柴油机主轴承润滑特性仿真分析

柴油机主轴承润滑特性仿真分析

0润滑特性的分析主轴承是中央政府的重要摩擦副。它在工作中承受着各种各样的负荷和高转速。其润滑性能直接影响内核的工作性能，减少摩擦的燃油消耗。现代强化内燃机对主轴承的润滑性能提出了更高要求。良好的润滑能够有效降低燃油消耗、降低摩擦损失、提高输出功率。轴承润滑特性主要通过轴心轨迹、油膜压力、油膜厚度、润滑油流量、摩擦功耗等润滑参数的计算分析进行研究。传统的静力学法和动力学法奠定了内燃机轴承润滑设计的基础,但模型简化,忽略了内燃机实际工作中非线性因素。考虑弹性流体动力润滑耦合效应,可以提高轴承负荷、轴心轨迹的计算精度;主轴承热变形对主轴承工作时的轴心轨迹、润滑油流量、最大油膜压力和最小油膜厚度等状态参量,会产生一定的影响;此外,通过综合考虑轴承表面粗糙度、热效应、弹性变形、空穴边界条件及润滑剂流变性等多种因素对轴承润滑特性影响,提高了对轴承工作的预测精度。应用弹性流体动力润滑理论与轴承动力学理论,建立了增压中冷4缸柴油机曲轴-轴承系统的润滑仿真模型,在不同转速下对主轴承润滑性能进行了仿真与分析,提出改进方案,为轴承的优化设计提供依据。1热压非等温作用下,压力分布随油膜几何形状的变化,引起压力分布的影响主轴承工作中的高压使润滑油的黏度增大,重载使弹性体发生显著的局部变形。这些效应在提高油膜承载能力的同时,剧烈地改变油膜的几何形状,同时反过来影响接触区的压力分布。因此,在弹性流体动力润滑中,滑动轴承的油膜压力分布、油膜厚度分布、表面粗糙度影响及弹性变形分布是一个耦合问题。1.1刚性轴承假设下最小油膜厚度的确定为综合考虑弹性变形及表面粗糙度因素对主轴承润滑特性的影响,主轴承的油膜厚度表示为:式中,hmin为刚性轴承假设下最小油膜厚度;Δh为刚性轴承假设下各点油膜厚度与hmin之差,仅与几何因素有关;δh为压力分布p(θ)引起的弹性变形函数;σh为润滑表面粗糙度产生的油膜厚度;θ为机油填充率。1.2油膜承接力与发电机动力黏度扩展主轴承工作过程中的润滑油膜厚度仅有几微米,需要考虑表面粗糙度对润滑性能的影响,部分膜弹性流体动压润滑的扩展雷诺方程为:式中,p为油膜压力,MPa;η为机油动力黏度,Pa·s;u1、u2分别为轴颈、轴瓦周向速度,u1=V,u2=0,m/s。扩展的雷诺方程表明了油膜支承力(动压)与动态外载间的力平衡关系,说明了瓦径、瓦宽、轴心轨迹、机油动力黏度η及油膜压力在时间t和空间x和z上的相互关系。边界条件采用扩展Reynolds边界条件。1.3承轴瓦与轴颈动力学方程曲轴主轴承轴颈和轴瓦在载荷与油膜压力作用下将产生弹性变形,曲轴主轴承轴瓦与轴颈动力学方程分别为:式中,[M]、[C]、[K]分别为轴瓦的质量、阻尼、刚度的矩阵;xB为轴瓦弹性变形,m;x为轴颈位移,m;f(t)hyd为油膜总压力,N;f(t)ext为主轴颈外载荷,N。2油膜压力分析模型表1、表2分别为柴油机润滑计算基本参数及轴承结构参数。应用UGNX5软件建立了曲轴飞轮系模型,连杆组采用简易连杆模型,机体部分模型简化为气缸套和主轴承座简易模型,曲轴与简易主轴承座模型如图1所示。应用AVLExcitePowerUnit模块化概念,建立了4缸柴油机非线性多体动力学系统的模型,模型缩减后的主自由度节点连接,确保活塞、连杆、曲轴和机体等各部件相应节点的正确耦合,如图2所示。计算工况选择转速1200r/min、最大扭矩点转速2000r/min、标定功率点转速3600r/min3个工况,各工况的缸内压力曲线由试验获得。设定X向为曲轴旋转方向,Z向为气缸中心线方向。约束轴承座两侧X、Y方向的平移自由度及轴承座上端面X、Z方向的平移自由度。采用有限差分法计算油膜压力,应用有限元法求解轴瓦在相应油膜压力下的弹性变形,最后计算所得的弹性变形对油膜压力分布及其他润滑性能的影响。设定不同主轴承代码:MB1代表皮带轮端第1主轴承,第2至第5轴承分别用MB2、MB3、MB4、MB5代替。3结论分析3.1转速对于第5主轴承润滑曲线的影响图3和图4分别为各主轴承油膜压力的最大值及最小油膜厚度随转速的变化。各主轴承最小油膜厚度随着转速变化基本呈上升趋势,说明转速增加后,轴承的动压润滑能力增强;不同转速下,第5主轴承的最大油膜压力偏大,最小油膜厚度偏小;随着转速增加,第5主轴承最大油膜压力持续增加且均超过150MPa的限值,在最大扭矩工况存在最小油膜厚度的极小值1.01μm。图7为不同转速下的供油量变化曲线。低速下供油量小,润滑油膜形成不充分,故粗糙摩擦功耗较大;随着转速的升高,供油量增大,润滑油膜形成比低速时好,粗糙摩擦功耗相应减小,液动摩擦功耗增加。主轴承1和主轴承5的供油量相对其他主轴承的供油量较小,对其润滑也有一定的影响。不同转速下第5主轴承轴心轨迹如图8所示。随着转速的升高,轴心轨迹变得饱满,说明偏心率增大,油膜厚度减小,与润滑曲线结果相一致,未出现明显的向心运动迹象。但综合分析表明:第5轴承的润滑相对较差。3.2第5轴系润滑压力分布特性分析2000r/min工况下各个主轴承的润滑参数计算见表3,不同曲轴转角下各主轴承最小油膜厚度如图9所示。各轴承的最小油膜厚度满足限值要求,其中MB5主轴承的油膜厚度最小,油膜压力最大,进油量最小,而且最大总摩擦功耗和平均总摩擦功耗最大。虽然第5主轴承轴承负荷不大,但位于飞轮侧,受整个曲轴系的平衡性与飞轮自身质量影响,润滑状况相对恶劣,位于第5轴承侧曲轴止推轴承的刚度及阻尼也对润滑有一定的影响。MB1与MB5主轴承压力峰值云图如图10和图11所示。轴承的峰值总压力最大值总是出现在下瓦的一侧(90°~270°),MB2、MB3、MB4主轴承由于左右结构的对称性,受到的油膜压力在轴瓦宽度方向上基本一致;MB1主轴承左侧是皮带轮端,MB5主轴承右侧是飞轮端。因此,2个轴承受到两端轴颈倾斜不对中的影响较大,在一定程度出现油膜压力分布不对中,容易出现下瓦偏磨的现象。MB5主轴承的平均总压力、液动压力、粗糙接触压力、间隙高度及轴瓦径向变形云图分别如图10~图15所示。分析可知:(1)MB5的总压力、液动压力和粗糙接触压力的最大值均出现在下瓦90°~270°之间,因此下瓦的间隙高度小,机油填充率比较低,磨损较大,故应避免在下瓦开设油槽、油孔等,以免破坏轴承润滑;(2)MB5在下瓦的一侧所受到的总压力、液动压力和粗糙接触压力最大,间隙高度在轴承的两侧差别也较大,故MB5存在一定程度的偏磨。4改进方案与原方案的比较根据润滑研究结果可知:第5号主轴承润滑性能最为恶劣。结合轴承润滑影响因素的研究,提出优化设计方案:(1)方案1,保持轴承直径为75mm不变,将轴承宽度由23mm增大至28mm,相对间隙为1.39‰,轴瓦油孔开设位置为45°,其他参数均保持不变;(2)方案2,保持轴承直径为75mm不变,将轴承宽度由23mm增大至28mm,相对间隙为1.39‰,轴瓦油孔开设位置为315°,其他参数保持不变。改进方案与原方案润滑性能结果比较见表5。方案1和方案2的优化结果使第5主轴承的最小油膜厚度平均增加了26%,峰值油膜压力平均降低了20%,摩擦功耗平均减少了43%。5主轴承润滑分析(1)主轴承的液动摩擦功耗随着发动机转速的升高明显增大,粗糙摩擦功耗则在低速时较大。(2)同一转速下,第5主轴承由于负荷较大,油膜厚度最小,油膜压力最大,进油量最小,而且总摩擦功耗和平均总摩擦功耗最大,第5主轴承润滑状况相对恶劣。(3)主轴承2、3、4受力在轴瓦宽度方向上基本一致,而主轴承1和主轴承5由于两端轴颈倾斜不对中的影响较大,会在一定程度上出现下瓦的偏磨,而主轴承2和主轴承4受到的总压力相对其他主轴承较大。(4)增大第5主轴承宽径比,选择上瓦45°和315°的位置开