趙艷濤，樊文欣，趙丕歡，李興然

（中北大學(xué)機械工程及自動化學(xué)院，太原030051）

基于ADAMS-ENGINE的曲軸軸承潤滑分析

趙艷濤，樊文欣，趙丕歡，李興然

（中北大學(xué)機械工程及自動化學(xué)院，太原030051）

針對主軸承，建立了含油膜潤滑的曲柄連桿機構(gòu)動力學(xué)模型，建立了曲軸主軸承的耦合模型，得到了曲軸軸心軌跡曲線，最小油膜厚度。同時分析了發(fā)動機轉(zhuǎn)速、溫度及軸承間隙對軸心軌跡和油膜最小厚度的影響。

柴油機多體系統(tǒng)動力學(xué)油膜動力潤滑

1 前言

柴油機主軸承是柴油機的關(guān)鍵零部件之一,它要承受來自各個氣缸的爆發(fā)壓力以及活塞、連桿、曲軸等運動部件的慣性力。軸承工作時承受較大的周期性變動負荷。與固定負荷軸承不同，變負荷軸承工作時軸頸與軸承接觸位置隨軸承負荷的不同而不斷變化。接觸位置的不斷變化（軸心運動）使得軸承的承載力也成為一個變值，軸承承載力與最小油膜厚度、機油粘度、軸承間隙和軸承載荷有關(guān)。因此，研究軸承的潤滑狀態(tài)及其影響因素，對于保證發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)正常工作是很必要的。

2 滑動軸承油膜動力潤滑理論模型[1]

雷諾于1886年首次發(fā)表了不可壓流體、等粘度潤滑膜、瞬態(tài)二維徑向軸承的動力潤滑基本微分方程：

式中，

p——油膜壓力；

h——油膜厚度；

x——軸承孔的周向坐標；

z——軸承孔的軸向坐標；

η——潤滑油的動力粘度；

U1——軸頸表面的切線速度；

U2——軸承表面的切線速度；

T——時間。

在固定坐標系（以軸承中心為原點）下的瞬態(tài)雷諾方程為：

式中，

ρ——機油的密度；

ωb——軸承角速度；

ωj——軸頸角速度。

3 油膜動力潤滑動力學(xué)耦合模型

利用ADAMS中的ENGINE模塊，對1臺V8柴油機建立起油膜潤滑動力學(xué)耦合模型。通過ADAMS中的AutoFlex模塊生成機體和曲軸的柔性體，然后借助ENGINE中自帶的液壓軸承通過節(jié)點把柔性機體、曲軸聯(lián)連起來，生成耦合模型。具體模型如圖1所示。在該模型中對柴油機外特性上的不同轉(zhuǎn)速1 000 r/m in、1 600 r/m in、2 000 r/m in和2 400 r/m in（標定轉(zhuǎn)速）工況進行了分析計算。

圖1 油膜潤滑與柔體系統(tǒng)動力學(xué)耦合模型

4 軸心軌跡

在計及構(gòu)件柔體的基礎(chǔ)上，考慮油膜動力潤滑，得到曲軸主軸承軸心軌跡曲線。將ADAMS后處理中軸心在（x，y）方向的位移曲線數(shù)據(jù)取出來，轉(zhuǎn)化為極坐標下相應(yīng)的轉(zhuǎn)角和極徑，利用MATLAB繪制出軸心軌跡曲線，并由此可計算出最小油膜厚度，圖2~圖6分別為標定工況下發(fā)動機各檔主軸頸的軸心軌跡曲線。

從圖2~圖6可知，在特定區(qū)域相對偏心率變化劇烈。軸心作高速向心運動，這會使油楔中出現(xiàn)局部真空，形成氣泡，并會造成穴蝕，軸承受到破壞。在開設(shè)油槽、油孔時應(yīng)盡量避開這些點，選擇最小油膜厚度偏大的區(qū)域。

圖2 第1檔主軸頸軸心軌跡

圖3 第2檔主軸頸軸心軌跡

圖4 第3檔主軸頸軸心軌跡

圖5 第4檔主軸頸軸心軌跡

5 最小油膜厚度

對標定工況下結(jié)果進行分析比較，發(fā)現(xiàn)在第1檔主軸承處最小油膜厚度為2.36μm，其他均大于此值，如圖7所示。奧地利李斯特研究所認為，缸徑100~150 mm的高速柴油機最小油膜厚度約1.2~1.4μm[2]。

圖6 第5檔主軸頸軸心軌跡

圖7 標定工況下不同軸承處的最小油膜厚度

通過圖8可以得到以下結(jié)論：最小油膜厚度隨轉(zhuǎn)速的增加而增加，這主要是因為轉(zhuǎn)速增加時，由旋轉(zhuǎn)形成的楔形油膜厚度增加；當轉(zhuǎn)速增加到一定值以后，最小油膜厚度變化不大。

圖8 發(fā)動機轉(zhuǎn)速對主軸承最小油膜厚度的影響

隨著溫度的增加，潤滑油粘度下降，最小油膜厚度減小，參見圖9。當潤滑油過熱時，粘度下降過多會破壞承載油膜直至燒壞軸瓦。所以為保證軸承可靠工作，必須注意油溫的變化，并適當加強冷卻。

圖9 機油溫度對主軸承最小油膜厚度的影響

在一定范圍內(nèi)，最小油膜厚度隨軸承間隙的增加而減小，如圖10所示。隨著間隙的增大，潤滑油泄漏增加，流量加大，最小油膜厚度也隨著減小，同時相應(yīng)的沖擊會加劇，構(gòu)件易損壞。間隙過大時，甚至都無法正常工作；如果間隙過小，則摩擦磨損增大，潤滑油流量不足，溫度升高，油膜無法很好地建立，也會使機構(gòu)無法正常工作。直徑間隙一般取軸頸的0.8‰～1.5‰[3]。

圖10 軸頸間隙對最小油膜厚度的影響

由圖11可以看出，油膜反力最大值出現(xiàn)在第3檔軸承處（負號說明力的方向與參考坐標系的負方向一致），對發(fā)動機主軸頸與主軸承造成很大的沖擊。主軸頸表面疲勞剝落的原因之一就是油膜反力的最大值超過了材料的疲勞強度，因此油膜反力的最大峰值及其作用部位就是軸頸疲勞剝落的可能部位。

6 結(jié)論

運用多體系統(tǒng)動力學(xué)可以建立包括活塞、連

圖11 標定工況下各檔主軸承的油膜反力

桿、曲軸、軸承等在內(nèi)的整個動力系統(tǒng)的動力學(xué)模型，得到作用于構(gòu)件上的動態(tài)載荷，為振動噪聲、軸承潤滑等方面的研究奠定了基礎(chǔ)。

曲軸柔性模型對主軸承載荷影響顯著，載荷狀況更加復(fù)雜，也更接近實際裝車狀態(tài)。在這種條件下，分析的軸承潤滑結(jié)果也是十分精準和可靠的。

1宋瀟.基于虛擬樣機技術(shù)的動力系統(tǒng)擴展建模與分析[D].北京理工大學(xué)，2006.

2吳兆漢，汪長民，林桐藩等.內(nèi)燃機設(shè)計[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，1990.

3胡金蕊.4DC柴油機曲軸軸系多體動力學(xué)仿真研究[D].吉林大學(xué)，2006.

Analysis of Crankshaft Bearing Lubrication Based on ADAMS-ENGINE

Zhao Yantao,Fan Wenxin,Zhao Pihuan,LiXingran
(College of Mechanical Engineering&Automatization,North University of China, Taiyuan 030051,China)

For the main bearings,a dynam ic crank train of the m odel w ith oil film hydrokinetics and coupled model of m ain bearing were established.Based on those tw o models,crankshaft centermovement curve and m inimum oil film are obtained.Meanw hile,the effects of engine speed,oil temperature and bearing clearance on the crankshaft center movement and m inimum oil film are analyzed.

dieselengine,multi-body system,dynam ics,oil film,hydrokinetics lubrication

來稿日期：2009-04-02

趙艷濤（1984-），男，在讀碩士研究生，主要研究方向為內(nèi)燃機總體技術(shù)及結(jié)構(gòu)動態(tài)設(shè)計。