姚博煒，韋錦易，劉高領(lǐng)，翟克嬌，楊曉

(1. 上汽通用五菱汽車股份有限公司, 廣西柳州 545007； 2.柳州上汽汽車變速器有限公司柳東分公司，廣西柳州 545006)

0 引言

隨著我國(guó)對(duì)內(nèi)燃機(jī)汽車排放的控制和更優(yōu)效率的需求，內(nèi)燃機(jī)的發(fā)展趨勢(shì)進(jìn)一步趨向小型化和緊湊化。小排量車用發(fā)動(dòng)機(jī)有助于減少車輛的尾氣排放，而過小的排量也會(huì)導(dǎo)致汽車動(dòng)力不足，影響汽車駕駛性能。而增壓器(如渦輪增壓器或機(jī)械增壓器)可以提高發(fā)動(dòng)機(jī)空氣進(jìn)氣壓力，進(jìn)而提高發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力輸出。因此，增壓器目前被認(rèn)為是解決小排量發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力欠缺的重要手段。然而，增加增壓器的同時(shí)也改變了整機(jī)的潤(rùn)滑系統(tǒng)，需要優(yōu)化發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)油潤(rùn)滑供給，設(shè)計(jì)不完善的潤(rùn)滑系統(tǒng)將加速發(fā)動(dòng)機(jī)的耗損甚至導(dǎo)致?lián)p壞。因此，研究針對(duì)增壓器的潤(rùn)滑系統(tǒng)對(duì)提升發(fā)動(dòng)機(jī)效率、降低排放具有重要的意義。而在發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)置增壓器后，由于增壓器同樣需要主油道潤(rùn)滑油潤(rùn)滑，這將導(dǎo)致供油系統(tǒng)的負(fù)荷加劇，而未經(jīng)相應(yīng)改進(jìn)的供油系統(tǒng)將不能滿足發(fā)動(dòng)機(jī)的潤(rùn)滑需求。因此，針對(duì)機(jī)油泵流量的分析計(jì)算和對(duì)泄壓壓力的系統(tǒng)分析具有重要的實(shí)際意義。

目前比較常見的對(duì)于動(dòng)力機(jī)械進(jìn)行潤(rùn)滑分析的方法主要是數(shù)值模擬法，本文作者主要應(yīng)用FlowMaster一維仿真方法對(duì)一款小排量發(fā)動(dòng)機(jī)增加增壓器后對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)的總體需求進(jìn)行分析，并將討論在發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)上增加渦輪增壓器對(duì)潤(rùn)滑供油系統(tǒng)的要求和數(shù)值模擬推薦解決方案。

1 實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)和潤(rùn)滑供油系統(tǒng)參數(shù)

本文作者采用的發(fā)動(dòng)機(jī)詳細(xì)參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)和潤(rùn)滑系統(tǒng)主要參數(shù)

所采用的潤(rùn)滑供油系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。此發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)由機(jī)油收集器、機(jī)油泵、機(jī)油濾清器、潤(rùn)滑油道、擋油板、油底殼和機(jī)油標(biāo)尺等組成。

圖1 潤(rùn)滑供油系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

潤(rùn)滑油經(jīng)機(jī)油收集器收集后，進(jìn)入機(jī)油泵，經(jīng)機(jī)油泵加壓后進(jìn)入缸體主油道。此類潤(rùn)滑油分為兩部分：一部分進(jìn)入主軸承油道后對(duì)曲柄連桿進(jìn)行潤(rùn)滑；還有一部分從第二主軸承處進(jìn)入缸蓋主油道，然后進(jìn)入中空凸輪軸對(duì)進(jìn)氣凸輪軸和排氣凸輪軸進(jìn)行潤(rùn)滑，最后經(jīng)回油道回到油底殼。此發(fā)動(dòng)機(jī)增壓方式可采用機(jī)械增壓或渦輪增壓方式，主要研究渦輪增壓方式對(duì)潤(rùn)滑油系統(tǒng)負(fù)荷的影響。對(duì)于渦輪增壓方案，由于渦輪增壓器本身需要潤(rùn)滑油，因此需考察原機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)能否為渦輪增壓器中間體軸承提供足夠的潤(rùn)滑油壓力和流量。初步設(shè)計(jì)渦輪增壓器的潤(rùn)滑油道在主油道上，第三、第四主軸承之間的位置。因?yàn)闇u輪增壓下發(fā)動(dòng)機(jī)的熱負(fù)荷和原機(jī)相比會(huì)增大很多，因此需要增設(shè)主油道冷卻噴嘴對(duì)活塞和連桿小頭進(jìn)行潤(rùn)滑冷卻。

2 FlowMaster模型建立和試驗(yàn)驗(yàn)證

所采用的FlowMaster模型構(gòu)造如圖2所示。圖2(a)表示上缸蓋油路。潤(rùn)滑油從機(jī)油濾清器進(jìn)入主油道后，經(jīng)第二主軸承油道向上前往氣缸蓋，中間有多處90°轉(zhuǎn)角。圖2(b)所示為凸輪軸潤(rùn)滑系統(tǒng)，進(jìn)排氣凸輪軸的潤(rùn)滑油路結(jié)構(gòu)完全相同。圖2(c)所示為供油系統(tǒng)。供油系統(tǒng)由機(jī)油泵、機(jī)油收集器、機(jī)油濾清器、泄壓閥等組成。此機(jī)機(jī)油泵為外嚙合齒輪泵，安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)前端，由曲軸直接帶動(dòng)。泄壓閥集成在油泵中，保持主油道壓力不致過大。圖2(d)所示為曲軸潤(rùn)滑系統(tǒng)。該部分代表了發(fā)動(dòng)機(jī)中主軸承及曲軸內(nèi)部的潤(rùn)滑油路，包括主軸承、曲軸斜油孔、連桿大頭軸承、活塞冷卻噴嘴等。該機(jī)的5個(gè)主軸承中，只有第三主軸承的軸頸處沒有斜油孔。計(jì)算時(shí)，將FlowMaster中模型的類型設(shè)為Automotive Lubrication Circuit Design Steady State，計(jì)算類型設(shè)為不可壓縮穩(wěn)態(tài)計(jì)算。潤(rùn)滑油類型采用Mineral 15W/40 Motor Oil，機(jī)油溫度120 ℃，環(huán)境壓力1×105Pa。所計(jì)算的發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為1 000～6 000 r/min。圖3所示為一維FlowMaster模擬與實(shí)際發(fā)動(dòng)機(jī)(參數(shù)見表1)試驗(yàn)油壓的對(duì)比。

圖2 FlowMaster模型示意

圖3 FlowMaster 計(jì)算油壓與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)比較結(jié)果

由圖3可知：數(shù)值模擬的機(jī)油壓力基本與試驗(yàn)所測(cè)壓力數(shù)值相同，相對(duì)誤差可以保持在3%以內(nèi)。同時(shí)，在低轉(zhuǎn)速條件下(<2 000 r/min), 數(shù)值模擬誤差較大，而在高轉(zhuǎn)速條件下(>3 000 r/min)，模擬結(jié)果更加精確，相對(duì)誤差小于1%。此計(jì)算精度與已有文獻(xiàn)相一致，驗(yàn)證了應(yīng)用此一維模型進(jìn)行實(shí)際優(yōu)化的合理性。

3 渦輪增壓器對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)的設(shè)計(jì)需求

在現(xiàn)有發(fā)動(dòng)機(jī)上增加渦輪增壓器，則需考察原發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)能否為渦輪增壓器中間體軸承提供足夠的潤(rùn)滑油壓力和流量。初步考慮渦輪增壓器的潤(rùn)滑油道在主油道上，第三、第四主軸承之間的位置。因?yàn)闇u輪增壓下發(fā)動(dòng)機(jī)的熱負(fù)荷和原機(jī)相比同樣會(huì)增大很多，因此需要增設(shè)主油道冷卻噴嘴對(duì)活塞和活塞銷進(jìn)行潤(rùn)滑、冷卻，這一設(shè)計(jì)對(duì)潤(rùn)滑油流量也產(chǎn)生一定的消耗，尤其是在低轉(zhuǎn)速段，如圖4所示。

圖4 原機(jī)和增加冷卻噴嘴之后的各部分流量對(duì)比

由于所匹配的渦輪增壓器具體的結(jié)構(gòu)參數(shù)未知，為了達(dá)到考察渦輪增壓器潤(rùn)滑效果的目的，仿真時(shí)，將對(duì)主軸承壓力和潤(rùn)滑油流量影響最大的中間體軸承相對(duì)間隙從0.000 6變至0.008 mm，來研究潤(rùn)滑系統(tǒng)性能的變化。將軸承直徑定為30 mm，則對(duì)應(yīng)的間隙變化范圍為0.017 99～0.239 mm，此設(shè)計(jì)范圍較寬，足以滿足實(shí)際需求。而且由于采用了相對(duì)間隙，則軸承直徑的影響就被抵消。

首先分析增加渦輪增壓器后對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力和流量的影響，如圖5所示。

圖5 改變中間體軸承相對(duì)間隙對(duì)潤(rùn)滑性能的影響

由圖5可知：增加渦輪增壓器會(huì)使主油道壓力下降，且隨著中間體軸承間隙的增大而下降得更明顯；當(dāng)中間體軸承相對(duì)間隙達(dá)到0.008 mm、轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時(shí)，主油道壓力也無法達(dá)到泄壓閥的工作壓力，此時(shí)整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)將無法正常工作；氣缸蓋入口油壓和凸輪軸入口油壓以及渦輪增壓器入口油壓和主油道壓力變化趨勢(shì)相同。由于渦輪增壓方案中也有主油道活塞冷卻噴嘴，在渦輪增壓器中間體軸承相對(duì)間隙較小時(shí)，冷卻噴嘴的流量和機(jī)械增壓方案一樣處于比較高的水平，所以潤(rùn)滑系統(tǒng)對(duì)機(jī)油的需求和原機(jī)相比較大，主油道的流量就會(huì)升高，如圖5(b)、(c)所示。但是隨著中間體軸承相對(duì)間隙的增加，渦輪增壓器的流量迅速升高，潤(rùn)滑油大部分被其消耗。

如圖5(d)所示，這就雖然使得主油道流量提高了，但是潤(rùn)滑系統(tǒng)其他各處的流量均大幅下降。以上只是將渦輪增壓器對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)的影響進(jìn)行了定性的分析，但可以看出，渦輪增壓器結(jié)構(gòu)尺寸(尤其是中間體軸承的間隙)將對(duì)整個(gè)潤(rùn)滑系統(tǒng)的性能有重要影響。在增壓器選型時(shí)，在考慮其增壓特性和發(fā)動(dòng)機(jī)性能匹配的同時(shí)，也要考慮它對(duì)潤(rùn)滑系統(tǒng)的影響。如軸承間隙選得太小，則渦輪增壓器的潤(rùn)滑效果不理想；選得太大，則會(huì)導(dǎo)致原潤(rùn)滑系統(tǒng)不能正常工作，必須提升原潤(rùn)滑系統(tǒng)的機(jī)油泵排量。

根據(jù)渦輪增壓器中間體軸承相對(duì)間隙最大的情況，即相對(duì)間隙為0.008 mm時(shí)，把機(jī)油泵排量提升至9.8 mL/r，潤(rùn)滑系統(tǒng)性能如圖6所示。可以看出：油泵排量提升以后，潤(rùn)滑系統(tǒng)各處壓力均可以達(dá)到機(jī)械增壓方案發(fā)動(dòng)機(jī)的壓力值。另外，油泵排量的增加使主油道流量進(jìn)一步提高，但是由于渦輪增壓器軸承間隙未變，所以它的流量增加不大，流量的增加主要補(bǔ)償了潤(rùn)滑系統(tǒng)其他各處流量的不足，使其達(dá)到機(jī)械增壓發(fā)動(dòng)機(jī)的水平。

圖6 增加機(jī)油排量對(duì)潤(rùn)滑性能的影響

4 總結(jié)

作者建立了基于FlowMaster的準(zhǔn)確的潤(rùn)滑系統(tǒng)模型，在此基礎(chǔ)上對(duì)渦輪增壓型發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行潤(rùn)滑系統(tǒng)性能計(jì)算。FlowMaster仿真模型的計(jì)算結(jié)果表明：模型可以模擬實(shí)機(jī)發(fā)動(dòng)機(jī)的潤(rùn)滑系統(tǒng)性能，主油道壓力的變化趨勢(shì)和試驗(yàn)數(shù)據(jù)相似，數(shù)值相當(dāng)，泄壓閥在1 600 r/min開啟，開啟后主油道壓力穩(wěn)定在4×105Pa左右。當(dāng)軸承間隙處在較大值時(shí)(如文中的0.008 mm)，潤(rùn)滑系統(tǒng)中的壓力和流量均達(dá)不到要求，無法滿足需要。因此針對(duì)這種情況，必須更換機(jī)油泵。當(dāng)機(jī)油泵排量增大到9.8 mL/r時(shí)，可以使具有最大中間體軸承相對(duì)間隙的渦輪增壓器潤(rùn)滑系統(tǒng)性能達(dá)到技術(shù)要求。