劉利平，孫 軍，蔡曉霞，桂長林

(合肥工業(yè)大學(xué) 機械與汽車工程學(xué)院，合肥 230009)

現(xiàn)代內(nèi)燃機設(shè)計者追求的目標(biāo)是：提高工作壽命及可靠性，降低油耗，盡可能地提高輸出功率，降低摩擦損失等。對應(yīng)于連桿軸承來說，就要求減小尺寸，使用低黏度潤滑油。在負(fù)載更高、油膜更薄的條件下工作，導(dǎo)致軸承的工作條件更加苛刻，因此精確地預(yù)測連桿軸承性能，對于提高內(nèi)燃機整機的壽命及可靠性具有十分重大的意義。內(nèi)燃機連桿軸承的潤滑性能直接影響上述目標(biāo)能否實現(xiàn)，因此潤滑性能是內(nèi)燃機連桿軸承重要的研究方面之一。

以往連桿軸承設(shè)計中的潤滑分析一般都在同一工況(標(biāo)定工況)下進行，但在內(nèi)燃機使用中由于環(huán)境等因素的影響，不同用途的內(nèi)燃機(特別是車用內(nèi)燃機)很少工作在標(biāo)定工況下，而且在工作過程中其工況是不斷變化的。因此，對不同工況下的內(nèi)燃機連桿軸承進行潤滑分析有一定的實際和學(xué)術(shù)價值。

以下以某一四行程四缸柴油機為研究對象，進行不同工況下連桿軸承的潤滑分析，研究內(nèi)燃機工況對連桿軸承潤滑性能的影響。

1 連桿軸承載荷計算

表1為該機連桿軸承結(jié)構(gòu)等參數(shù)(其標(biāo)定轉(zhuǎn)速為3 200 r/min)。

表1 連桿軸承參數(shù)

連桿軸承載荷采用動力計算方法[1-2]進行計算。計算中氣缸壓力通過內(nèi)燃機臺架試驗實測獲得，結(jié)合作用的慣性力進行曲柄連桿機構(gòu)受力分析得到連桿軸承所受載荷。分別計算了內(nèi)燃機全負(fù)荷時轉(zhuǎn)速n為1 200，1 600，2 000，2 200，2 400，2 800，3 200 r/min和轉(zhuǎn)速n=1 800 r/min，載荷分別取全負(fù)荷的0%，20%，40%，60%，80%，100%時的連桿軸承的載荷。

計算得到全負(fù)荷下轉(zhuǎn)速為1 200，1 600，2 000，2 200，2 400，2 800和3 200 r/min時，一個工作循環(huán)中連桿軸承的最大載荷依次是53 330.97，51 169.83，46 949.07，47 619.82，47 058.8，37 376.42和27 491.04 N；轉(zhuǎn)速n=1 800 r/min時，負(fù)荷分別為全負(fù)荷的0%，20%，40%，60%，80%和100%的連桿軸承最大載荷依次是16 984.76，31 422.46，37 391.99，44 608.55，45 278.45和50 426.3 N。

圖1為n=1 200 r/min和n=3 200 r/min時內(nèi)燃機一個工作循環(huán)的連桿軸承載荷，圖中Px和Pz分別為連桿軸承載荷在x和z軸方向的分量，x軸取沿連桿大、小頭孔中心連線方向，z軸與x軸垂直。

圖1 連桿軸承載荷

2 軸承潤滑分析

2.1 分析方法

連桿軸承工作時承受的載荷大小和方向是隨時間變化的，其軸心位置依照一定的軌跡(稱軸心軌跡)運動。內(nèi)燃機工況穩(wěn)定時，連桿軸承的軸心軌跡是一條封閉曲線。與穩(wěn)定載荷軸承不同，連桿軸承的潤滑分析[3-4]是首先根據(jù)已知載荷大小和方向隨時間變化的情況，逆解Reynolds方程，計算軸心軌跡，之后進一步確定軸承的潤滑狀況。

連桿軸承的軸心軌跡計算在數(shù)學(xué)上屬于初值問題。由給定的軸心初始位置，采用步進法逐點求出各瞬時的軸心位置，再把這些瞬時軸心連接起來得到軸心運動軌跡。

2.2 基本方程

2.2.1 Reynolds方程[4]

(1)

式中：p為油膜壓力；h為油膜厚度；η為潤滑油黏度；u=uj+ub,uj=Rjωj,ub=Rbωb，uj為軸頸表面的速度，Rj為軸頸半徑，ωj為軸頸旋轉(zhuǎn)角速度，ub為軸承表面的速度，Rb為軸承半徑，ωb為軸承旋轉(zhuǎn)角速度。

Reynolds方程應(yīng)用Reynolds邊界條件計算并且采用有限差分法[4]求解。

2.2.2 油膜厚度方程[4]

h=c+ecos (θ-ψ)

(2)

式中：e為偏心距;ψ為偏位角。

2.2.3 軸承摩擦力

軸頸表面的摩擦力為：

(3)

2.2.4 軸承摩擦功耗

NF=Fju

(4)

2.2.5 載荷平衡方程

對圖2所示的軸承，忽略油膜慣性的影響，軸頸中心運動服從Newton第二定律，則：

圖2 軸承坐標(biāo)圖

(5)

式中：P為軸承載荷；F為軸承油膜反力；v為軸頸中心的運動速度。

2.3 計算方法

圖3 計算流程圖

(6)

3 計算結(jié)果與分析

3.1 軸心軌跡、最小油膜厚度和最大油膜壓力的變化情況

圖4、圖5和圖6分別為全負(fù)荷下n=1 200 r/min和3 200 r/min時連桿軸承一個工作循環(huán)的軸心軌跡圖、最小油膜厚度和最大油膜壓力的變化情況。

圖4 軸承軸心軌跡

圖5 軸承最小油膜厚度

圖6 軸承最大油膜壓力

可見，在不同工況下，連桿軸承的潤滑性能差異較大，軸承軸心軌跡、最小油膜厚度和最大油膜壓力在內(nèi)燃機一個工作循環(huán)中的變化規(guī)律和數(shù)值都有明顯不同。

3.2 不同工況下的軸承潤滑性能

表2和表3為不同工況下連桿軸承在一個工作循環(huán)中的最大油膜壓力、最小油膜厚度和平均摩擦功耗。

表2 全負(fù)荷下不同轉(zhuǎn)速的情況

表3 相同轉(zhuǎn)速(1 800 r/min)下不同負(fù)荷的情況

從表2可知，在全負(fù)荷不同轉(zhuǎn)速下：平均摩擦功耗隨轉(zhuǎn)速逐漸增大，標(biāo)定轉(zhuǎn)速(3 200 r/min)下達到最大值；在低速1 200，1 600 r/min時，最大油膜壓力偏大，這與該工況下連桿軸頸載荷密切相關(guān)；在2 000～2 400 r/min時，最大油膜壓力逐漸減小，最小油膜厚度也減??；3 200 r/min時，最大油膜壓力較小，這與該速度下連桿軸頸載荷減小有關(guān)；最小油膜厚度變化沒有規(guī)律，在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下，最小油膜厚度值最小。

從表3可知，同一轉(zhuǎn)速(1 800 r/min)隨負(fù)荷變化的總體趨勢為：最大油膜壓力隨負(fù)荷增加逐漸增大，其中零負(fù)荷下最大油膜壓力很??；最小油膜厚度隨負(fù)荷增加而減少；平均摩擦功耗隨負(fù)荷增大而增加，但變化不明顯。

總之，不同工況下連桿軸承的潤滑性能變化較大。為了獲得良好的綜合性能，內(nèi)燃機曲軸軸承設(shè)計時除進行標(biāo)定工況下的軸承潤滑分析之外，還有必要考慮其他工況(特別是常用工況)的影響。

4 結(jié)論

(1)全負(fù)荷不同轉(zhuǎn)速下，連桿軸承最大油膜壓力數(shù)值差別較大，最大值出現(xiàn)在低速段；最小油膜厚度變化沒有規(guī)律，在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下，最小油膜厚度值最?。黄骄Σ凉碾S轉(zhuǎn)速逐漸增大，標(biāo)定轉(zhuǎn)速下達到最大值。

(2)相同轉(zhuǎn)速不同負(fù)荷下，最大油膜壓力隨負(fù)荷增加逐漸加大；最小油膜厚度隨負(fù)荷增加而減小；平均摩擦功耗隨負(fù)荷增大而增加，但變化不明顯。