主油道润滑油反馈控制的汽油机润滑系统瞬态特性仿真分析

主油道润滑油反馈控制的汽油机润滑系统瞬态特性仿真分析

0fsos软件进行系统设计的原因近年来，随着cae技术的快速发展，自动驾驶系统的设计方法发生了重大变化，改变了传统系统开发向系统试验开发的过程。借助于先进的一维设计分析软件Flowmaster直接进行系统设计,再指导总成性能开发,自上而下,大大提高了发动机润滑系统开发的水平和效率。这种新的设计理念和方法在国外广泛采用,取得了很好的效果。本文在排量为2.0L的直列4缸车用汽油机润滑系统设计开发过程中采用了国内先进的主油道油压反馈控制策略,并应用了商业分析软件Flowmaster7,进行了该润滑系统的一维稳态与瞬态过程的分析和计算,最后进行了试验验证。1润滑控制方案设计内燃机润滑系一般根据零件所受负荷的大小、性质及摩擦表面相对运动的速度确定润滑强度。试验用发动机采用压力润滑和飞溅润滑相结合的复合润滑方式。润滑油路系统结构如图1所示。其中曲轴的主轴承、连杆轴承、凸轮轴轴承、涡轮增压器轴颈和进、排气双可变相位调节器(DVCT)组件采用压力润滑,其余采用飞溅润滑。图2为两种控制策略的结构图。图2a为传统的减压阀控制方式,主要依靠泵的出口油压来压缩减压阀弹簧,调节泄流量,间接保证各管路的油压和流量,因此比较粗略。在一些极限情况下,容易造成润滑系统出现泄漏及油压和流量不稳定。图2b为油压反馈控制方式,通过主油道反馈油管的压力来调节阀的开度,精确地控制泵的泄流量,因而更容易保持各管路润滑油压力的相对稳定性。该润滑系统具体布置见图3。21个场景的模拟分析和计算2.1节点的能量平衡方程为了确定网络的流量与压力分配,网络上的每个节点都服从质量守恒定理,即所有进入一个联接点的流量代数和为零。在节点计算时,假定机油是连续的、不可压缩的。对于不可压缩流体,节点处的连续方程为:其次,对同一条流线,每单位质量的能量是连续的。同一管路的两个节点间的内能是相等的。对于相同流线上的不可压缩流体,满足能量平衡方程:式中,pa、pb、Va、Vb、Za、Zb分别为a、b两点的压力、速度和高度;γ为流体的比重;g为重力加速度;hf为摩擦损失,包括沿程阻力损失与局部阻力损失。根据一维计算的原理,建立起来的润滑系统简化的仿真模型如图4所示。2.2轴瓦润滑控制该款发动机油路设计的相关信息输入如表1所示。针对于发动机在不同转速范围下稳定运转,进行了正常工况油温为90℃时和极限油温为140℃时的一维稳态计算。计算结果如图5所示。由图5a和图5d可以看出,随着发动机转速的上升,该汽油机管路各部分的机油压力呈上升趋势。其中在转速<2000r/min时上升趋势比较明显,主要是由于机油泵是由发动机曲轴通过链轮驱动,油泵的调压阀通过主油道压力反馈进行控制。在主油道油压<0.45MPa时,调压阀阀门关闭,机油泵转速增加使泵出的机油完全供应到发动机油路当中去,因而油压上升较快。这在发动机起动和低转速下迅速建立油压,保证各轴承处轴瓦的润滑,避免因油膜厚度较小导致磨损加剧的作用非常重要。发动机转速在2000~7000r/min时油压上升趋势相对平缓,这是因为在该转速范围内,主油道机油压力>0.45MPa,调压阀打开。机油按一定比例泄入油底壳中,从而保证管路各部分油压维持在规定的范围内。由图5a和图5d可知,在发动机相同转速下,正常工况(90℃)比极限工况(140℃)管路油压要略高,主要是由于机油泵的体积流量受机油温度的影响,当机油温度上升,润滑油的黏度降低,机油泵的泄漏量增大,供油量就相应地减少,另外轴承的间隙增大,泄油量增加,导致油压略降低。由图5b和图5e发现,随着发动机转速的增加,曲轴主轴承、连杆轴承、凸轮轴承和涡轮增压器等处的流量相应增加,这和油道压力变化相对应。在设计标定转速7000r/min时,在正常和极限工况时油路的总供油率分别为29.4L/min和27.6L/min,相差7%,说明发动机油路随温度变化稳定性较好。另外,由图5c可知,两条活塞冷却喷嘴流量曲线有交叉点,极限工况(140℃)下流量的变化率比正常工况(90℃)要大。主要是由于相同转速条件下,90℃时,管路油压大于140℃时油压,冷却喷嘴打开需要的转速较小,因此在低转速下流量大。而到了高转速下,润滑油的黏度起主要作用,温度越高,润滑油的黏度越小,因而流量越大。但是在两个不同的工况下,活塞冷却喷嘴的喷油流量率均满足设计要求。润滑系统应以最小的能耗保证可靠的润滑,因此各油道的流速均不应该超过3m/s,以免阻力过大。由图5f可以发现,发动机转速增加,油道中各处的润滑油流动速度增大。在标定转速7000r/min和90℃油温下,机油泵出口处的最大流速为2.632m/s,由于管路的沿程和局部流量损失,该条件下主油道的流速为1.033m/s,满足设计要求。由于润滑油的温度、黏度特性的影响,相同转速极限工况(140℃)下润滑油的流动速度略大于正常工况(90℃)下润滑油的流速。2.3瞬态过程的计算发动机在短时间内进行速度的变化,机油内部会形成压力波,造成油道内的压力冲击,影响发动机润滑系统的正常运转。因此在设计发动机时也需要考虑瞬态过程的计算。因为仿真数据量较大,本文仅应用Flowmaster软件进行了在30s内发动机转速从3500r/min增加到4500r/min的瞬态仿真计算,计算结果如图6所示。仿真测量点的压力、流量率和流速均在加速完成后快速收敛,说明该润滑系统有较好的稳定性。3燃油系统的试验与仿真该发动机在全负荷工况下,进行了从怠速(750r/min)到最大转速(7000r/min)范围内的润滑系统台架试验研究。其台架和测试点布置情况如图7所示。图7中P1和P2分别表示油泵供油压力表和主油道压力表,M代表安装在油底壳中的温度计。进行台架试验的目的一方面是为了取得试验工况下特定转速相对应泵的出口压力和主油道压力,另一方面是配合机油泵的性能试验结果,确定特定转速及其相对应泵的出口压力下机油泵的供油率。其中机油泵的流量特性是在油泵试验台上进行的。该润滑系统的性能试验与仿真特性曲线如图8所示。从图8可发现,润滑油的温度是随着发动机转速上升而不断提高的。在7000r/min时,润滑油温度可达130℃,此刻系统的供油量为28.4L/min;泵油流量的试验值和90℃时的计算值误差在5%以内,而供油压力和主油道压力的试验与仿真值之间平均误差在6%以内。误差的产生主要是由于发动机在工作过程中温度是不断变化的,而润滑油的黏度对温度变化比较敏感,对于仿真计算不可能涵盖所有工况点,所以难免产生偏差。另外,该汽油机润滑系统有理想的匹配适应性,在1500~7000r/min,精确地控制了主油道压力在0.3~0.55MPa,达到了理想润滑条件。4发动机转速标定工况(1)新型润滑系统在稳态工况下,随着发动机转速的上升,机油压力、供油率和管道流量都呈上升趋势,其中在2000r/min以下趋势明显。在标定转速运行时,极限油温下的管路压力、供油量、流速分别是正常油温下的93%、93.8%和113%。(