盧耀輝，張舒翔，張醒，趙智堂

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031)*

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基于ADAMS/ENGINE的16V280柴油機(jī)主軸承軸心軌跡計(jì)算

盧耀輝，張舒翔，張醒，趙智堂

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031)*

滑動軸承是柴油機(jī)的重要組成部件之一，其工作性能決定著柴油機(jī)工作的可靠性及耐久性.柴油機(jī)主軸承采用滑動軸承，通過柴油機(jī)主軸承軸心軌跡計(jì)算，可以判斷主軸承的工作情況，為主軸承的設(shè)計(jì)提供參考.本文采用ADAMS/Engine模塊，采用多體動力學(xué)的方法建立柴油機(jī)整體動力學(xué)模型，并建立流體動力潤滑軸承的邊界條件，并考慮了滑動軸承的剛性液壓；計(jì)算軸心軌跡時(shí)考慮了油膜粘度與溫度的關(guān)系以及溫度與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系.計(jì)算分析后，得到了不同轉(zhuǎn)速下，不同軸承間隙，以及油孔供油或油槽供油條件下的軸心軌跡，以此來為滑動軸承設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù)支持.

16V280柴油機(jī)；ADAMS/Engine；滑動軸承；軸心軌跡

0 引言

內(nèi)燃機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)受軸承中的油膜壓力的支撐運(yùn)動影響，其運(yùn)動學(xué)及動力學(xué)特性不僅跟自身受力狀態(tài)有關(guān)，還和滑動軸承的潤滑狀況有關(guān)系.目前對曲軸、軸承之間摩擦的研究主要是研究滑動軸承的潤滑情況.但隨著人們對數(shù)值計(jì)算研究的深入以及潤滑理論的發(fā)展[1]，在上世紀(jì)50年代后人們開始研究動載軸承的油膜壓力與軸心軌跡[2]，并提出了很多方法.但是這些研究方法都建立在簡化的假設(shè)基礎(chǔ)上，忽略掉了很多實(shí)際存在因素的影響，如沒有考慮軸承的供油特性、軸承的彎曲、潤滑油[3]的粘度隨溫度變化的關(guān)系等.研究內(nèi)燃機(jī)動態(tài)特性時(shí)需要考慮更多的影響軸承潤滑[3]的因素，這樣才能更接近主軸承的實(shí)際工作情況.目前軸心軌跡一般是通過試驗(yàn)法和計(jì)算法[4]得到.

1 動力學(xué)模型的建立

ADAMS軟件使用交互式圖形環(huán)境和零件庫、約束庫、力庫，能夠創(chuàng)建完全參數(shù)化的機(jī)械系統(tǒng)幾何模型.其求解器采用多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論中的拉格郎日方程方法，建立系統(tǒng)動力學(xué)方程，對虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，最后輸出位移、速度、加速度和反作用力等曲線.ADAMS軟件的仿真可用于預(yù)測機(jī)械系統(tǒng)的性能、運(yùn)動范圍、峰值載荷以及計(jì)算有限元的輸入載荷等.ADAMS一方面是虛擬樣機(jī)分析的應(yīng)用軟件，用戶可以運(yùn)用該軟件方便地對虛擬機(jī)械系統(tǒng)進(jìn)行靜力學(xué)、運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)分析，運(yùn)用理論方法事先確定質(zhì)量分布等.計(jì)算時(shí)需要考慮各個(gè)可變因素，通過在ADAMS/ENGINE的多體系統(tǒng)動力學(xué)仿真中輸入?yún)?shù)來確定.

1.1 柴油機(jī)模型參數(shù)

以往的軸心軌跡研究中基本上都把曲軸考慮成剛性[5]，而忽略曲軸在工作時(shí)的彎曲和扭轉(zhuǎn)，這顯然不符合曲軸工作時(shí)的實(shí)際情況.本文的模擬計(jì)算中把曲軸考慮成梁結(jié)構(gòu)，以考慮曲軸彎曲對軸心軌跡的影響.因此，需把建立起的模型中的曲軸替換成梁單元形式[6]. 16V280柴油機(jī)相關(guān)參數(shù)如表1所示. 依據(jù)表中數(shù)據(jù)所建立的模型如圖1所示.

表1 16V280柴油機(jī)相關(guān)參數(shù)

圖1 16V280柴油機(jī)動力學(xué)模型

1.2 滑動軸承參數(shù)確定

傳統(tǒng)曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型的建立只簡單把連接處當(dāng)作約束自由度的運(yùn)動副來模擬.而本文在建模過程中考慮了滑動軸承的存在，其接觸面的油膜對運(yùn)動也有較大的影響.在ADAMS中，時(shí)間步長跟曲柄的角位移對應(yīng)，運(yùn)動方程的數(shù)值解需要對滑動軸承進(jìn)行有效的動力反應(yīng)計(jì)算.該動力計(jì)算基于雷諾水動力方程[7- 8]，水動力軸向與徑向滑動軸承的計(jì)算求解方案已經(jīng)在ADAMS建模中使用.加載力的大小由ADAMS中預(yù)先計(jì)算好的油膜反力數(shù)據(jù)庫得到.對流體動力潤滑軸承的建模，可以用二維方法來消除誤差.

滑動軸承的有關(guān)參數(shù)設(shè)定如表2所示.

表2 液壓軸承的參數(shù)設(shè)置

于主軸承輸出端末端錐狀軸承，其作用是防止主軸承的軸向竄動，建模具體參數(shù)如表3所示.

表3 止推軸承的參數(shù)設(shè)置

1.3 模擬計(jì)算的邊界條件

模型的邊界條件就是對模型進(jìn)行約束，以保證模型能夠按照設(shè)計(jì)的情況進(jìn)行工作.主要包括氣體力、支承類型以及模型輸出端的載荷.

由于本文要計(jì)算滑動軸承的軸心軌跡，故需將主軸承替換成剛性液壓軸承才能在后處理中找出偏心率及最小油膜厚度.雷諾方程中的動力粘度系數(shù)對方程的解有重要影響.軸承的溫度、潤滑油的粘度直接關(guān)系到軸承的潤滑情況，故還需設(shè)定軸承的溫度、潤滑油粘度.但潤滑油的粘度與溫度相關(guān)，而溫度又與轉(zhuǎn)速相關(guān).軸承轉(zhuǎn)速、溫度、油膜粘度之間的關(guān)系曲線已經(jīng)內(nèi)置在ADAMS/ENIGNE中了，只需要選定相關(guān)的參考文件即可.進(jìn)行穩(wěn)定轉(zhuǎn)速下的模擬，曲軸的轉(zhuǎn)速設(shè)為額定工況下的轉(zhuǎn)速(1 100 r/min)，循環(huán)圈數(shù)設(shè)定為5個(gè)周期，開始進(jìn)行模擬求解.

2 軸心軌跡的計(jì)算及結(jié)果分析

在16V280柴油機(jī)動力學(xué)模型的基礎(chǔ)上，本文計(jì)算了不同轉(zhuǎn)速、不同軸承間隙以及不同的潤滑油供給方式下的主軸承軸心軌跡.對比各工況下計(jì)算得到的軸心軌跡，分析影響軸心軌跡的因素.

2.1 不同轉(zhuǎn)速下的軸心軌跡

為了研究內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速對軸心軌跡的影響，本文提取了軸承半徑間隙為240 μm，轉(zhuǎn)速為700 r/min和1 100 r/min下1號主軸承的軸心軌跡.圖2中的坐標(biāo)表示在各個(gè)相位角度下相對于軸承半徑間隙量的偏移百分比.

轉(zhuǎn)速會影響軸心軌跡，一方面是由于在不同轉(zhuǎn)速下的油膜溫度不同，導(dǎo)致油膜粘度不同.而在雷諾方程中，油膜的粘度是影響油膜壓力分布的一個(gè)重要因素.另一方面由于2、4、6、8號主軸頸兩端的曲柄夾角為180°，其自身平衡較好；1、3、5、7、9號主軸頸的不為180°，轉(zhuǎn)速影響其旋轉(zhuǎn)慣性力.當(dāng)轉(zhuǎn)速在一定范圍內(nèi)升高時(shí)，油膜溫度升高，油膜粘度下降，油膜厚度會變薄；但是轉(zhuǎn)速增加時(shí)由旋轉(zhuǎn)引起的楔形油膜厚度增加，且增加量大于由粘度減小引起的減小量，導(dǎo)致2、4、6、8號主軸承的油膜最終厚度增加；但1、3、5、7、9號主軸承的油膜厚度受旋轉(zhuǎn)慣性力的影響，轉(zhuǎn)速增加使油膜壓力增加，油膜厚度減小.

圖2 一號主軸承間隙為240 μm的軸心軌跡

2.2 不同軸承間隙的軸心軌跡

為研究軸承間隙對軸心軌跡的影響，本文計(jì)算分析了額定轉(zhuǎn)速1 100 r/min，軸承間隙170、210、240以及300 μm的軸心軌跡.這里取軸承間隙為210和300 μm時(shí)所計(jì)算的軸心軌跡進(jìn)行比較，如圖3所示：

圖3 一號主軸承間隙為210 μm(左) 和300 μm(右)的軸心軌跡

軸承間隙對軸心軌跡的影響，實(shí)際上是對油膜厚度的影響.在一定軸承間隙范圍內(nèi)，油膜厚度隨軸承間隙的增加而減小.主要是由于軸承間隙增加，使漏油量增加，油流量增加，故油膜厚度會減小.從而導(dǎo)致偏心率增大，軸心軌跡呈現(xiàn)向外擴(kuò)張的趨勢.如果間隙過小，會使摩擦增加，間隙之間的潤滑油溫度迅速上升，油膜難以建立，導(dǎo)致出現(xiàn)干磨的情況.故在保證軸承正常工作的前提下，應(yīng)該盡量減小軸承間隙，但不能過低.

2.3 油孔供油與油槽供油的軸心軌跡對比

根據(jù)采用油孔供油時(shí)計(jì)算得的軸心軌跡，由柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊滑動軸承的設(shè)計(jì)，確定滑動軸承油槽的開設(shè)位置及油槽寬度.

以下是軸承半徑間隙為240 μm，額定轉(zhuǎn)速為1 100 r/min，分別采用油孔和油槽供給潤滑油的軸心軌跡，如圖4所示.

圖4 一號主軸承油孔供油(左)與油槽供油(右)方式下的軸心軌跡

相對于油孔供油，開設(shè)油槽時(shí)，軸承潤滑油流動的連續(xù)性能夠得到保證，潤滑油可以將軸承與軸頸摩擦產(chǎn)生的熱量迅速帶走，但是軸承在油槽位置的承載能力下降.油槽應(yīng)該開設(shè)在油膜厚度較大的區(qū)域，避免開設(shè)在偏心率較大的位置，以防止油槽位置的承載能力降到軸承載荷以下而使軸承遭到破壞，導(dǎo)致內(nèi)燃機(jī)無法正常工作而造成巨大損失.

2.4 最小油膜厚度

為了詳細(xì)對比各個(gè)主軸承的潤滑情況，表4和表5分別給出了各個(gè)主軸承在油孔供油和油槽供油時(shí)的最小油膜厚度，表中δ為軸承半徑間隙.

表4 采用油孔供油時(shí)的最小油膜厚度hmin μm

表5 采用油槽供油時(shí)的最小油膜厚度hmin μm

從表4和表5中的數(shù)據(jù)可以看出，采用油孔供油與油槽供油時(shí)的最小油膜厚度幾乎維持不變.因此采用這兩種方式供油時(shí)的油膜承載力基本相同，軸承的最大負(fù)荷也基本相同.

分析圖5以及其他轉(zhuǎn)速下的變化關(guān)系可知主軸頸與主軸承的表面粗糙度應(yīng)該小于最小油膜厚度，否則會造成軸承和軸頸被拉傷.

圖5 900 r/min下各主軸承最小油膜厚度隨軸承半徑間隙的變化關(guān)系

3 結(jié)論

采用ADAMS/ENGINE模塊建立16V280柴油機(jī)的多體動力學(xué)模型，實(shí)現(xiàn)快速參數(shù)化建模，并考慮滑動軸承的實(shí)際邊界條件，建立了主軸承的流體動力潤滑方程，并考慮了油膜粘度與溫度的關(guān)系以及溫度與轉(zhuǎn)速之間的關(guān)系.計(jì)算給出了各個(gè)軸承在不同軸承半徑間隙、不同轉(zhuǎn)速以及不同的供油方式下的最小油膜厚度.經(jīng)過計(jì)算分析出結(jié)論：軸承間隙、轉(zhuǎn)速、油孔供油與油槽供油、主軸頸與主軸承的表面粗糙度與最小油膜厚度等對得主軸承有不同的影響關(guān)系，對設(shè)計(jì)主軸承有參考價(jià)值；并根據(jù)各個(gè)轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度隨軸承半徑間隙的變化關(guān)系可知，主軸頸與主軸承的表面粗糙度應(yīng)該小于最小油膜厚度，否則會造成軸承和軸頸被拉傷，對軸瓦和主軸頸的制造加工提出了要求.

[1]曹中文.基于AVL Excite Designer的發(fā)動機(jī)曲軸主軸承潤滑性能分析[J].軸承，2012(1):25- 28.

[2]陳伯賢，裘祖干.動載滑動軸承軸心軌跡計(jì)算的改進(jìn)[M].潤滑與密封，1982(4)：7- 14.

[3]陳伯賢，裘祖干.潤滑理論在曲軸軸承設(shè)計(jì)中的應(yīng)用[J].內(nèi)燃機(jī)工程，1987,8(2)：47- 57.

[4]楊揚(yáng)，孫軍，黃?？?，等.內(nèi)燃機(jī)曲軸軸承軸心軌跡研究的現(xiàn)狀及展望[J].小型內(nèi)燃機(jī)與摩托車，2011, 40(3):93- 95.

[5]葉奇，孫鵬文，張敏.發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)多體動力學(xué)建模的若干問題[J].機(jī)電工程，2007,24(12)：54- 55.

[6]李明海，王鵬，牟恕寬.基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的柴油機(jī)曲柄-連桿系統(tǒng)運(yùn)動學(xué)及動力學(xué)仿真[J].大連交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2008,29(1):29- 31.

[7]WOOD J.Invariant pattern recognition:a review[M].Pattern Recognition,1996,29(1):1- 17.

[8]V MERUANE,R PSCUAL.Identification of nonlinear dynamic coefficients in plain journal bearings[J].Tribology International,2008(8):214- 220.

Axis Orbit Calculation of Main Bearing for 16V280 Diesel Engine based on ADMAS/ENGINE

LU Yaohui,ZHANG Shuxiang,ZHANG Xing,ZHAO Zhitang

(School of Mechanical Engineering,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China)

Sliding bearings are important components of the diesel engine. Its performance determines the reliability and durability of the diesel engine. The performance of sliding bearings is studied by multi-body dynamics approach. ADAMS/ENGINE modules are used to create multi-body dynamics model of 16V280 diesel, taking into account the rigidity of hydraulic sliding bearings. This article considers the relationships between the oil film viscosity and temperature rotating speed and temperature when calculating orbits. Final results are obtained to support the design.

16V280 diesel;ADAMS/Engine;sliding bearings;axis orbit

1673- 9590(2017)01- 0076- 05

2016- 01- 23

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51275428)；牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放課題資助項(xiàng)目(TPL1213)

盧耀輝(1973- )，男，副教授，博士，主要從事動力機(jī)械結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可靠性及動力學(xué)方面的研究

E-mail:seth1990@qq.com.

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