(上海汽車集團股份有限公司技術(shù)中心，上海市汽車動力總成重點實驗室, 上海 201804)

0 前言

從流體流動的角度來看，發(fā)動機壓力潤滑系統(tǒng)是由壓力流量源(機油泵)、潤滑油路、壓損元件(機油濾清器及機油冷卻器)以及壓損流量元件(渦輪增壓器、軸承、活塞冷卻噴嘴、可變氣門正時系統(tǒng)等)組成的精密而又復雜的系統(tǒng)。其精密性是指其中的軸承元件最大直徑間隙僅幾十微米；復雜是因為潤滑系統(tǒng)包含較多的零件且之間的連接方式富于變化。系統(tǒng)油壓和流量在各個元件的分配存在此消彼長的關(guān)系，需要通過計算分析進行平衡。某汽油機的潤滑系統(tǒng)布置方式如圖1所示，各元件以串聯(lián)或并聯(lián)的混合連接方式組成整個系統(tǒng)。

潤滑系統(tǒng)設計分析的目的就是確定合理的油路結(jié)構(gòu)尺寸、軸承間隙范圍、元件的阻力及流量性能參數(shù)，以及對應的機油泵排量需求。使?jié)櫥到y(tǒng)的壓力、流量分配滿足所有元件的潤滑要求。為了降低發(fā)動機油耗，機油泵排量設計的越小越好，這就需要對潤滑系統(tǒng)設計參數(shù)進行優(yōu)化及分析。

1 潤滑系統(tǒng)油壓設計目標

潤滑系統(tǒng)中的大部分元件都在發(fā)動機中正常運轉(zhuǎn)，在實現(xiàn)發(fā)動機性能目標中發(fā)揮了重要作用，并承受了很高的機械負荷和熱負荷。如主軸承承受了由缸壓傳遞來的交變負荷，為防止發(fā)動機運轉(zhuǎn)“拉瓦”現(xiàn)象的發(fā)生，需要保證一定的潤滑油供油壓力；渦輪增壓器轉(zhuǎn)子的高速旋轉(zhuǎn)軸承也需要一定壓力的潤滑油來進行潤滑和冷卻；連續(xù)可變氣門正時機構(gòu)(CVVT)為了滿足其響應速度的要求也有一定的油壓設計目標；液壓挺柱的油壓設計要求則是為了保證其振動-噪聲-平順性(NVH)性能和氣門間隙補償?shù)男枰猍1-2]。

圖1 潤滑系統(tǒng)布置圖

由于上述各元件的工作條件各不相同，因此對潤滑油壓的要求均分布在不同的發(fā)動機轉(zhuǎn)速，如圖2所示。發(fā)動機概念設計階段除了確定機油泵排量外，還需要查找系統(tǒng)問題，分析系統(tǒng)中是否存在流量或阻力偏大的部件。

圖2 潤滑系統(tǒng)油壓設計目標

2 Flomaster的軸承計算方法

(1)

(2)

(3)

對于乘用車發(fā)動機來講，主軸承通常在上軸瓦開180°的油槽，而連桿軸承和凸輪軸承通常通過在上軸瓦開一個潤滑油孔供油，且油孔位于承載區(qū)。

2.1 槽供油的計算

(4)

其中的bn為軸承的油槽寬度，b為軸承寬度，ε為軸承偏心比，d為軸承直徑。

2.2 單個油孔供油的計算

(5)

其中，qb為軸承幾何參數(shù)，z為軸承的潤滑油供油孔直徑，b為軸承寬度，ε為軸承偏心比，均采用國際單位。

3 分析建模

分析建模包括模型搭建和參數(shù)輸入2個部分。由于一維管路系統(tǒng)分析涉及的零部件較多而且各部件之間的連接關(guān)系錯綜復雜，因此正式建模之前需要先進行系統(tǒng)布置分析，梳理各部件之間的相對位置和連接關(guān)系，以保證一維分析模型能準確地反映系統(tǒng)的工作原理。此外，由于每個部件必須填參數(shù)，因此模型搭建完成后還需要逐個完善輸入?yún)?shù)。

3.1 模型搭建

潤滑系統(tǒng)一維分析模型搭建的依據(jù)是潤滑油路數(shù)模，數(shù)模不但可以反映部件的連接布置方式，而且包含詳細的油路幾何結(jié)構(gòu)和尺寸信息。為了獲得準確的分析結(jié)果，需要分析和關(guān)注油路的某些結(jié)構(gòu)細節(jié)信息，如節(jié)流孔等。該發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的一維分析模型如圖3所示。

圖3 潤滑系統(tǒng)一維分析模型

3.2 參數(shù)輸入

一維潤滑系統(tǒng)分析輸入?yún)?shù)的確定是最耗時的一項內(nèi)容。分析輸入?yún)?shù)主要有兩種途徑，試驗測試和計算機輔助工程(CAE)計算。當發(fā)動機開發(fā)項目初期某些零件尚沒有樣件但是已經(jīng)有設計數(shù)模時，可以通過計算流體力學(CFD)分析來獲得其在不同流量下的流動阻力數(shù)據(jù)。對于沿用零件已經(jīng)有試驗數(shù)據(jù)，則可以先分析并剔除個別錯誤數(shù)據(jù)后再輸入模型計算。

本項目的PCJ油路電磁閥流動阻力為實測數(shù)據(jù)(圖4)，凸輪軸承進口油路需要避讓缸蓋螺栓(圖5)，結(jié)構(gòu)較復雜，其流動阻力通過CFD計算獲得(圖6), 計算模型為穩(wěn)態(tài)等溫不可壓縮的k-ε湍流模型。

圖4 PCJ油路電磁閥阻力

圖5 凸輪軸承進口油路

圖6 凸輪軸承進口油路阻力

4 計算與試驗對比

根據(jù)一款與該發(fā)動機潤滑系統(tǒng)類似的量產(chǎn)發(fā)動機的潤滑系統(tǒng)分析結(jié)果與臺架試驗數(shù)據(jù)對比，驗證模型和計算方法的準確性。本次計算采用與量產(chǎn)發(fā)動機相同的模擬計算方法和流程。

如圖7所示，主油道油壓計算結(jié)果與試驗測試結(jié)果的相對誤差在5%以內(nèi)，說明計算精度滿足工程應用的要求，可以用于指導設計方案的篩選。

圖7 計算與試驗對比

5 潤滑系統(tǒng)一維分析優(yōu)化

新開發(fā)的汽油發(fā)動機已有初步的潤滑系統(tǒng)設計方案，需要通過一維潤滑系統(tǒng)分析確定機油泵排量，同時在初版設計方案的基礎上對潤滑系統(tǒng)進行設計優(yōu)化，以降低機油泵排量需求。由于初始設計方案的機油泵排量需求偏大，因此對系統(tǒng)又進行了兩輪優(yōu)化分析，從而使系統(tǒng)的機油泵排量需求明顯降低。分析方案對比如表1所列。

表1 分析方案列表

5.1 初始設計方案結(jié)果

初始設計方案不同發(fā)動機轉(zhuǎn)速下的機油泵排量需求如圖8所示，瓶頸出現(xiàn)在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時，CVVT進口油壓要求，該轉(zhuǎn)速點對機油泵排量的要求最高，因此應該采取提高CVVT進口油壓的措施，以降低系統(tǒng)的機油泵排量需求。

圖8 初始設計機油泵排量需求

5.2 缸蓋加節(jié)流孔結(jié)果

通過在缸蓋油路上增加節(jié)流孔的方法來提高CVVT進口油壓，并通過一維分析重新確定潤滑系統(tǒng)第一輪優(yōu)化后的機油泵排量需求，計算結(jié)果如圖9所示。

可見，增加缸蓋節(jié)流孔后發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時的機油泵排量需求明顯下降，較初始設計方案下降7.1%，說明該優(yōu)化方案有效。對比發(fā)現(xiàn)系統(tǒng)的機油泵排量需求的瓶頸仍然出現(xiàn)在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為1 500 r/min時CVVT的進口油壓，因此仍然需要進一步研究能夠提高CVVT進口油壓的優(yōu)化設計方案。

5.3 減小凸輪軸承間隙結(jié)果

在方案1的基礎上，通過對標發(fā)現(xiàn)該發(fā)動機的凸輪軸承間隙設計值偏大，而減小該間隙值可以提高CVVT進口油壓，因此提出了優(yōu)化方案2并進行了潤滑系統(tǒng)一維分析計算，計算結(jié)果如圖10所示。

圖9 優(yōu)化方案1機油泵排量需求

圖10 優(yōu)化方案2機油泵排量需求

分析對比各個設計方案可以發(fā)現(xiàn)優(yōu)化方案2中，怠速液壓挺柱進口油壓對機油泵的排量要求最大，而且機油泵排量需求較前兩個方案明顯下降。優(yōu)化方案2的潤滑系統(tǒng)機油泵排量需求較優(yōu)化方案1下降19.8%，較初始設計方案下降25.5%。

綜上所述，通過兩輪設計優(yōu)化分析后，該發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的油壓分配更加合理，且系統(tǒng)對機油泵排量的需求較初始設計方案下降25.5%，有利于降低發(fā)動機油耗?？梢娫诎l(fā)動機概念設計階段通過一維分析的方法對潤滑系統(tǒng)進行分析優(yōu)化效果顯著，可以有效縮短發(fā)動機開發(fā)周期并降低開發(fā)成本。

6 結(jié)論

(1)優(yōu)化方案1的機油泵排量需求較初始設計方案下降7.1%。

(2)優(yōu)化方案2的潤滑系統(tǒng)機油泵排量需求較優(yōu)化方案1下降19.8%，較初始設計方案下降25.5%。

(3)在發(fā)動機開發(fā)的概念設計階段進行潤滑系統(tǒng)一維分析優(yōu)化可以調(diào)整系統(tǒng)油壓分配，降低機油泵排量需求，且有效縮短開發(fā)周期和節(jié)省開發(fā)費用。