山西中北大學(xué)機(jī)電工程學(xué)院 郭媛 崔志琴 吳迪

發(fā)動(dòng)機(jī)80%的功率損失都來自于內(nèi)外部的摩擦，而有一大部分是由于摩擦副部件引起的。其中，發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸及軸頸是主要摩擦副之一，主軸承每時(shí)每刻都承受著周期性交替變化著的氣體爆發(fā)壓力和曲柄連桿活塞等部件的慣性力作用，如果摩擦副之間的油膜不能很好地潤(rùn)滑軸瓦、軸頸表面，就會(huì)引起部件間劇烈地磨損，從而使得部件失效。因此，對(duì)于軸承的潤(rùn)滑狀況研究非常必要，本文以某直列四缸發(fā)動(dòng)機(jī)作為研究對(duì)象，建立多體動(dòng)力學(xué)潤(rùn)滑仿真模型，通過對(duì)相應(yīng)軸承的基本參數(shù)進(jìn)行監(jiān)測(cè)和分析，從而預(yù)測(cè)軸承的潤(rùn)滑性能[1]。

1 流體動(dòng)壓潤(rùn)滑理論

雷諾方程是計(jì)算流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的基本潤(rùn)滑方程，描述了流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的機(jī)理，奠定了現(xiàn)代流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論的基礎(chǔ)。依據(jù)流體力學(xué)的基本力學(xué)方法得到了雷諾方程：

其中:h為油膜厚度，η為流體動(dòng)力粘度，p為油膜壓力，U1為第一個(gè)表面的速度，U2為第二個(gè)表面的速度，x、z分別代表兩個(gè)垂直油膜的方向，t為時(shí)間代表油膜厚度的變化代表油膜相對(duì)離開的速度[2]。

2 仿真模型的建立

對(duì)于曲軸潤(rùn)滑問題的研究，大多采取有限元模型，一般需劃分成六面體單元，這樣不僅能在同樣的單元數(shù)與節(jié)點(diǎn)數(shù)上比四面體單元得到更高的數(shù)值精度，而且能夠在較大程度上節(jié)省計(jì)算機(jī)運(yùn)行時(shí)間。在結(jié)構(gòu)薄弱的地方，應(yīng)力梯度變化較大，如曲柄銷與主軸頸的過渡圓角處等需要加密網(wǎng)格，這里采取6層加密網(wǎng)格。在HyperMesh中進(jìn)行手動(dòng)網(wǎng)格劃分結(jié)果[3]如圖1所示。

圖1 曲軸有限元模型

在AVL EXCITE中對(duì)基本連接體和連接副進(jìn)行組建，建成如圖2所示的多體動(dòng)力學(xué)仿真模型[4][5]。

圖2 AVL EXCITE中仿真二維邏輯連接圖

3 仿真結(jié)果分析

本文采用的是EXCITE中的彈性液動(dòng)潤(rùn)滑軸承，利用差分法來計(jì)算偏微分方程的解，具體的差分網(wǎng)格根據(jù)軸瓦內(nèi)表面的有限元網(wǎng)格而定，選擇29×145的計(jì)算網(wǎng)格，在上軸瓦270°～90°范圍內(nèi)開設(shè)油槽和油孔，油槽寬度為8 mm，油孔直徑為6 mm，開設(shè)位置為上軸瓦0°，供油壓力為0.5 MPa，空穴壓力為0.5 MPa，綜合表面粗糙度為1.2μm。故可以根據(jù)仿真得到的最小油膜厚度、最大油膜壓力來分析主軸承潤(rùn)滑狀況。

3.1 最小油膜厚度分析

對(duì)最小油膜厚度的分析，能夠判斷出各種情況下油膜的運(yùn)行危險(xiǎn)工況是否在需用范圍內(nèi)，對(duì)衡量軸承的潤(rùn)滑好壞極其相關(guān)。圖3為各檔主軸承在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的最小油膜厚度曲線。

圖3 各檔主軸承最小油膜厚度曲線

參考奧地利李斯特研究所所推薦的許用軸承最小油膜厚度的統(tǒng)計(jì)值標(biāo)準(zhǔn)，可知各檔主軸承的最小油膜厚度均大于其許用值，因此，可以判斷各檔主軸承的工作可靠性。雖然第三檔主軸承的最小油膜厚度接近許用值，但據(jù)相關(guān)資料統(tǒng)計(jì)顯示，有些發(fā)動(dòng)機(jī)即使其主軸承工作在較小的油膜厚度下，仍然具有較高的可靠性，這應(yīng)該是在軸瓦的結(jié)構(gòu)內(nèi)部有一層與結(jié)構(gòu)能兼容且具有良好順應(yīng)性的合金層。

3.2 最大油膜壓力

最大油膜壓力與最小油膜厚度一樣，同樣是衡量軸承潤(rùn)滑狀況的重要指標(biāo)。圖4為各檔曲軸的最大油膜壓力。據(jù)相關(guān)資料顯示，車用發(fā)動(dòng)機(jī)在正常情況下，最大油膜壓力不超過100～150 MPa，可知五檔軸承運(yùn)轉(zhuǎn)正常。最大油膜壓力的分布情況與主軸承的垂向載荷分布類似，一般情況下，當(dāng)某缸在點(diǎn)火時(shí)刻，相鄰的主軸承載荷會(huì)增大，相應(yīng)的油膜壓力也增大，而離其較遠(yuǎn)的軸承油膜壓力較小，如第二、四主軸承情況很明顯，而第一、三、五檔主軸承由于前面所述的主軸承載荷中慣性力主導(dǎo)的原因，則油膜壓力規(guī)律不明顯。

圖4 各檔主軸承最大油膜壓力曲線

4 結(jié)論

（1）對(duì)主軸承進(jìn)行彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑研究，在主軸承與主軸頸的結(jié)合部采用了彈性液動(dòng)潤(rùn)滑分析（EHD）模型，考慮到了軸頸軸瓦的表面形貌效應(yīng)、彈性變形、供油情況以及油膜的空穴效應(yīng)，對(duì)各檔軸承的最小油膜厚度、最大油膜壓力情況做了具體的分析。各檔主軸承以AVL公司的許用最小油膜厚度為標(biāo)準(zhǔn)，均滿足要求；最大油膜壓力為第二檔軸承的45.72 MPa，滿足設(shè)計(jì)的要求；各檔主軸承的油膜情況符合要求，在供油區(qū)域，油膜填充率為1，而油膜破裂處，填充率最小。

（2）影響軸承潤(rùn)滑情況的因素很多，在進(jìn)行軸承動(dòng)力潤(rùn)滑時(shí)應(yīng)考慮更多的因素，以保證結(jié)果的準(zhǔn)確性。

（3）在發(fā)動(dòng)機(jī)研發(fā)階段，充分利用AVL等分析軟件能夠較方便地進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析與結(jié)果預(yù)測(cè)，能夠提高研發(fā)效率和降低研制成本。

[1]孫軍,桂長(zhǎng)林,李震等.計(jì)及軸頸傾斜的徑向滑動(dòng)軸承流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào),2004,15（17）：1565-1583.

[2]溫詩鑄.摩擦學(xué)原理[M].北京：清華大學(xué)出版社,1990.

[3]于開平,周傳月,譚惠豐.Hyper Mesh從入門到精通[M].北京：科學(xué)出版社,2005.5.

[4]王勇,張虎,張振興.基于AVL EXCITE Power U nit某汽油機(jī)曲軸軸承潤(rùn)滑分析 [C].AVL先進(jìn)模擬技術(shù)中國(guó)用戶大會(huì)論文,2013.

[5]AVL. EXCITE version 2013 EXCITE Powerunit U sergui d e[M].AVLU ser M annuals,2013.