴承系统的系统分析模型 冲击载荷作用下轴心的动态过程 冲击载荷激励质轴心动态轨迹 正弦载荷作用下刚性轴- 轴承系统的响应曲线一 轴颈转速与刚性轴轴承系统正弦响应共振频率 算例3 的轴心动态过程 3 3 3 3 3 4 3 4 3 7 3 7 3 8 3 9 3 9 4 0 算例3 的轴心轨迹4 1 算例3 的最大油膜压力与最小油膜厚度 算例4 的轴心动态过程 4 1 算例4 的最大油膜压力与最小油膜厚魔 4 2 旋转载荷作用下风性轴一轴承系统的响应曲线4 2 旋转载荷作用下系统共振频率与轴颈转速的关系4 3 算例5 的轴心动态过程4 3 算例5 的轴心轨迹 算例5 最大油膜压力和最小油膜厚度一 算例6 的轴心动态过程一 4 4 4 4 4 5 m“撕蜥”档”川m蛐粥”洲牝骱郾毗酊酏毗叭纰眦蚍图图图图图图图图囤图图圈图图图图图图图图图图匿图图图圈图 合肥工业大学博士学位论文 图4 1 7 算例6 的轴心轨迹一4 ， 图4 18 算例6 的最大油膜压力和最小油膜厚度4 5 图4 1 9 不同间隙条件下刚性轴轴承系统的响应曲线4 6 图4 2 0 轴承间隙与刚性轴轴承系统共振频率的关系4 6 圈4 2 1 不同长径比条件下刚性轴轴承系统的响应曲线4 7 图4 2 2 轴承长径比与剐性轴轴承系统共振频率的关系4 7 图4 2 3 不同粘度条件下刚性轴轴承系统的响应曲线4 8 图5 1柔性体的坐标系和坐标描述5 0 圈5 2 多柔体系统动力学方程的求解过程一5 5 圈5 3 弹性轴轴承系统的系统力学模型s 6 图5 4 刚性轴轴承系统的频响特性5 7 阁5 5 轴颈转速与刚性轴一轴承系统自然频率5 7 图5 6弹性轴轴承系统的频响特性5 8 图5 7刚、弹性轴轴承系统频响特性比较5 8 图5 8刚、弹性轴轴承系统共振时的轴心轨迹比较5 9 图5 9刚、弹性轴轴承系统共振时的最大油膜压力比较6 0 图5 1 0 刚、弹性轴轴承系统共振时的最小油膜厚度比较6 0 图6 1实验装置原理6 2 图6 - 2 实验台现场照片6 3 图6 3实验装置测控系统原理图6 3 图6 - 4 测控系统现场照片6 4 图6 5 图6 - 6 图6 - 7 图6 8 圈6 9 图6 1 0 图6 一l l 图6 1 2 i 茎| 7 1 图7 2 图7 3 图7 - 4 实验轴的结构形式6 5 实验轴的自然模态及其振型6 5 传感器在轴承中安装位置6 5 部分实验的频晌曲线6 9 轴承间隙对振幅的影响7 0 轴承宽度对振幅的影响7 0 菇振时的轴心轨迹7 1 实验6 的油膜压力响应7 2 n 4 8 5 柴油机在额定工况下的示功图7 4 曲轴系统曲柄连杆机构简图7 5 n 4 8 5 柴油机曲柄销载荷7 6 n 4 8 5 柴油机曲柄销激励载荷的谐次分析7 6 图7 - 5 单位曲轴的扭转变形7 7 图7 6 转矩和径向载荷引起曲轴的轴向变形7 8 图7 7 n 4 8 5 柴油机曲轴的有限元模型7 8 图7 - 8 n 4 8 5 柴油机曲轴的振型8 1 图7 9 曲轴- 轴承系统摩擦学、动力学耦合分析仿真模型一8 2 图7 1 0n 4 8 5 柴油机曲轴主轴承油膜反力8 4 图7 一1 1n 4 8 5 柴油机主轴颈轴心轨迹 图7 1 2 n 4 8 5 柴油机主轴承的最小油膜厚度一 图7 一1 3n 4 8 5 柴油机主轴承最大油膜压力 图7 一1 4n 4 8 5 柴油机曲轴扭转振动振幔9 2 图7 1 5 n 4 8 5 柴油机曲轴扭转振动的频率分析9 2 x 盯黔叭 合肥工业大学博士学位论文 图7 1 6 图7 1 7 图7 1 8 图7 1 9 图7 2 0 图7 2 1 图7 2 2 图7 2 3 图7 2 4 n 4 8 5 柴油机曲柄轴向振动振幅 n 4 8 5 柴油机曲轴轴向振动频率分析 n 4 8 5 柴油机曲轴主轴颈径向振动一 n 4 8 5 柴油机曲柄销径向振动一 n 4 8 5 柴油机曲轴主轴颈径向振动频率分析 n 4 8 5 柴油机曲柄销径向振动频率分卡斤 n 4 8 5 柴油机曲轴主轴颈三维振动轨迹一 五个主轴颈三维轨迹相对位置关系 n 4 8 5 柴油机曲柄销轴颈三维振动轨迹。 9 5 9 8 9 8 l o o 孵鸲舛舛舛 合肥工业大学博士学位论文 表4 1 表4 2 表4 3 表6 1 表6 ，2 表7 1 表7 2 表7 3 表7 4 表格清单 冲击载荷激励的算例条件3 6 正弦载荷激励的算例条 牛。4 0 旋转载荷激励算例计算条件4 3 测控系统主要仪器设各6 4 实验方案6 6 n 4 8 5 柴油机曲轴- 轴承系统的参数7 4 曲轴各单元的有限元模型：8 0 飞轮和带轮的质量与惯性矩8 0 n 4 8 5 柴油机曲轴的固有频率8 0 合肥工业大学博士学位论文 主要符号表 动坐标系到惯性坐标系的转换矩阵 轴承宽度，m 轴承半径间隙，m 约束雅可比短阵 气缸直径，m m 微分算子矩阵 偏心距，m d e d f 材料的弹性模量，m p a 柔性体的弹性模量矩阵 外载荷激振频率，h z 旋转载荷下系统的共振频率h z 正弦响应共振频率，h z x 方向油膜反力，n y 方向油膜反力，n 连杆上作用力，n 活塞面积，m 2 切线方向外载荷，n 法线方向外载荷，n z 方向外载荷，n y 方向外载荷，n 重力加速度，m ，s 2 油膜厚度m 最小油膜厚度，m 无量纲油膜厚度 油膜厚度测量值m 柔性体动能 柔性体刚度矩阵 轴长度，m 连杆长度，m a b 。c d d 。垂f f厂工正凡凡，n昂e b疋目g厅万h k， l 合肥工业大学博士学位论文 厶连杆重心到连杆大头的距离，m m 轴颈质量，起 m 。连杆质量，k g ，活塞组质量，垤 肘 柔性体的质量矩阵 h转速r m i n 口油膜压力，n m 2 万无量纲油膜压力 西。 最大油膜压力，n ，m 2 p 。 供油压力n ，m 2 r 轴颈半径，m ， 为动坐标系的位置矢量 口 广义坐标 q 作用于柔性体上的广义力 q f 作用于柔性体上的主动力 q v作用于柔性体上的惯性力，反映陀螺力和哥氏力引起的力学效应 尺 轴承半径，m 风曲柄半径，m s 形函数矩阵 ，时间变量，s r 周期，s n 位置矢量 y 油膜厚度测量值，m x ，弘z惯性坐标系坐标分量 r ，y ，z 动坐标系坐标分量 i ，允i ，j ，x ，y 方向位移对时间的一阶、二阶导数 三 无量纲氏度坐标 d 曲柄转角o 口连杆转角，o s 偏心率s = b 七 s 应变矢量 q油膜压力收敛精度 兜轴心轨迹收敛精度 f临时坐标 x l v 合肥工业大学博士学位论文 n润滑油粘度，p a s ：临时坐标 i 拉格朗日乘子 v泊松比 口 应力矢量 p质量密度，k m 3 偏位角，o 口d $ d t 角速度，r a d s 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成 果。据我所知，除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表 或撰写过的研究成果，也不包含为获得佥壁兰些太堂 或其他教育机构的学位 或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作 了明确的说明并表示谢意。 学位论文作者签名签字日期；年月 日 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解金艘王些盍堂有关保留、使用学位论文的规定，有 权保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘，允许论文被查阅和借 阏。本入授权盒起王塾盘堂可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进 行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编学位论文。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权书 学位论文作者签名 签字日期：年月日 学位论文作者毕业后去向 工作单位： 通讯地址： 导师签名：j = 圭击臼采 签字日期：z o 郇年j 2 月f 5 日 电话： 邮编： 致谢 a c k n 0 、v l e d g m 匣n t 本文工作是在导师桂长林教授悉心指导下完成的。在追随导师近2 0 年的时间里，导师严谨 的治学态度和细致的工作作风自始至终影响着我，作者的点滴进步，都是导师辛勤培养的结果， 在此表示由衷地感谢。导师李志远教授在本文的实验和理论分析工作中给予我悉心指导和热情帮 助，在此表示衷心地感谢。 感谢合肥工业大学动态测试中心陈剑教授和机械汽车学院实验中心许绍平老师提供的实验 设各支持。 感谢国家自然科学基金委员会为本文研究提供的资助( 5 0 1 7 5 0 2 3 ) 。 衷心感谢母亲和家人的关心和支持，他们的爱是激励我前进的力量源泉。 衷心感谢我的妻子，她的理解、支持和鼓励使我有勇气坚持完成了漫长的求学生涯。 李震 2 0 0 5 年9 月于斛兵塘畔 台肥： _ k 大学博士学位论文 第一章绪论 摘要评述了内燃机滑动轴承润滑分析、曲轴轴系动力学分析以及转予动力学领域相关内容的研究模型、 计算方法和近年来的最新研究进展，分析了内燃0 l 曲轴- 轴承系统现有耐f 究的特点，探时r 目前内燃机眙轴 轴承相关研究中存在的问题和小足，探时丁曲轴轴承系统摩擦学、动力学耦台研究的重要意义介绍了本 文的结构、内容和研究思路。 曲轴轴承系统是内燃机中最重要的结构单元之一，主要包括曲轴、连杆、活塞、活塞 销以及与其密切相哭的土轴承、连杆轴承。其可靠性直接关系到内燃机的安拿运转。由于曲 轴一轴承系统特殊的结构和工作环境，其工作条件十分恶劣，很容易产生局部或整体失效， 丰要表现在： ( 1 ) 由十气体爆发压力、活塞连杆组件的惯性力、曲轴的不平衡惯性力等周期性冲击 载荷的作用，内燃机轴承的平均比压高选2 0 8 0 轴颈与轴承之间的相对滑动速度可达 1 0 m 膳“。在这种商负荷的交变载荷作用下，极易产生轴瓦材料的疲劳剥落、轴瓦和轴颈表 面擦伤等失效。此外，由于发动机使用工况( 转速、负荷) 极不稳定、启动和停车频懿，有 些轴瓦可能因得不到及时、充足的润滑而产生擦伤、磨损甚至抱瓦。 ( 2 ) 由于气体爆发压力、活塞连杆组件的惯性力、曲轴的不平衡惯性力等周期性冲击 载荷的作用，曲轴在运转过程中产生扭转、弯曲年u 轴向振动。在变变载荷的长期作用下，曲 轴的振动通过主轴承传递给气缸体，从机体表面辐射出噪声，还可能引发曲轴断裂，导致内 燃机产牛致命故障。 近年来，伴随着内燃机高强化、高速化、大扭矩化发展的趋势，使得气缸的爆发压力急 剧上升，对内燃机曲轴一轴承系统的要求也越来越高，在越来越苛刻的工况条件下，如何精 确地预测曲轴轴承系统的摩擦学和动力学行为、保证内燃机长期可靠地正常运转，对于提 高内燃机整体的工作寿命和可靠性具有十分重大的意义，也一直是人们长期关注的热门研究 课题。 1 2 内燃机滑动轴承润滑分析研究的发展概况 12 1 内燃机轴承润滑的基本计算方法 流体动压润滑理论至今已有1 0 0 多年历史了。早在1 8 8 6 年r e y n 0 1 d s 在t o w e r l 2 1 的机车 轮轴轴承试验的基础上，根据流体力学的基本理论，导出了流体润滑的基本方程，为现代流 体 c f 4 滑理论奠定了基础。自r e ”o l d s ”方程出现到上世纪5 0 年代，受当时计算工具的限制， 体润滑理论奠定了基础。自r e ”o l d s 3 1 方程出现到上世纪5 0 年代，受当时计算工具的限制， 合肥工业大学博士学位论文 第一章绪论 摘要评述了内燃机滑动轴承润滑分析、曲轴轴系动力学分析以及转子动力学领域相关内容的研究模型、 计算方法和近年来的最新研究进展，分析了内燃机曲轴轴承系统现有研究的特点，探讨了目前内燃机曲轴 轴承相关研究中存在的问题和不足，探讨了曲轴- 轴承系统摩擦学、动力学耦台研究的重要意义，介绍了本 文的结构、内容和研究思路。 曲轴轴承系统是内燃机中最重要的结构单元之一，主要包括曲轴、连杆、活塞、活塞 销以及与其密切相关的主轴承、连杆轴承。其可靠性直接关系到内燃机的安全运转。由于曲 轴轴承系统特殊的结构和工作环境，其工作条件十分恶劣，很容易产生局部或整体失效， 主要表现在： ( 1 ) 由于气体爆发压力、活塞连杆组件的惯性力、曲轴的不平衡惯性力等周期性冲击 载荷的作用，内燃机轴承的平均比压高达2 0 8 0 m p “轴颈与轴承之间的相对滑动速度可达 1 0 f r 以。在这种高负荷的交变载荷作用下，极易产生轴瓦材料的疲劳剥落、轴瓦和轴颈表 面擦伤等失效。此外，由于发动机使用工况( 转速、负荷) 极不稳定、启动和停车频繁，有 些轴瓦可能因得不到及时、充足的润滑而产生擦伤、磨损甚至抱瓦。 ( 2 ) 由于气体爆发压力、活塞连杆组件的惯性力、曲轴的不平衡惯性力等周期性冲击 载荷的作用，曲轴在运转过程中产生扭转、弯曲和轴向振动。在交变载荷的长期作用下，曲 轴的振动通过主轴承传递给气缸体，从机体表面辐射出噪声，还可能引发曲轴断裂，导致内 燃机产生致命故障。 近年来，伴随着内燃机高强化、高速化、大扭矩化发展的趋势，使得气缸的爆发压力急 剧上升，对内燃机曲轴轴承系统的要求也越来越高。在越来越苛刻的工况条件下，如何精 确地预测曲轴轴承系统的摩擦学和动力学行为、保证内燃机跃期可靠地正常运转，对于提 高内燃机整体的工作寿命和可靠性具有十分重大的意义，也一直是人们长期关注的热门研究 课题。 1 2 内燃机滑动轴承润滑分析研究的发展概况 1 2 1 内燃机轴承润滑的基本计算方法 流体动压润滑理论至今已有1 0 0 多年历史了。早在1 8 8 6 年r e y n 0 1 d s 在t o w e l 2 】的机车 轮轴轴承试验的基础上，根据流体力学的基本理论，导出了流体润滑的基本方程，为现代流 体润滑理论奠定了基础。自r e y n o l d s 【3 1 方程出现到上世纪5 0 年代，受当时计算工具的限制， 合肥工业大学博士学位论文 只能把动载荷轴承简化为稳定载荷轴承计算，并按比压或比压与轴颈速度的乘积作为滑动轴 承的设计条件。 内燃桃轴承承受冲击性的交变载荷，其方向和大小都随时闻呈周期性变化，是一静典型 的动载荷轴承。随着数值计算技术的提高和流体润滑理论本身的发展，上世纪5 0 年代以后， 人们开始进行研究动载荷轴承的油膜压力和轴心轨迹。其中，最具代表性的算法有h a h n 提 出的压力叠加法【4 】、h o l l a i l d 提出的承载力矢量叠加法【5 】和b 0 0 k e r 提出的迁移率法【6 】( m o b i l 时 m e n l 。d ) 。 1 9 5 7 年 i a i l l l 【4 1 提出用压力叠加法计算动载荷轴承的轴心轨迹。其基本思想是将 r e y n o l d s 方程分解为旋转效应和挤压效应两部分，采用统一的边界条件，币j 用线性叠加原理 求出动载荷轴承的油膜压力分布，通过矢量合成求出油膜力，最后根据油膜力与外载荷的静 力平衡求出轴心运动轨迹。这种方法在理论上比较严密，但油膜压力区终点处压力不连续， 而且计算量很大。 1 9 5 9 年h o l l a n d 【5 】为克服动载荷r e y n o l d s 方程求通解的困难，提出将旋转运动和挤压运 动分开处理，按不同的边界条件分别独立计算旋转运动和挤压运动产生的油膜力，再将两者 矢量迭加为总油膜力，根据与外载荷静力平衡的条件得到轴心的运动微分方程，最后求得轴 心轨迹。这种方法根据两种不同的边界条件计算旋转运动和挤压运动产生的油膜压力，忽略 了两种边界负压区的相互影响，因此从理论上来说不严密，存在一定误差。 1 9 6 5 年b 0 0 k e r l 6 1 提出求动载荷轴承轴心轨迹的迁移率( m 0 b i l 时) 方法。该方法的基本 原理是应用无限短轴承理论求出油膜压力的解析解，根据油膜力与外载荷的静平衡求出轴心 轨迹。迁移率法的主要特点是求解轴心运动时不需求解脚i o l d s 方程，所以求解速度快， 并具有一定精度，所以在英美等国的内燃机轴承设计中得到普遍应用，但由于其建立在无限 短轴承假设之上，难以用来作为动载荷轴承的精确计算方法。 采用上述方法进行内燃机轴承润滑分析，都需要预先确定轴承载萄。对于多缸内燃机曲 轴上各轴承载荷，最原始的方法是简支梁法j 7 j ，即将曲轴人为的分割为若干段剐性支承的简 支粱，完全不考虑相邻段曲轴上受力的影响，分别计算各个轴承的载荷，这种方法与实际工 况相差甚远。后来提出了连续粱法h ，9 j 求轴承载荷，即将曲轴各部分转换为具有等效刚度的 连续粱。并支承在同轴的刚性支承上，利用补充的三弯矩或五弯矩方程算出连续梁支承处的 弯矩，再以单个曲拐为研究对象计算轴承载荷。连续梁法考虑了相邻曲拐上的作用力对轴承 载荷的影响，比简支梁法更接近实际。 1 2 2 内燃机轴承润滑分析的研究进展 虽然上述三种方法为动载荷轴承分析奠定r 基础并在工程中得到广泛应用，但这些方 法的共同缺点是都建立在简化假设的基础之上，忽略了实际工况中的许多重要因素，如不考 2 合肥工业大学博士学位论文 虑轴承供油特性、视轴承为刚性、认为轴承表面完全光滑、润滑剂被看作等粘度牛顿流体、 不计轴颈质量的动力学效应等。随着对动载荷轴承工作性能要求的不断提高，这些计算方法 已不能适应动载荷轴承的设计需要，那些不符合实际的假设被逐步取消，许多影响动载荷轴 承润滑性能的因素被引入到润滑分析中。 1 9 8 1 年e l r o d i ”1 提出质量守恒的气穴算法( m sc o n s e f v i n gc “n a t i o na l g o r i t h m ) 。该算 法克服了r e y n o l d s 边界条件仅在油膜破裂边界质量守恒的缺点，保证了油膜边界的质量守 恒，使得润滑分析中的流速、流量和功耗计算更加精确。 1 9 8 3 年j o n e s l j ”在第九届里兹里昂摩擦学会议上提出油膜历程模型( o 1n l mh i s t o r v ) ， 认为来自油孔或油槽的润滑油在轴的旋转及流体动压的共同作用下被传送到轴承间隙，但这 个传送过程需要花费一定的时间，因而会出现本该产生动压的某些区域因润滑油没及时流到 而没有油膜，导致实际油膜区比估算的要小。基于这种思想，润滑分析时，需跟踪润滑油的 传送过程即油膜历程，计算每一位置上轴承间隙内润滑油的填充程度，将完全充满润滑油的 区域连接起来构成油膜区。采用该模型计算的结果与实验值相吻合，但计算速度过慢。 1 9 8 4 年g o k a 【1 4 采用有限元法求解了有限长动载荷轴承的润滑问题，并特别研究了周 向或轴向不规则几何形状对最小油膜厚度的影响。这种方法采用较为有效的数学手段，提高 了有限长轴承润滑分析的精度，计算速度也较快。 1 9 8 5 年0 h 和g o e n k a i l w 用弹流理论求解动载荷轴承，得到了与刚性表面模型不同的两 个结论；一是存在双峰压力分布，二是在最小油膜厚度附近，膜厚出现两次收敛发散的变 化趋势，认为这是产生双峰压力分布的原因。指出，采用弹流理论设计连杆轴承，可提高连 杆轴承的疲劳寿命。该方法的缺点是计算速度过慢，因而难以作为日常设计的工具。 1 9 9 2 年p a 咖q p e 【1 4 】研究了润滑油剪切稀释效应对内燃机润滑性能的影响，研究表明： 对一个存在典型剪切稀释效应的非牛顿润滑油，采用非牛顿模型计算得到的功耗比牛顿模型 减少2 5 ，最小油膜厚度减小3 0 ，最大油膜压力增加1 5 ，流量增加了2 5 3 5 ，而计算 时间仅增加5 。 1 9 9 3 年裘祖干等用c 晡s t e n s c n | 1 6 1 的随机模型对有限长动载粗糙表面轴承进行了润滑 分析，推导出表面纹路方向参数，= 的纵向纹路和，= o 的横向粗糙型的r e y n o l d s 方程 和相应的承载力流量系数、摩擦系数公式，并采用有限差分法进行了数值计算，分析了粗糙 度对轴承承载力、流量系数和摩擦系数的影响，得到了一定工况下保证轴承处于完全流体润 滑状态的表面粗糙度临界值。 1 9 9 5 年r o h i t l l ”首次获得内燃机曲轴轴承t h d 的完全数值解，分析中将轴颈视为等温 体，