王 斌，孫 平，劉天將，董 彪

(1.江蘇大學(xué)汽車與交通工程學(xué)院，鎮(zhèn)江212013;2.濰柴動(dòng)力揚(yáng)柴股份有限公司，揚(yáng)州225009)

潤(rùn)滑系統(tǒng)是內(nèi)燃機(jī)的重要系統(tǒng)之一，主要功能是供給內(nèi)燃機(jī)運(yùn)動(dòng)摩擦副適當(dāng)壓力和流量的潤(rùn)滑油，保證良好的潤(rùn)滑和清潔磨粒的作用[1].在有些情況下，它對(duì)受熱零部件進(jìn)行冷卻，如通過活塞冷卻噴嘴向活塞組件進(jìn)行噴油，達(dá)到冷卻活塞的作用.潤(rùn)滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)作為機(jī)械系統(tǒng)摩擦學(xué)設(shè)計(jì)的關(guān)鍵內(nèi)容，近年來越來越受到重視，被提高到機(jī)械系統(tǒng)節(jié)能、節(jié)約材料和提高可靠性必不可少的環(huán)節(jié).通過仿真軟件AMESim對(duì)某柴油機(jī)整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)進(jìn)行了一維模擬仿真.仿真結(jié)果顯示出一維模擬計(jì)算的可行性及優(yōu)越性，在潤(rùn)滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)方面，可以對(duì)各個(gè)零部件的結(jié)構(gòu)起到指導(dǎo)作用，試驗(yàn)數(shù)據(jù)驗(yàn)證了模擬仿真的正確性.

1 元件模型和一維系統(tǒng)模型搭建

柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)是一個(gè)比較復(fù)雜的系統(tǒng)，直接建立完整的三維仿真模型，需要的計(jì)算工作量很龐大，而且需要考慮的邊界條件也很多，這樣勢(shì)必影響仿真的計(jì)算效率和精度[2].將整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)分成各個(gè)獨(dú)立的元件，在AMESim軟件中，分別進(jìn)行模型搭建，然后，將各個(gè)元件模型組合，得到整個(gè)系統(tǒng)的一維模型，計(jì)算出潤(rùn)滑系統(tǒng)中各個(gè)關(guān)鍵點(diǎn)處的壓力值、流量值[3].

1.1 元件模型

1.1.1 機(jī)油泵與機(jī)油濾清的計(jì)算模型

機(jī)油泵模型的計(jì)算公式

式中:X1，X2，Y為常數(shù);Q為機(jī)油泵輸出的潤(rùn)滑油流量，L/min;ΔP為機(jī)油泵壓力降，MPa.通過所使用的機(jī)油泵的壓力降與流量特性圖進(jìn)行數(shù)值擬合可以確定X1，X2.由于機(jī)油濾清器與機(jī)油泵同為阻性元件，故其數(shù)值擬合過程相似.

1.1.2 管道的計(jì)算模型

機(jī)油在柴油機(jī)潤(rùn)滑管道中的流動(dòng)可以看作是一種不可壓縮流體的粘性流動(dòng).粘性流動(dòng)中存在兩類不同的阻力:沿程阻力和局部阻力.流體阻力損失受到邊界條件的影響，表現(xiàn)為流體呈現(xiàn)兩種基本的流動(dòng)形態(tài):層流和紊流.這兩種不同的流動(dòng)狀態(tài)的劃分取決于流動(dòng)雷諾數(shù).對(duì)于柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的管道而言，沿程阻力主要產(chǎn)生在圓直油管中，局部阻力主要在彎管等部件中.連續(xù)方程為

式中:A為管道的截面積，m2;ρ為潤(rùn)滑油密度，kg/m3;v為潤(rùn)滑油的平均流速，m/s;角標(biāo)1、2分別表示油道管路上任意兩個(gè)節(jié)點(diǎn).

1.1.3 軸承的計(jì)算模型

所選擇的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸及連桿軸承皆為單孔進(jìn)油，通過油孔供應(yīng)潤(rùn)滑油來達(dá)到潤(rùn)滑摩擦副的目的.流過軸承的機(jī)油流量公式為

式中:ε為軸承相對(duì)偏心率;P0為供油壓力，Pa;μ為動(dòng)力粘度，Pa·s;c為徑向間隙，m;N為軸頸的轉(zhuǎn)速，r/min;d為油孔直徑，m;L為軸承寬度，m;D為軸承直徑，m.鑒于所選擇的發(fā)動(dòng)機(jī)已經(jīng)商品化，其主要結(jié)構(gòu)尺寸修改不便，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，軸承徑向間隙c的大小直接影響到泄油量和壓降，故在后面的試驗(yàn)及仿真的過程中，徑向間隙將作為重要參數(shù)來進(jìn)行對(duì)比.

1.2 系統(tǒng)建模

1.2.1 YZ485ZLQ柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)模型

用電動(dòng)機(jī)加一個(gè)信號(hào)輸入源模擬機(jī)油泵，機(jī)油從機(jī)油泵出來后，依次進(jìn)入機(jī)油濾清器、機(jī)油冷卻器后進(jìn)入主油道，流經(jīng)主油道后，進(jìn)入主軸承、連桿軸承、活塞冷卻噴嘴、增壓器軸承、凸輪軸承等.流經(jīng)軸承和噴嘴后的機(jī)油最后都進(jìn)入機(jī)油油底殼，完成一個(gè)潤(rùn)滑循環(huán).圖1是YZ485ZLQ柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的模型圖.

圖1 YZ485ZLQ柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)模型圖

1.2.2 仿真模擬假設(shè)條件

對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)各節(jié)點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算時(shí)，假定機(jī)油是連續(xù)不可壓縮的，設(shè)定整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)工作在機(jī)油溫度100℃的環(huán)境下.由于用以潤(rùn)滑挺柱、氣門等部件的分支油路很復(fù)雜但分流量較小，故仿真將這部分油路省略.

1.3 仿真結(jié)果和影響因素分析

設(shè)置發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速為3 200 r/min;泄壓閥的開啟壓力為0.45 MPa.

表1列舉了機(jī)油泵、機(jī)油濾清器、增壓器等關(guān)鍵點(diǎn)處的計(jì)算結(jié)果.根據(jù)表1，可以得到以下結(jié)論:

1)整個(gè)系統(tǒng)的壓力流量分布基本合理，不存在明顯節(jié)流的地方，泄壓閥分流較小，機(jī)油泵供油特性與潤(rùn)滑系統(tǒng)匹配良好，能夠滿足外特性下標(biāo)定轉(zhuǎn)速的潤(rùn)滑及冷卻需要.

2)連桿軸承入口機(jī)油壓力最高，主軸承處次之，凸輪軸承處壓力最小.連桿大端軸承處壓力較高的原因是油道離心力作用的結(jié)果.

表1 各節(jié)點(diǎn)的壓力和流量仿真結(jié)果

續(xù)表1

2 試驗(yàn)方案與模擬結(jié)果對(duì)比分析

2.1 試驗(yàn)方案及測(cè)試儀表

根據(jù)對(duì)系統(tǒng)的仿真模擬結(jié)果，初步判斷主軸承處的泄漏量偏大.為了提高主油道壓力，提出提高機(jī)油泵供油能力和減小主軸承泄油量?jī)蓚€(gè)方案，由于兩者分別處于潤(rùn)滑系統(tǒng)的前端和后端，以下稱為前端供油量和后端泄漏量.為了通過試驗(yàn)的方法來分別驗(yàn)證各自對(duì)柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力和流量的影響，對(duì)柴油機(jī)各關(guān)鍵點(diǎn)的壓力及主油道的流量進(jìn)行測(cè)量.

試驗(yàn)所采用的臺(tái)架系統(tǒng)為電渦流測(cè)功器.需要測(cè)量的參數(shù)包括:發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速、負(fù)荷、機(jī)油溫度、機(jī)油壓力等.在設(shè)計(jì)實(shí)驗(yàn)方案時(shí)，考慮到對(duì)機(jī)油壓力影響最大的是柴油機(jī)轉(zhuǎn)速，而溫度的影響呈現(xiàn)較強(qiáng)的非線性[4]，故控制機(jī)油溫度基本不變，在全負(fù)荷工況點(diǎn)(外特性)上，觀察潤(rùn)滑系統(tǒng)主油道壓力隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系.

在軟件模擬中，可以方便的修改各個(gè)元件的結(jié)構(gòu)參數(shù)以及整個(gè)系統(tǒng)在運(yùn)行中要控制的環(huán)境變量，從而可以得到在理想狀態(tài)下柴油機(jī)運(yùn)行的近似結(jié)果.

潤(rùn)滑系統(tǒng)前端供油量的大小，主要通過換用不同供油能力的機(jī)油泵來實(shí)現(xiàn)，機(jī)油泵的轉(zhuǎn)子直徑以及配合間隙直接影響著其供油能力的的大小[4-5]，以下把兩種不同結(jié)構(gòu)參數(shù)的機(jī)油泵分別標(biāo)記為1#、2#方案;后端泄漏量的大小，主要是通過調(diào)整主軸瓦配合間隙的大小來實(shí)現(xiàn)，把兩種配合間隙分別標(biāo)記為3#、4#方案.表2為試驗(yàn)方案的參數(shù)對(duì)比.

表2 潤(rùn)滑系統(tǒng)改進(jìn)方案的參數(shù)對(duì)比

2.2 試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比分析

2.2.1 油泵供油量大小的影響

在主軸瓦配合間隙相對(duì)較大的情況下，更換供油能力不同的兩種機(jī)油泵，進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn).圖2、圖3為外特性上測(cè)量及模擬柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)主油道的機(jī)油壓力隨柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的變化關(guān)系.可以看出:模擬結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)吻合，隨著柴油機(jī)轉(zhuǎn)速的增加，潤(rùn)滑系統(tǒng)中主油道的壓力不斷增加，最后趨于穩(wěn)定.由于在模擬中，軟件要求輸入機(jī)油泵的流量特性，對(duì)于中間工況采用線性插值的方法，故可以看出，在模擬曲線上呈現(xiàn)分段線性的特征，和試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比仍存在一定程度上的差異(尤其是在怠速和高速階段).

隨著柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速增加，機(jī)油泵的轉(zhuǎn)速增加，其供油量也隨之增加，而后端的理論泄漏量要小于供油量，在這個(gè)階段，柴油機(jī)轉(zhuǎn)速成為影響主油道壓力的主導(dǎo)因素，所以主油道的機(jī)油壓力基本上呈現(xiàn)上升趨勢(shì).當(dāng)柴油機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到2 000 r/min左右后，潤(rùn)滑系統(tǒng)的前端供油量與后端的泄漏量達(dá)到一個(gè)動(dòng)態(tài)的平衡，主油道的壓力趨于穩(wěn)定[6-7].

同時(shí)，由圖3可知，換用2#機(jī)油泵后，雖然供油能力有所增加，但是主油道的壓力基本上沒有變化，標(biāo)定轉(zhuǎn)速下的最終平衡壓力仍然維持在0.26 MPa左右.由于泄壓閥的開啟壓力已經(jīng)調(diào)整到最大，在模擬中亦將泄壓支路斷開，故不會(huì)影響到機(jī)油泵的供油能力.這就說明提高前端的供油能力，只對(duì)整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)的循環(huán)供油量有明顯的改變，可以加強(qiáng)對(duì)零件的冷卻作用，卻對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力的提升影響不大.

圖1 配合間隙為3#方案時(shí)機(jī)油泵1#的結(jié)果對(duì)比

圖2 配合間隙為3#方案時(shí)機(jī)油泵2#的結(jié)果對(duì)比

2.2.2 主軸瓦配合間隙的影響

調(diào)小主軸瓦間隙(配合間隙在上次試驗(yàn)基礎(chǔ)上減小0.03 mm)，保證后端泄漏量相對(duì)較小時(shí)，更換供油能力不同的兩種機(jī)油泵，進(jìn)行對(duì)比試驗(yàn).

圖4為減小主軸承配合間隙后分別使用兩種機(jī)油泵的測(cè)試結(jié)果.從圖4可知:與圖2的變化趨勢(shì)一樣，隨著轉(zhuǎn)速的增加，主油道的壓力先增加，后趨于平穩(wěn).采用供油能力相對(duì)較大的2#機(jī)油泵時(shí)，主油道壓力上升較快，而且在較低轉(zhuǎn)速的情況下就趨于平衡.

圖4 配合間隙為4#方案時(shí)機(jī)油泵的對(duì)比試驗(yàn)

通過分析，可以得出:后端泄漏量一定，當(dāng)機(jī)油泵供油能力提高，整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)會(huì)提前達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡壓力，所以使用2#機(jī)油泵時(shí)，轉(zhuǎn)速在1 200 r/min時(shí)，主油道壓力基本趨于平衡，而1#機(jī)油泵要在2200 r/min時(shí)，主油道壓力才趨于平衡.

同時(shí)，由圖4可知，分別采用供油能力不同的機(jī)油泵，在標(biāo)定轉(zhuǎn)速下潤(rùn)滑系統(tǒng)的平衡壓力相差不大，只有10 kPa左右.這說明當(dāng)潤(rùn)滑系統(tǒng)達(dá)到動(dòng)態(tài)平衡后，增加前端的供油量，對(duì)機(jī)油壓力趨于穩(wěn)定時(shí)的平衡壓力影響不大，在零部件熱負(fù)荷允許的情況下，沒有必要盲目地追求大供油量的機(jī)油泵.

圖5為調(diào)整主軸瓦配合間隙進(jìn)行主油道壓力的測(cè)試結(jié)果與仿真對(duì)比結(jié)果.由圖5可知，潤(rùn)滑系統(tǒng)后端泄漏量對(duì)主油道壓力的影響比較大，在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，泄漏量小的系統(tǒng)要比泄漏量大的系統(tǒng)的主油道壓力大，而且對(duì)于機(jī)油壓力趨于穩(wěn)定時(shí)的平衡壓力，兩者的相差達(dá)到0.1MPa左右.

圖5 主軸瓦配合間隙對(duì)比試驗(yàn)與仿真結(jié)果(機(jī)油泵1#)

由此可知，潤(rùn)滑系統(tǒng)中，機(jī)油壓力的大小是由前端供油量和后端泄漏量綜合決定的.前端供油量一定時(shí)，后端泄漏量減小，主油道的壓力變大;后端泄漏量增加，主油道的壓力就會(huì)相應(yīng)變小.

3 結(jié)論

1)AMESim軟件能夠?qū)Σ裼蜋C(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)進(jìn)行快捷、準(zhǔn)確的仿真模擬，充分體現(xiàn)了仿真模擬在驗(yàn)證、指導(dǎo)潤(rùn)滑系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計(jì)方面的優(yōu)勢(shì)，能夠初步推斷出影響柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的各種可能因素.但是，由于潤(rùn)滑系統(tǒng)的復(fù)雜性，仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果仍然存在著一定差距，需要通過不斷修改模型，收集試驗(yàn)數(shù)據(jù)來縮小誤差.

2)試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果共同表明，柴油機(jī)在正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)油泵供油能力的大小，對(duì)該工況整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力的提升影響不大，它主要影響潤(rùn)滑系統(tǒng)建立動(dòng)態(tài)平衡時(shí)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速.前端供油量越大，主油道壓力趨于穩(wěn)定時(shí)對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速也就越小.而后端泄漏量是影響整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力的主要因素，后端泄漏量越大，潤(rùn)滑系統(tǒng)各處的壓力也就相對(duì)越小.

[1] 蔣德明.高等內(nèi)燃機(jī)原理[M].第1版.西安:西安交通大學(xué)出版社，2004.

[2] Benoit Honel，Renaud Meillier，F(xiàn)rederic Brix.Model of an Engine Lubrication Circuit including Predictive Bearing Components[J].SAE Paper 2003，01-1965.

[3] Chun.S M.Network analysis of an engine lubrication system[J].Tribology International.2003，36(8):609-617.

[4] JB/T 9770-1999.內(nèi)燃機(jī)機(jī)油泵技術(shù)條件[S].國家機(jī)械工業(yè)局.1999.

[5] 黃小輝，畢小平.坦克動(dòng)力裝置潤(rùn)滑系統(tǒng)計(jì)算與分析[J].裝甲兵工程學(xué)院學(xué)報(bào).2005，19(2):121-124.

[6] Hass A，Optimized Design of the lubrication system of Modern combustion Engines[J].SAE Paper 1991，912407.

[7] Evangelos G，Giakoumis.Lubricating oil effects on the transient performance of a turbocharged diesel engine[J].Energy.2010，35(2):864-873.