許雪利，成敬敏，史美麗，齊寶丹，張兆棟

1.內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，山東 濰坊 261061；2.濰柴動力股份有限公司發(fā)動機研究院，山東 濰坊 261061

0 引言

發(fā)動機潤滑系統(tǒng)為運動摩擦副提供適宜流量的機油，降低摩擦阻力。潤滑系統(tǒng)性能直接影響發(fā)動機的運轉(zhuǎn)和壽命。潤滑系統(tǒng)不良會導(dǎo)致發(fā)動機的動力性、經(jīng)濟性和可靠性下降[1-2]。機油具有潤滑、承載以及傳熱的作用[3-4]，所以必須將機油溫度控制在合理范圍內(nèi)。排放標準升級對發(fā)動機性能要求越來越高，發(fā)動機的熱負荷越來越大，必須加裝機油冷卻器[5]，使?jié)櫥凸ぷ髟诤线m的溫度范圍內(nèi)。研究表明，在條件允許的情況下，機油冷卻器采用更多層芯片，可以提高總體換熱性能[6]。機油溫度偏高是一個系統(tǒng)性問題，應(yīng)從柴油機冷卻系統(tǒng)、潤滑系統(tǒng)整體著手，進行系統(tǒng)地分析研究[7-8]。

本文中針對發(fā)動機在臺架功能試驗中出現(xiàn)的機油溫度過高問題，通過臺架試驗和仿真分析，對該發(fā)動機潤滑系統(tǒng)可能造成發(fā)動機機油溫度過高的原因逐個排查分析；優(yōu)化設(shè)計潤滑系統(tǒng)的機油泵及機油冷卻器，改善該機型潤滑系統(tǒng)性能。

1 故障現(xiàn)象及發(fā)動機潤滑系統(tǒng)

某V型發(fā)動機在臺架上進行潤滑冷卻功能試驗時發(fā)現(xiàn)，額定工況(轉(zhuǎn)速為2100 r/min，功率為520 kW)下發(fā)動機出水溫度約為83 ℃，而機油溫度高達116 ℃，機油溫度與出水溫度差(以下簡稱油水溫差)約為 33 ℃，而同類型其他機型在額定工況下的油、水溫差為10～15 ℃，說明該機型機油溫度偏高，長時間運行很可能導(dǎo)致發(fā)動機可靠性故障。

為解決該機型機油溫度過高問題，對該發(fā)動機潤滑系統(tǒng)進行故障原因排查，分析機油溫度過高的原因，發(fā)動機潤滑系統(tǒng)如圖1所示。

圖1 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)

2 原因分析及優(yōu)化

2.1 機油冷卻器旁通閥

初步排查發(fā)現(xiàn)，該機型機油冷卻器旁通閥常開，部分機油不經(jīng)冷卻器直接通過旁通閥進入主油道。為研究有、無旁通閥對機油溫度的影響，堵塞冷卻器旁通閥使其常閉，所有機油均經(jīng)冷卻器后進入主油道，測量額定工況下的相關(guān)參數(shù)，原機狀態(tài)(旁通閥開)與旁通閥關(guān)閉狀態(tài)試驗結(jié)果如表1所示。

表1 旁通閥開、關(guān)閉狀態(tài)試驗結(jié)果

由表1可知：原機旁通閥常開狀態(tài)下油、水溫差為33.2 ℃，關(guān)閉旁通閥后油、水溫差為32.8 ℃，可見即使所有機油均經(jīng)過機油冷卻器，關(guān)閉旁通閥后油、水溫差僅減少0.4 ℃，機油溫度未降低，旁通閥常開不是引起本機機油溫度過高的主要原因。

2.2 機油泵流量

發(fā)動機原機狀態(tài)為：機油泵體積流量為310 L/min，該體積流量下主油道機油壓力約為550 kPa，主油道限壓閥處于常開狀態(tài)。此狀態(tài)下，由于限壓閥的限壓作用，一定體積流量的機油在壓力增加后，經(jīng)主油道時會被限壓閥分流，泄回到油底殼中，只有少部分機油經(jīng)機油冷卻器冷卻后進入機體。為研究主油道限壓閥開、關(guān)狀態(tài)對機油溫度的影響，試驗過程中堵塞主油道限壓閥，使機油泵流出的所有機油全部流經(jīng)機油冷卻器冷卻后進入機體，此時主油道壓力升高至650 kPa，控制其它邊界條件一致，原機限壓閥常開狀態(tài)和限壓閥堵塞時的試驗結(jié)果如表2所示。

表2 限壓閥開、關(guān)閉狀態(tài)試驗結(jié)果

由表2可知：堵塞主油道限壓閥后，油、水溫差降低至30.3 ℃，比限壓閥常開時降低了2.5 ℃，可見限壓閥強制關(guān)閉后機油降溫效果明顯。但強制關(guān)閉限壓閥后，由于失去限壓閥的壓力調(diào)節(jié)功能，主油道壓力升高時，主油道、副油道、活塞冷卻噴嘴的壓力均較大，活塞冷卻噴嘴噴油量增加，導(dǎo)致機油泵流量偏大。機油泵流量應(yīng)在合適范圍內(nèi)，既能夠?qū)崿F(xiàn)機油在潤滑系統(tǒng)的正常流動，又能夠使發(fā)動機主油道的壓力不至于過大，從而使主油道限壓閥自動處于關(guān)閉狀態(tài)，壓力超限后發(fā)揮限壓作用。選取體積流量為270 L/min的小流量機油泵，該流量機油泵經(jīng)一維潤滑系統(tǒng)仿真計算，滿足潤滑要求。小流量機油泵試驗結(jié)果如表3所示。

表3 小流量機油泵試驗結(jié)果

由表3可知：使用小流量機油泵后，油、水溫差為28.5 ℃，比原機降低4.3 ℃，機油溫度改善?？梢姍C油泵流量偏大是本機型機油溫度過高的原因之一。

圖2 主軸頸與連桿頸結(jié)構(gòu)仿真計算位置示意圖

2.3 摩擦副間隙

機油溫度高時，被潤滑的零部件溫度也較高[9-10]，根據(jù)經(jīng)驗推測機油溫度高可能由摩擦副之間配合間隙過大或者過小導(dǎo)致的[11-12]。實測主軸頸(main bearing, MB)與連桿頸(conrod end,CE)不同位置的間隙，主軸頸與連桿頸結(jié)構(gòu)仿真計算位置如圖2所示，仿真計算圖2各位置處的摩擦功及溫升，結(jié)果如表4所示。由表4可知：摩擦副摩擦損失及溫升均正常，摩擦副間隙不是引起本機型機油高溫的主要原因。

表4 主軸頸與連桿頸的油膜參數(shù)及間隙溫升計算結(jié)果

2.4 油底殼散熱

為研究本機型所用鋁制油底殼和沖壓油底殼對機油溫度的影響，采用沒有風扇直吹的油底殼，可以直觀得到油底殼的散熱能力。對鋁制油底殼和沖壓油底殼分別進行試驗，試驗結(jié)果如表5所示。

表5 不同油底殼對機油溫度影響的試驗結(jié)果

由表5可知：相比鋁制油底殼，沖壓油底殼的油、水溫差明顯降低。油底殼的散熱對機油冷卻影響較大，但由于沖壓油底殼由鋼板沖壓制造形成，只適用結(jié)構(gòu)簡單的產(chǎn)品，其噪聲、振動、與聲振粗糙度(noise vibration harshness,NVH)性能較差。而本機型結(jié)構(gòu)復(fù)雜，仍然采用鋁制油底殼。

2.5 機油泵攪油耗功

該發(fā)動機機油泵齒輪最低點到油底殼連接面的距離為162.9 mm，加油到油底殼上刻線，發(fā)動機起動后液面到連接面距離為110.0 mm；加油到下刻線，發(fā)動機起動后液面到連接面的距離為147.0 mm，發(fā)動機起動后機油泵齒輪會攪到機油，浸油深度為52.9 mm。其中上面提到距離均為三維模型測量值，通過少加機油，保證機油泵不浸油時進行試驗，試驗結(jié)果如表6所示。

表6 不同浸油狀態(tài)時試驗結(jié)果

由表6可知：浸油狀態(tài)時機油溫度較高，機油液面高會導(dǎo)致曲軸的旋轉(zhuǎn)力增大，導(dǎo)致摩擦功增加，從而使機油溫度升高，應(yīng)對機油泵進行設(shè)計改進，降低攪油深度。

2.6 機油冷卻器散熱性

大功率、高熱負荷發(fā)動機，必須加裝機油冷卻器[13]，機油冷卻器內(nèi)部流通示意如圖3所示，三維結(jié)構(gòu)如圖4所示。機油冷卻器的工作原理為水和油通過熱量交換控制機油溫度，保證發(fā)動機系統(tǒng)正常運轉(zhuǎn)[14]。機油冷卻器的散熱能力不足將導(dǎo)致發(fā)動機工作時機油溫度一直較高[6]。根據(jù)經(jīng)驗，機油冷卻器散熱功率不小于60 kW才能滿足設(shè)計要求(散熱功率為輸入功率的12%～16%[15])，對18、19層機油冷卻器散熱能力進行計算，結(jié)果如表7所示。由表7可知：18層機油冷卻器散熱能力不足，19層機油冷卻器散熱功率為58.8 kW，基本滿足經(jīng)驗值要求。

圖3 機油冷卻器內(nèi)部流通示意圖 圖4 機油冷卻器三維圖

表7 不同層數(shù)機油冷卻器散熱量相關(guān)計算參數(shù)

對18、19層機油冷卻器進行臺架對比試驗，機油泵不攪油狀態(tài)時的試驗結(jié)果表8所示。

表8 不同層數(shù)機油冷卻器試驗結(jié)果

由表8可知：增加1層機油冷卻器，機油溫度下降了7.4 ℃，但油、水溫差仍然高于15 ℃，降溫效果不明顯，所以對機油冷卻器進行設(shè)計改進，在機油冷卻器殼體增加導(dǎo)流筋，改進前、后的模型對比圖5所示。

采用FIRE流體計算軟件，計算邊界條件包括：冷卻器入口流體的體積流量為640 L/min，出口的靜壓力為0.4 MPa。對冷卻器改進前、后水側(cè)流場進行計算分析，改進前通過冷芯水體積流量為313.7 L/min，改進后通過冷芯水體積流量為343.4 L/min，改進后水體積流量提高9.4%。

圖5 改進前、后油冷卻器三維模型

模型截取方向如圖6所示，改進前、后通過冷芯中間截面的水流速云圖如圖7所示。由圖7可知：改進前水平均流速為1.75 m/s，改進后水平均流速為1.94 m/s，流速提高11%，且流速較低區(qū)域減小，流場均勻性提升，冷卻效果較好。

圖6 冷芯模型截取方向 圖7 改進前、后通過冷芯中間截面的速度云圖

對改進前、后機油冷卻器壓力分布進行對比分析，結(jié)果如圖8所示。由圖8可知：改進前機油冷卻器的壓降為13.8 kPa，改進后機油冷卻器的壓降為14.6 kPa，改進后壓降未明顯增加，因此對冷卻系統(tǒng)的影響很小。

圖8 改進前、后機油冷卻器壓力分布

對改進后新結(jié)構(gòu)機油冷卻器進行試驗，試驗結(jié)果如表9所示。由表9可知：新結(jié)構(gòu)機油冷卻器油、水溫差基本可以滿足經(jīng)驗值要求。

表9 新結(jié)構(gòu)機油冷卻器試驗結(jié)果

3 結(jié)論

針對機油溫度偏高問題，依據(jù)該此機型發(fā)動機潤滑系統(tǒng)原理，對影響機油溫度的6個因素進行了分析及試驗驗證，并對機油泵和冷卻器進行了優(yōu)化。

1)機油泵流量偏高，導(dǎo)致限壓閥常開，是引起該柴油機機油溫度高的原因之一；選取小流量機油泵進行試驗驗證，機油溫度明顯改善，可見機油泵流量影響機油溫度。

2)油底殼散熱能力影響機油溫度，沖壓油底殼的油、水溫差明顯降低，但其NVH性能較差；鋁制油底殼散熱效果不如沖壓油底殼，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜的機型應(yīng)采用鋁制油底殼。

3)浸油狀態(tài)曲軸轉(zhuǎn)動摩擦力變大，機油溫度增加，需合理設(shè)計機油泵流量，減少攪油深度，降低機油溫度。

4)機油冷卻器層數(shù)和流場結(jié)構(gòu)應(yīng)合理設(shè)計，保證機油冷卻器散熱能力和流場均勻。

5)發(fā)動機機油溫度高是一個系統(tǒng)問題，需要從整個潤滑系統(tǒng)和冷卻系統(tǒng)進行著手分析。