朱德彬，趙建華，孫宇鵬，梁 斌

(1.海軍工程大學(xué) 動力工程學(xué)院，武漢 430033;2.遼寧大連旅順91439 部隊(duì)，遼寧 大連 116044)

柴油機(jī)的曲軸—軸承系統(tǒng)主要由曲軸和主軸承組成，是內(nèi)燃機(jī)的主要運(yùn)動部件和摩擦副。內(nèi)燃機(jī)工作的可靠性與曲軸—軸承系統(tǒng)有密切的關(guān)系。隨著內(nèi)燃機(jī)的發(fā)展，強(qiáng)化指標(biāo)不斷提高，曲軸—軸承系統(tǒng)的工作條件更加惡劣。尤其是在推進(jìn)軸系受到外部強(qiáng)沖擊載荷的作用下，曲軸的抗沖擊性能對柴油機(jī)可靠性影響更為突出。為了更一步接近實(shí)際，有必要在系統(tǒng)中建立油膜接觸，考慮潤滑油膜對沖擊傳遞以及沖擊響應(yīng)的影響。所以必須對軸承支承中的油膜沖擊特性進(jìn)行充分的研究。

目前，國內(nèi)外對軸承支承的曲軸抗沖擊特性的研究一般忽略了油膜的影響或在較小沖擊情況下給出沖擊剛度特性。易太連等［1］設(shè)計(jì)了一套柴油機(jī)曲軸—滑動軸承沖擊試驗(yàn)裝置并做了大量實(shí)驗(yàn)來研究油膜沖擊剛度的變化規(guī)律，但由于沖擊強(qiáng)度較小，不能說明油膜失效的機(jī)理。本文基于AVLEXCITE 軟件建立曲軸—軸承系統(tǒng)的仿真模型，探究較大沖擊作用下的油膜特性。

1 潤滑油膜動力學(xué)理論

液體潤滑油膜的作用可以通過雷諾方程來描述［2］，軸承在任意位置時油膜的Reynolds 方程為:

式中:h0=C［1 +ε0cos(θ-φ0)］;ε0=e0/C 為偏心率;C 為軸承的平均半徑間隙;θ 和z 分別為軸承的周向和軸向坐標(biāo);R是軸頸半徑;μ 為潤滑油黏度;ω 是軸頸的切向速度。

相應(yīng)的油膜壓力可寫為

這是所有理論的基礎(chǔ)，如果軸頸及軸瓦的位置和運(yùn)動已知，采用有限差分法可以求解軸承內(nèi)的油膜壓力的分布規(guī)律。反之，軸頸的運(yùn)動也可以算出。這個計(jì)算方法是基于油膜的承載力與外力的平衡，也適用于非穩(wěn)態(tài)載荷。

2 某內(nèi)燃機(jī)油膜沖擊仿真建模與分析

2.1 曲軸—軸承系統(tǒng)的動力學(xué)仿真模型

采用AVL-EXCITE PU 軟件建立動力學(xué)仿真模型，包括機(jī)體、曲軸軸承和曲軸軸頸。其中，機(jī)體的柔性體模型采用六面體的網(wǎng)格類型劃分，并通過有限元子結(jié)構(gòu)縮減得到，保留了軸承孔徑向的節(jié)點(diǎn)以及自由度，如圖1(a)所示。曲軸軸承采用EHD2 類型的軸承模型，該模型可充分考慮非線性油膜特性、軸承幾何形狀、軸瓦變形和機(jī)油填充率等對軸承性能的影響。曲軸—軸承系統(tǒng)的EXCITE 動力學(xué)模型如圖1(b)所示。其內(nèi)燃機(jī)曲軸—軸承系統(tǒng)的主要性能參數(shù)如表1所示。

表1 發(fā)動機(jī)的主要參數(shù)

2.2 外部載荷

選用德國BV043/73 沖擊標(biāo)準(zhǔn)，該標(biāo)準(zhǔn)同時給出了抗沖擊設(shè)計(jì)計(jì)算所需的沖擊波形、沖擊幅值和沖擊作用時間［3］。其沖擊加速度時間歷程曲線如圖2 所示。最大加速度為700 m/s2。通過AVL-EXCITE 建立模型，輸入機(jī)油類型、壓力和溫度等參數(shù)進(jìn)行分析，得到軸承最小油膜厚度、最大油膜壓力和主軸頸軸心軌跡曲線，從而分析油膜的沖擊響應(yīng)。油膜特性與轉(zhuǎn)速和軸承間隙有密切聯(lián)系，本文著重從以上2 個方面來分析比較油膜的沖擊特性。

圖1 機(jī)體有限元模型與EXCITE 動力學(xué)模型

圖2 沖擊加速度時間歷程曲線

2.3 仿真結(jié)果與分析

2.3.1 沖擊強(qiáng)度的影響

為了充分認(rèn)識軸承失效的原因，本文分別進(jìn)行了不同沖擊強(qiáng)度下的分析計(jì)算。實(shí)驗(yàn)表明在較小沖擊條件下油膜的影響作用不大，因此本文在標(biāo)定工況轉(zhuǎn)速下，逐漸加大沖擊強(qiáng)度，得到軸承最大油膜壓力、最小油膜厚度和軸心軌跡曲線的變化情況。其結(jié)果如圖3、圖4。

從計(jì)算結(jié)果可以得出，驗(yàn)證了小沖擊強(qiáng)度度下對軸承最小油膜厚度的影響不大，但隨著強(qiáng)度的增大，反映出主軸頸的偏心軌跡過大會造成主軸頸與軸承碰撞，油膜破裂，軸承座孔失圓、加劇軸承摩擦從而導(dǎo)致主軸承可靠性降低，縮短整機(jī)壽命。

2.3.2 轉(zhuǎn)速的影響

柴油機(jī)實(shí)際工作過程中有不同的載荷，需要在不同的轉(zhuǎn)速下運(yùn)作，轉(zhuǎn)速對油膜沖擊剛度的影響至關(guān)重要。本研究對該柴油機(jī)不同工況轉(zhuǎn)速進(jìn)行計(jì)算:最大扭矩轉(zhuǎn)速1 500 r/min，標(biāo) 定 工 況 轉(zhuǎn) 速 2 300 r/min，最 大 轉(zhuǎn) 速3 000 r/min。同時選用低轉(zhuǎn)速1 000 r/min進(jìn)行分析比較，其不同轉(zhuǎn)速下最大油膜壓力和最小油膜厚度的計(jì)算結(jié)果分別如圖5 所示。

由圖5 可以得出結(jié)論:在沖擊條件下，油膜的最大壓力隨轉(zhuǎn)速的增加變化不大，但油膜的最小油膜厚度隨轉(zhuǎn)速的增加先增大，然后減小。由此為了提高軸承的使用壽命，正常工作的轉(zhuǎn)速不能太低，但也不能長期超速運(yùn)行。

圖3 不同沖擊強(qiáng)度下的最大油膜壓力和最小油膜厚度

2.3.3 軸承間隙的影響

軸承徑向間隙大小對軸承的疲勞壽命、溫升、噪聲、振動等性能都有很大的影響。間隙過大振動和噪聲都會增大，間隙過小摩擦力增大從而不利于散熱。本文在相同沖擊和轉(zhuǎn)速下，分別選取軸承間隙為0.015 mm、0.025 mm、0.035 mm、0.045 mm 和0.1 mm 進(jìn)行計(jì)算分析。其最大油膜壓力和最小油膜厚度如圖6。

由圖可知:主軸承油膜的最大壓力隨軸承間隙的增大而增大，最小油膜厚度隨軸承間隙的增大先增大，后減小。這是因?yàn)檩S承間隙過小，潤滑油膜不易形成，而軸承間隙過大，則會導(dǎo)致工作中沖擊力增大，破壞了油膜的形成。所以，軸承間隙必須保持在一定范圍內(nèi)，才能起到良好的潤滑作用。

圖4 不同沖擊強(qiáng)度下的軸心軌跡

圖5 不同轉(zhuǎn)速下的最大油膜壓力和最小油膜厚度

圖6 不同間隙下的最大油膜壓力和最小油膜厚度

3 結(jié)論

對本研究采用AVL-EXCITE 軟件建立了某型柴油機(jī)曲軸—軸承系統(tǒng)的動力學(xué)仿真模型，其控制方程考慮了軸承的結(jié)構(gòu)彈性、油膜運(yùn)動和外加負(fù)荷情況下的軸頸動力學(xué)，研究了不同沖擊強(qiáng)度、轉(zhuǎn)速和軸承間隙對軸承油膜沖擊剛度的影響，得到了更加逼真的計(jì)算結(jié)果，得出的主要研究成果歸納如下:

1)通過不同沖擊強(qiáng)度的仿真計(jì)算，得出在較小沖擊條件下，對軸承油膜潤滑性能的影響較小。但超過一定程度，油膜破裂，摩擦力增大，導(dǎo)致軸承失效。

2)軸承油膜的最小油膜厚度隨轉(zhuǎn)速的增加先增大，然后減小。為了提高軸承的使用壽命，工作時轉(zhuǎn)速不能過低，也不能長期超速運(yùn)行。

3)軸承油膜的最小油膜厚度也隨軸承間隙的增大先增大，后減小。為了使軸承有效的工作，在確保一定潤滑油溫度的前提下，必須選擇合適的軸承間隙。軸承使用時間過長，間隙增大，油膜的抗沖擊剛度減小，所以軸承使用時需要及時更換。

［1］易太連.某型柴油機(jī)曲軸軸承油膜的沖擊特性試驗(yàn)研究［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2007:63-67.

［2］張直明.滑動軸承的流體動力潤滑理論［M］.北京:高等教育出版社，1986.

［3］BV0430/85，沖擊安全性［S］.