某18l汽油机最小工况最小工况流量的确定

某18l汽油机最小工况最小工况流量的确定

1油道对润滑关键部件进行控制在汽油车辆的润湿系统中，完全强制加油和全流过滤，从而保持良好的润湿性。机油依靠机油泵从油底壳中通过机油集滤器吸出,被吸出的机油经过机油滤清器过滤,然后在加压的状态下被输送到缸体主油道和缸盖主油道,通过油道对曲轴、连杆和凸轮轴等润滑关键部位进行压力润滑。对其他一些非润滑关键部件则进行飞溅润滑和油雾润滑。润滑系统内机油的流动途径见图1。2在高温区域做作用润滑系统设计的主要目的是保证摩擦部件高速运转安全,减小摩擦部件的磨损,同时可以对高温区域起到冷却作用。对于车用发动机来说,曲轴主轴颈、连杆轴颈和凸轮轴颈是润滑的最关键的部位。本研究以上述部分所需要的机油油压来确认发动机需要机油泵提供的机油压力值,并进一步计算发动机需要的供油量。2.1最大流量的确定发动机中的主轴、连杆轴及凸轮轴都是悬浮在机油油膜上进行高速运转,机油油膜在运动轴的载荷和高速运转的摩擦力作用下温度升高,黏度降低。黏度降低将会影响油膜的承载力,为了保证机油的黏度符合要求,机油温度不能过高。在运动轴承载荷和旋转速度一定的情况下,要降低机油温度必须提高轴与轴承间的机油流量。取轴承中机油的温升Δt=t0-ti,取油膜的平均温度tm=ti+Δt2,机油温度升高值Δt的计算公式为Δt=(fψ)pcρ(Qψvbd)+παsψv。(1)这里摩擦系数f=πηωψp+0.55ψξ;对于b/d<1的情况,ξ=(b/d)1.5;η是机油动力黏度,相对间隙ψ=Δ/d,Δ=D-d为轴承和轴径的间隙,p是轴承工作压力,c是润滑油的比热容,ρ是机油密度,Q是机油端流量,v是轴与轴承之间的相对速度,b是轴承宽度,d是轴的直径,αs是表面传热系数。为了保证轴承正常工作,取tm<[tm],由式(1)可得:Q=1cρ[2πηv2b+0.55ψ2(db)1.5˙W2(tm-ti)ψ-παsdb]。(2)式中,˙W为轴承功率。主轴承和连杆轴承的˙W取值为汽油机运行一个循环中曲轴连杆机构传到轴承上的平均功率。而凸轮轴承的功率需要计算,凸轮上的旋转阻力主要来源于气门机构的作用,这里只考虑气门机构的影响并取简化的计算公式:˙Wcam=14πΚS2ω。(3)式中,K为弹性系数,S为弹簧伸长量,ω为汽油机的转速。根据式(2)计算可以得到各轴承正常工作所需要的最小机油流量:主轴承最小机油流量Qm,连杆轴承最小机油流量Qcon和凸轮轴承最小的机油流量Qcam-in,Qcam-ex。cam-in表示进气凸轮轴系,cam-ex表示排气凸轮轴系。2.2燃油的平均偏心在汽油机几何参数和机油相关属性确定的情况下,机油流量和机油压力成线性关系。因此在求得汽油机各轴承的最小机油流量后,就可求得相应的最小机油压力。主轴承要求的最小机油压力为pm=6η(bm-αm)πΔ3mdm(2+3ε2m)Qm。(4)式中,ε表示一个循环的平均偏心,α表示油槽宽度,当没有油槽时α=0。下标m表示该参数为主轴系参数。连杆轴承要求的最小机油压力为pcon=Qcon-πdconbconΔconvconεcon2[Δcon2(1+εcon)]3dcon12ηbcon(1.2+11dh-conbcon)。(5)式中,dh-con为连杆轴颈进油孔直径,下标con表示该参数为连杆轴系参数。凸轮轴承要求的最小机油压力为pcam=6η(bcam-αcam)πΔ3camdcam(2+3ε2cam)Qcam。(6)通过上式可以求得pcam-in和pcam-ex,cam表示该参数为凸轮轴系参数。为防止混入气泡,保证汽油机旋转轴安全,供油最小压力为p0=ρv2r2×10-3。(7)这里机油速度vr=12v,用上式对式(4)、式(5)、式(6)各式的最终压力进行验算,以保证机油中没有气泡混入。2.3主油道油孔油孔处压力为曲轴供油的缸体主油道内油压必须满足主轴承和连杆轴承的油压要求。如果要满足主轴承的油压要求,缸体主油道油压pcrank-b要满足以下的不等式:pcrank-b≥pm+pfric-m+ρgzm。(8)式中,pfric-m为曲轴主轴供油的油孔中机油流动压力损失,zm为主轴承相对主油道的高度。在缸体主油道离曲轴主轴承非常近的情况下,pfric-m和zm的值近似为0。如果要满足连杆轴承的油压要求,缸体主油道油压pcrank-b要满足以下不等式:pcrank-b≥pcon+pcen-m-pcen-con+pfric-con+ρgzcon。(9)式中,pcen-m和pcen-con为主轴承和连杆轴承的运动离心力产生的压力,pcen-con=12ρω2r2cen-con‚。式中,ω为汽油机转速,rcen-m是主轴承油孔相对旋转中心的半径,此处可以近似取为主轴承半径,rcen-con是连杆轴承油孔相对旋转中心的半径,pfric是流动压力损失,pfric-con为在曲轴油孔中的流动压力损失,zcon为连杆轴承相对主油道的高度。如果要满足凸轮轴轴承油压,为凸轮轴供油的油道油孔处压力pcam-b应该满足下式:pcam-b≥pcam-in,pcam-b≥pcam-ex。(10)pcam-b是通过缸体主油道提供的,它相对的缸体主油道的压力要求为pcrank-b≥pcam-b+ρgzcam+pfric-cam。(11)机油流动压力损失可用下式计算:pfric=32ηlhV0¯dh2。(12)式中,dh代表油孔直径,V0¯代表平均流速,lh代表油孔长度。解上述不等式可以得到缸体主油道要求的最小油压。考虑到在机油滤清器中机油压力有损耗,将缸体主油道油压最小值pcrank-b加上在机油滤清器中油压损耗值就可以得到机油泵需要提供的最小压力值。2.4达克氏原螯虾5.2车5个月数为5.得到缸体主油道最小压力后,根据式(4)、式(5)、式(6)和下面的式(13)、式(14)、式(15)可求得在该压力下机油在各轴承端部的流量。pm=pcrank-b-ρgzm+pfric-m。(13)pcon=pcrank-b-pcen-m+pcen-con-pfric-con+ρgzcon。(14)pcam=pcrank-b-ρgzcom-pfric-cam。(15)另外,凸轮室小孔润滑和活塞润滑的机油消耗量可用下式近似计算:Q0=0.96A2p0/ρ。(16)式中,Q0表示机油喷射流量,A表示小孔面积,p0表示喷孔处机油压力。将各轴端流量和油孔处流量相加可以得到机油的总流量,也就是汽油机所要求的机油最小流量。3机油泵可实现途径分析对象为某4缸汽油机,排量为1.8L,最大转速6000r/min,最大功率83kW。该机连杆上有一油孔,周期性向缸套喷油,油孔直径为1.4mm;缸盖上有一个直径1mm的油孔用来润滑正时齿轮。润滑系统部分参数见表1。当汽油机在4000r/min的转速下以最高功率运行时,可以求得汽油机曲轴主轴颈润滑要求的主油道压力值为122.1kPa,连杆轴颈要求的主油道压力值为72.6kPa,进气凸轮要求的缸体主油道机油压力较排气凸轮高,压力为9.5kPa,因此应该取122.1kPa作为缸体主油道的油压。因为机油从机油泵到缸体主油道之间还有机油滤清器,考虑到机油滤清器中油压降低值需要补偿(见图2),机油泵最终需要提供的机油压力为138.2kPa。再根据缸体主油道油压求得各对应的油孔处的泄油量,将这些泄油量相加得到总的泄油量为16.1L/min,这也就是汽油机需要的机油流量。用同样方法可求得汽油机在各转速下的机油泵需要提供的压力和流量。由式(2)、式(4)、式(5)及式(6)可以看到:在材料和几何尺寸给定的情况下,机油的流量和压力只与发动机转速以及扭矩有关。图3为在转速一定的情况下汽油机需要的机油压力随功率(扭矩)的变化。图4为在扭矩一定的情况下,汽油机需要的机油压力随转速的变化。比较图3和图4发现,在发动机转速一定的情况下,汽油机的扭矩变化对机油压力和流量影响相对较小。考虑到在最后选择机油泵时会有一个保险余量,所以这里可以用汽油机的最大扭矩代替汽油机节气门全开时的扭矩来求得全负荷时机油压力随发动机转速的变化(见图4),并进一步求得在这一假设下机油流量随发动机转速的变化(见图5)。由于机油泵供油压力的大小由发动机转速决定,所以在同一转速下,如果发动机机油供给在全负荷下符合要求,那么在部分负荷情况下也一定符合要求。因此,机油泵的供油压力和流量值大于图4和图5的数值就可以证明发动机润滑系统工作正常。当然,如果机油泵的供油压力和流量值远大于图4及图5的要求,则会因为泵油消耗的功率过大而造成发动机有效功率减小,对于整个发动机工作也是不利的。该款发动机的机油泵参数见表2,从表2中可以看出机油泵符合上述要求。4发电机压力和重压力通过上述计算发现:在3000r/min下,发动机从最小扭矩