鄧飛云，蔣 磊

(1. 海軍裝備部駐上海地區(qū)第一軍事代表室，上海 201913；2. 中國艦船研究設(shè)計(jì)中心，湖北 武漢 430064)

0 引 言

曲軸主軸承是柴油機(jī)關(guān)鍵部件，其工作環(huán)境較為惡劣，運(yùn)行時承受著較大的交變載荷[1-3]。隨著柴油機(jī)技術(shù)發(fā)展和性能不斷提高，曲軸主軸承所承受的負(fù)載越來越大。在運(yùn)行過程中，需要在曲軸主軸頸表面形成一定厚度潤滑油膜，必將增加摩擦損耗，加劇軸瓦磨損，降低機(jī)械效率。因此，相關(guān)特性研究對提高柴油機(jī)整機(jī)效率及可靠性具有非常重要的意義。

國內(nèi)外針對柴油機(jī)曲軸主軸承潤滑性能開展了大量工作[4-5]。隨著研究不斷深入，越來越多影響因素被考慮，數(shù)值仿真結(jié)果與曲軸主軸承實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)逐漸接近。

本文針對某型船用柴油機(jī)，開展曲軸主軸承流體動壓潤滑數(shù)值分析?；谟?jì)算結(jié)果，對曲軸主軸瓦發(fā)生過度磨損的原因進(jìn)行了對比分析，為曲軸主軸承進(jìn)一步改進(jìn)設(shè)計(jì)提供參考。

1 數(shù)值建模

1.1 幾何模型

針對某16缸V型船用柴油機(jī)開展曲軸主軸承潤滑特性數(shù)值分析。該機(jī)基本結(jié)構(gòu)參數(shù)如表1所示。

根據(jù)設(shè)計(jì)圖紙，建立柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)各零件三維實(shí)體模型。在此基礎(chǔ)上，根據(jù)裝配關(guān)系，完成三維裝配體模型建立，如圖1所示。

1.2 基本假設(shè)

建立柴油機(jī)曲軸主軸承流體潤滑模型時，進(jìn)行如下假設(shè)[1]：

表1 船用柴油機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab. 1 Structural parameters of marine diesel engine

圖1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配體三維模型Fig. 1 Three dimensional model of crank connecting rod mechanism assembly

1）潤滑流體為層流運(yùn)動；

2）潤滑流體為牛頓流體；

3）由于膜厚較薄，沿油膜厚度方向忽略油膜壓力的變化。

1.3 流體控制方程

為考慮表面粗糙度對主軸承潤滑性能影響，采用基于平均Reynolds方程建立曲軸主軸承流體潤滑模型，如下式：

1.4 實(shí)際油膜厚度hT

在考慮潤滑表面粗糙度時，曲軸主軸頸和軸瓦間實(shí)際油膜厚度hT[6-7]為：

式中：δ1，δ2分別為軸頸和軸瓦潤滑表面粗糙峰高度。

2 計(jì)算工況與參數(shù)

2.1 計(jì)算參數(shù)

本文針對船用柴油機(jī)曲軸主軸承進(jìn)行潤滑性能分析，計(jì)算所需主要參數(shù)如表2所示。

表2 潤滑計(jì)算參數(shù)Tab. 2 Lubrication calculation parameters

2.2 載荷定義

建立該型柴油機(jī)工作過程計(jì)算模型，并根據(jù)測得的缸內(nèi)爆壓值對計(jì)算模型進(jìn)行標(biāo)定。計(jì)算得到不同轉(zhuǎn)速工況下缸內(nèi)氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化關(guān)系[8-11]，如圖2所示。將缸內(nèi)壓力值作為邊界值，導(dǎo)入該型柴油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)動力學(xué)模型，最終可獲得作用在曲軸主軸承上的負(fù)載。

圖2 各轉(zhuǎn)速下氣缸壓力曲線Fig. 2 Cylinder pressure curve at various rotational speed

3 主軸承潤滑性能分析

3.1 曲軸各主軸承潤滑特性分析

在1 050 r/min工況下，曲軸各主軸承載荷、偏心率、最大油膜壓力及摩擦損失等性參數(shù)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化情況，如圖3所示。

從圖3可知，與其余主軸承相比，第5主軸承工作狀態(tài)最為惡劣，表現(xiàn)為所受載荷最大，油膜壓力偏高，偏心率較大，磨損狀況較為嚴(yán)重。

提取各主軸承不同性能參數(shù)最大值，如表3所示。從表中數(shù)據(jù)可知，第5主軸承受到的外載荷最大，為816.21 kN。相應(yīng)地第5主軸承產(chǎn)生的油膜壓力也最大，為195.72 MPa，油膜厚度最薄，只有7.29 μm。這些都與所承受載荷密切相關(guān)。

圖3 1 050 r/min下各主軸承潤滑性能參數(shù)變化規(guī)律Fig. 3 Variation of lubrication performance of main bearings under 1 050 r/min

表3 各主軸承工作狀態(tài)參數(shù)對比Tab. 3 Comparison of working state parameters of main bearings

3.2 第5主軸承潤滑特性分析

綜上所述，第5主軸承所受外載荷最大，油膜壓力偏高，潤滑狀況最為惡劣，這與試驗(yàn)測試結(jié)果一致，在實(shí)際運(yùn)行過程中容易發(fā)生過度磨損。對第5主軸承潤滑性能作進(jìn)一步分析，以揭示其潤滑機(jī)理。

3.2.1 標(biāo)定工況下第5主軸承潤滑特性分析

標(biāo)定工況下，在1個工作循環(huán)內(nèi)第5主軸承潤滑性能參數(shù)沿軸承圓周方向上的變化規(guī)律，如圖4所示。

圖4 標(biāo)定工況下第5主軸承潤滑性能參數(shù)變化規(guī)律Fig. 4 Variation law of lubrication performance parameters of the 5th main bearing under rated condition

可知，第5主軸承下軸瓦180°附近區(qū)域所受載荷相對較大，軸心的偏心率較大，導(dǎo)致油膜厚度較小，引起油膜壓力急劇變化，粗糙接觸壓力較大，潤滑條件較為惡劣。所以，在下軸瓦中部區(qū)域易出現(xiàn)嚴(yán)重磨損，且在此區(qū)域范圍內(nèi)不應(yīng)布置油槽和油孔。

3.2.2 不同轉(zhuǎn)速工況下第5主軸承潤滑特性對比

不同轉(zhuǎn)速工況下，在1個工作循環(huán)內(nèi)第5主軸承潤滑性能參數(shù)沿軸承圓周方向上的變化規(guī)律，如圖5所示。

圖5 不同轉(zhuǎn)速工況下第5主軸承潤滑性能參數(shù)變化規(guī)律Fig. 5 Variation law of lubrication performance parameters of the fifth main bearing under different speed conditions

可知，曲軸轉(zhuǎn)角為640 CA時，第5主軸承受載最為嚴(yán)重。隨著轉(zhuǎn)速的遞增，缸內(nèi)壓力隨之增加，作用在第5主軸承上的載荷也隨之增大，且轉(zhuǎn)速越大，作用在第5主軸承上的最大負(fù)載越大，摩擦損失越大。此外，在不同轉(zhuǎn)速工況下，下軸瓦180°附近區(qū)域偏心比較嚴(yán)重，造成在此區(qū)域內(nèi)軸承工作條件較為惡劣，易出現(xiàn)異常磨損的問題。

4 結(jié) 語

本文建立了某船用柴油機(jī)曲軸主軸承流體潤滑數(shù)值模型。通過數(shù)值分析，獲得了軸承載荷、油膜壓力、軸心偏心率等潤滑性能參數(shù)。經(jīng)分析，可獲得如下結(jié)論：

1）與其他軸承相比，作用在第5主軸承上的外載荷最大。標(biāo)定工況下，其最大外載荷為816.21 kN，比平均值大了近29%。

2）相應(yīng)地，第5主軸承工作最大油膜壓力為195.72 MPa，最小油膜厚度只有7.29 μm，與主軸承平均值相比小了42.70%。軸頸與軸瓦發(fā)生接觸磨損的概率有所增加。

3）從軸心軌跡圖可見，第5主軸承軸心偏心率相對較大，潤滑油膜厚度相對較薄的位置出現(xiàn)在在下軸瓦170°～230°區(qū)域內(nèi)，易出現(xiàn)異常磨損，應(yīng)予以關(guān)注。