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(中北大學 機械工程與自動化學院，太原 030051)

發(fā)動機曲軸及軸承是發(fā)動機的主要摩擦副之一。曲軸軸承的工況比較惡劣，其要承受氣體爆發(fā)壓力和活塞連桿組慣性力的作用，這些力都是周期性變化并帶有沖擊的載荷，其最大比壓可達16～80 MPa；軸頸和軸承之間的相對滑動速度可達10 m/s以上[1]。在如此重載下做高速的相對運動，會產(chǎn)生大量的摩擦熱，使軸承的工作溫度迅速升高，此時若不能保證零件間的液體潤滑，就會使軸承劇烈磨損。因此，十分有必要對發(fā)動機曲軸軸承的潤滑性能進行研究，以確定影響其工作性能的因素。

長期以來，國內(nèi)、外專家對發(fā)動機曲軸軸承的潤滑情況進行了大量研究[2-3]。隨著研究的深入，對曲軸軸承進行潤滑分析時考慮的影響因素越來越多，從而使數(shù)值模擬越來越接近軸承的實際情況?，F(xiàn)以某直列四缸發(fā)動機為例，利用Excite軟件對曲軸主軸承進行彈性流體動壓潤滑分析，根據(jù)分析結(jié)果找出主軸承發(fā)生磨損的原因并提出相應(yīng)的改進方案。

1 數(shù)學模型

多年來，對于軸承潤滑特性的分析常假設(shè)軸頸和軸瓦為剛性體，不考慮彈性變形。但發(fā)動機軸承長期在重載下高速運行，表面在流體壓力作用下必然發(fā)生彈性變形。因此，在對曲軸軸承進行潤滑性能分析時，需要考慮軸承表面彈性變形對油膜壓力分布和油膜承載力的影響；同時由于曲軸主軸承承受很大的交變載荷作用，使得潤滑油膜厚度只有幾微米，因此不能忽略表面粗糙度對潤滑的影響。

1.1 流體潤滑控制方程

流體潤滑性能分析一般是在不同的假設(shè)下通過簡化得到不同形式的Reynolds方程。下文使用的模型主要采用以下假設(shè)：

(1)流體為層流，油膜中不存在渦流和湍流；

(2)潤滑劑是Newton流體；

(3)油膜厚度為微米級，因此忽略沿油膜厚度方向上的壓力變化；

(4)接觸表面曲率半徑遠大于油膜厚度。

據(jù)此得到的Reynolds方程為[4]

(1)

1.2 油膜厚度方程

在考慮潤滑油表面粗糙度的情況下，主軸承軸頸和軸瓦潤滑表面之間的實際油膜厚度hT為[5]

hT=h+δ1+δ2，

式中：δ1，δ2分別為主軸承軸頸、軸瓦潤滑表面以中面為基準的粗糙峰高度。

2 數(shù)值模擬

對于曲軸主軸承的潤滑分析，大多采用多體動力學軟件。圖1為曲軸軸系有限元模型。由于潤滑分析過程中計算量較大，為了保證求解精度，故采用精度較高的六面體網(wǎng)格建立有限元模型，同時在結(jié)構(gòu)薄弱的過渡圓角處采用更密的網(wǎng)格。

圖1 曲軸軸系有限元模型

根據(jù)曲軸軸系的實際結(jié)構(gòu)加以簡化，在AVL/Excite軟件中定義體和體之間的連接關(guān)系以及體和體連接的屬性，建立如圖2所示的多體動力學分析模型。

圖2 Excite模型圖

3 計算結(jié)果分析

應(yīng)用上述動載滑動軸承彈性流體動壓潤滑數(shù)值分析模型，對該發(fā)動機曲軸主軸承轉(zhuǎn)速分別取4 500，5 000，5 500，6 000 r/min進行仿真計算。

3.1 最小油膜厚度分析

圖3為不同轉(zhuǎn)速下最小油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況。由圖可知，油膜厚度隨轉(zhuǎn)速的升高而變小。隨著轉(zhuǎn)速的升高，特別是增至5 500，6 000 r/min時，最小油膜厚度在很多地方都偏小，表明此時潤滑狀況較差。

圖3 不同轉(zhuǎn)速下最小厚度油膜所處的隨曲軸轉(zhuǎn)角

圖4為不同轉(zhuǎn)速下最小油膜厚度周向位置。由圖可知，最小油膜厚度的最小值都出現(xiàn)在做功沖程下止點附近，曲軸主軸承的下軸瓦180°左右。

圖4 不同轉(zhuǎn)速下最小油膜厚度周向位置

3.2 最大摩擦接觸應(yīng)力分析

曲軸主軸承在循環(huán)周期內(nèi)的運動和受力情況均隨曲軸轉(zhuǎn)角發(fā)生變化，因此其最大摩擦接觸應(yīng)力也時刻變化。如圖5所示，最大摩擦接觸應(yīng)力隨著轉(zhuǎn)速的增加而不斷增大。當轉(zhuǎn)速增至6 000 r/min時，摩擦接觸應(yīng)力超過其穩(wěn)定運行所允許的范圍值，潤滑狀況惡化。同時可知，最大摩擦接觸應(yīng)力的增幅隨著轉(zhuǎn)速的增大也在逐漸變大。

圖5 不同轉(zhuǎn)速下最大摩擦接觸應(yīng)力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況

不同轉(zhuǎn)速下最大摩擦接觸應(yīng)力周向位置如圖6所示，各轉(zhuǎn)速下最大摩擦接觸應(yīng)力在相同位置出現(xiàn)峰值，即處于做功沖程下止點附近，曲軸主軸承的下軸瓦180°左右。

圖6 不同轉(zhuǎn)速下最大摩擦接觸應(yīng)力周向位置

3.3 磨損分析

根據(jù)上述分析可知，主軸承油膜厚度小的地方，最大摩擦接觸應(yīng)力也小。因此，油膜厚度過小是造成軸承磨損，引起燒瓦的原因之一。曲軸主軸承在不同轉(zhuǎn)速下潤滑油端泄量隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系如圖7所示，隨轉(zhuǎn)速升高，潤滑油端泄量增大。當轉(zhuǎn)速從5 000 r/min升至5 500 r/min時，變化十分明顯，端泄量急劇增大。結(jié)合圖3和圖4可知，潤滑油端泄量增大是造成曲軸主軸承油膜厚度過小的原因之一。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下潤滑油端泄量

通過以上分析可知，當轉(zhuǎn)速小于5 500 r/min時，曲軸主軸承的最大摩擦接觸應(yīng)力都處在正常工作所允許的范圍；而當轉(zhuǎn)速大于5 500 r/min，尤其達到6 000 r/min時，曲軸主軸承的最大摩擦接觸應(yīng)力均超過正常工作所允許的范圍，潤滑條件急劇惡化，存在磨損。鑒于此，只分析轉(zhuǎn)速為5 500和6 000 r/min時的平均摩擦接觸應(yīng)力，結(jié)果如圖8和圖9所示。從圖中可以看出，主軸承發(fā)生偏磨，且隨著轉(zhuǎn)速的升高，磨損將進一步加劇。

圖8 5 500 r/min轉(zhuǎn)速下平均粗糙接觸應(yīng)力

圖9 6 000 r/min轉(zhuǎn)速下平均粗糙接觸應(yīng)力

造成偏磨的因素很多，以轉(zhuǎn)速6 000 r/min下磨損最為嚴重時為例，對主軸承的軸瓦徑向變形量、機油填充率和間隙高度進行分析，結(jié)果如圖10～圖12所示。

圖10 510°曲軸轉(zhuǎn)角下軸瓦徑向變形

圖11 510°曲軸轉(zhuǎn)角下機油填充率

圖12 510°曲軸轉(zhuǎn)角下間隙高度

由圖可知，在下軸瓦180°附近發(fā)生偏磨處的機油填充率較大，說明機油供給較充足。而此處軸承間隙高度較小，軸瓦徑向變形量也不大，說明主軸頸的彎曲傾斜很大。

4 結(jié)論

(1)與軸承潤滑特性相關(guān)的因素很多，在進行分析時應(yīng)綜合考慮多個因素。

(2)主軸承的最大油膜壓力、最小油膜壓力最低點和最大摩擦接觸應(yīng)力峰值均出現(xiàn)在做功沖程下止點附近，曲軸主軸承的下軸瓦180°左右，可知此處的潤滑最差。

(3)在發(fā)動機概念設(shè)計階段，采用數(shù)值模擬方法優(yōu)化結(jié)構(gòu)并篩選設(shè)計方案，不但可以提高開發(fā)效率，而且能降低開發(fā)成本。