李 超 董 朵 馬慶鎮(zhèn) 李渴忻 徐菁菁

(內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，濰柴動(dòng)力股份有限公司 山東濰坊 261061)

發(fā)動(dòng)機(jī)中存在大量做回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的軸類零部件，絕大多數(shù)采用了滑動(dòng)軸承進(jìn)行支撐。為了確保支撐部位潤(rùn)滑良好，避免產(chǎn)生磨損，往往根據(jù)需要在軸或軸承表面設(shè)計(jì)各種油槽。

對(duì)滑動(dòng)軸承的潤(rùn)滑問題已有較多的研究，但這些研究主要從軸承自身可靠性的角度開展，包括油膜的分布、油膜的厚度、油膜承載力、潤(rùn)滑油的溫升和摩擦功等。徐曉秋[1]建立了靜壓推力軸承間隙油膜的數(shù)學(xué)模型，探討了回油槽寬度和深度對(duì)靜壓推力軸承溫度和壓力的影響。王鋒[2]以徑向滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，對(duì)軸承的承載力和油膜穩(wěn)定性進(jìn)行了研究。黃付田[3]對(duì)外嚙合齒輪泵進(jìn)行分析，研究了不同槽型動(dòng)靜壓滑動(dòng)軸承對(duì)油膜和承載力的影響。高慶水和楊建剛[4]分析了普通圓柱軸承的壓力分布，以及上下瓦開槽對(duì)滑動(dòng)軸承壓力分布 、承載和進(jìn)油量等因素的影響。于桂昌等[5]對(duì)雙油槽圓形軸瓦滑動(dòng)軸承進(jìn)行研究，討論了進(jìn)油壓力對(duì)軸承的流場(chǎng)和承載能力的影響。謝帆等人[6]基于有限差分法，采用MATLAB軟件編程，計(jì)算徑向滑動(dòng)軸承油膜壓力分布。李強(qiáng)等人[7]提出一種基于瞬態(tài)流場(chǎng)計(jì)算的滑動(dòng)軸承動(dòng)特性的計(jì)算方法，用于計(jì)算典型滑動(dòng)軸承的剛度和阻尼系數(shù)。劉乾等人[8]研究了在潤(rùn)滑油中懸浮顆粒和空穴現(xiàn)象同時(shí)作用下，靜壓滑動(dòng)軸承油膜的承載能力和壓力分布。李男兒和王琳[9]分析了不同進(jìn)油孔方案對(duì)滑動(dòng)軸承油膜承載力、摩擦功耗、流量、油膜壓力和油膜溫度分布等性能的影響規(guī)律。

一些研究人員也對(duì)軸承泄油量進(jìn)行了研究，如魏聿梁[10]分析了多油槽滑動(dòng)軸承油槽結(jié)構(gòu)、位置、數(shù)目等參數(shù)對(duì)軸承端泄量的影響；楊世平等[11]以自潤(rùn)滑推力滑動(dòng)軸承為研究對(duì)象，求解出滑動(dòng)軸承內(nèi)各潤(rùn)滑油流道的流量和壓力。但相關(guān)研究仍是局限于滑動(dòng)軸承本身。

然而增加油槽會(huì)伴隨著泄油量的增加，進(jìn)而影響潤(rùn)滑系統(tǒng)中其他零部件的潤(rùn)滑。為探討油槽結(jié)構(gòu)對(duì)滑動(dòng)軸承泄油量的影響，本文作者參考發(fā)動(dòng)機(jī)中間齒輪軸承，給出了3種典型的滑動(dòng)軸承油槽設(shè)計(jì)方案；結(jié)合CFD瞬態(tài)仿真及一維潤(rùn)滑仿真，在同樣的邊界條件下對(duì)比3種滑動(dòng)軸承的泄油量；以某發(fā)動(dòng)機(jī)為案例，分析了滑動(dòng)軸承泄油量對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力的影響。

1 設(shè)計(jì)方案

圖1所示為某發(fā)動(dòng)機(jī)的中間齒輪結(jié)構(gòu)，主要由齒輪軸、齒輪、滑動(dòng)軸承及齒輪蓋板組成，其中滑動(dòng)軸承與齒輪為過盈配合，滑動(dòng)軸承與齒輪軸為間隙配合，半徑方向間隙值為0.02～0.045 mm。中間齒輪工作過程中，齒輪軸固定不動(dòng)，齒輪和滑動(dòng)軸承共同繞齒輪軸轉(zhuǎn)動(dòng)。潤(rùn)滑油從齒輪軸端面的一個(gè)進(jìn)油口流入，并從外圓周上兩個(gè)相對(duì)布置的出油口流出，從而對(duì)齒輪軸和滑動(dòng)軸承的接觸界面進(jìn)行潤(rùn)滑，最后到達(dá)齒輪前后表面上的8個(gè)泄油槽，并泄漏至油底殼。

圖1所示的結(jié)構(gòu)文中稱為方案一，其齒輪軸內(nèi)的油路呈T型，管路直徑為6 mm?；瑒?dòng)軸承內(nèi)壁無油槽，軸承內(nèi)徑75 mm，寬度33.5 mm。潤(rùn)滑油的流通路徑，如圖2中的橙色區(qū)域所示。

圖1 齒輪結(jié)構(gòu)示意

圖2 潤(rùn)滑油流通路徑

為了對(duì)比分析，設(shè)計(jì)兩種典型的潤(rùn)滑油槽結(jié)構(gòu)，如圖3所示。方案二在滑動(dòng)軸承內(nèi)壁增加一個(gè)軸向油槽，油槽截面呈圓弧狀，油槽寬5 mm，最深處0.8 mm，截面積為2.75 mm2。方案三在方案一的基礎(chǔ)上再增加一個(gè)周向油槽，油槽截面呈梯形，寬邊為5.5 mm，兩側(cè)邊夾角為60°，深度為1 mm，截面積為4.92 mm2。

圖3 兩種滑動(dòng)軸承油槽結(jié)構(gòu)

對(duì)于帶槽的滑動(dòng)軸承，其泄油路徑可分為兩部分，一部分通過油槽泄漏，另一部分通過齒輪軸和滑動(dòng)軸承之間的間隙泄漏。齒輪在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受側(cè)向力而偏心，由于齒輪軸和滑動(dòng)軸承之間的間隙極小，所以相較于油槽深度，偏心量是個(gè)極小值?；谝陨匣菊J(rèn)知，文中將滑動(dòng)軸承的泄油量分為兩部分進(jìn)行計(jì)算，一部分是油槽泄漏，通過CFD瞬態(tài)仿真計(jì)算，忽略齒輪偏心量；一部分是間隙泄漏，通過一維仿真計(jì)算，考慮齒輪偏心量。

2 油槽泄油量對(duì)比

抽取齒輪潤(rùn)滑油路，進(jìn)行CFD瞬態(tài)仿真計(jì)算[12]，建模時(shí)忽略齒輪軸和滑動(dòng)軸承的間隙。初始狀態(tài)的模型如圖4所示，齒輪軸的T型油路(紫色)靜止不動(dòng)，滑動(dòng)軸承上的油槽和齒輪上的泄油槽(灰色)繞齒輪軸的軸心轉(zhuǎn)動(dòng)，轉(zhuǎn)速為2 612 r/min。

靜止部分選擇齒輪軸出油口，轉(zhuǎn)動(dòng)部分選擇油槽內(nèi)表面，建立交界面如圖5中的紫色區(qū)域所示。靜止交界面與轉(zhuǎn)動(dòng)交界面的重疊區(qū)域，認(rèn)為油路是連通的。

圖5 交界面

齒輪軸進(jìn)油口的油壓難以直接測(cè)量，而中間齒輪接近柴油機(jī)的主油道，并位于主油道下游，所以該處油壓應(yīng)略低于主油道壓力。柴油機(jī)主油道在額定轉(zhuǎn)速下的絕對(duì)壓力，通常在500 kPa以上，據(jù)此定義齒輪軸進(jìn)油口的絕對(duì)壓力為500 kPa。8個(gè)泄油槽出油口直通大氣，所以絕對(duì)壓力為100 kPa，進(jìn)出口總壓差為400 kPa。

流體屬性參考10W30潤(rùn)滑油，設(shè)定動(dòng)力黏度為0.007 32 Pa·s，密度為810 kg/m3。

當(dāng)齒輪軸的T型油路與滑動(dòng)軸承上的軸向油槽對(duì)準(zhǔn)時(shí)，滑動(dòng)軸承的油槽泄油量最大，此時(shí)的油壓分布計(jì)算結(jié)果如圖6所示。

圖6 油槽泄油量最大時(shí)的壓力分布

每隔約1°的齒輪轉(zhuǎn)角記錄一次潤(rùn)滑油流量，2種方案齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)一圈的油槽泄油量仿真結(jié)果如圖7所示。

方案二表現(xiàn)為間歇性泄油，在較大的轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)泄油量為0，僅當(dāng)齒輪軸出油口對(duì)準(zhǔn)軸向油槽時(shí)泄油量大于0。360°范圍內(nèi)的最大泄油量為2.62 L/min，而泄油量平均值僅有0.19 L/min。

方案三表現(xiàn)為持續(xù)性泄油，泄油量隨齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)而周期性變化。360°范圍內(nèi)的最小泄油量為3.83 L/min，最大泄油量為4.89 L/min，泄油量平均值為4.19 L/min。

對(duì)比結(jié)果表明，相對(duì)于方案二，方案三在任意時(shí)刻的泄油量都明顯更多。

3 總泄油量對(duì)比

搭建齒輪軸承潤(rùn)滑油路的一維仿真模型[13-15]，如圖8所示。模型同時(shí)包括油槽泄漏和間隙泄漏兩部分，以獲得齒輪軸承的總泄油量。計(jì)算模型的入口壓力為500 kPa，出口壓力為100 kPa。

圖8 軸承總泄油量一維仿真模型

油槽泄漏部分使用壓力損失模型，根據(jù)前文中的CFD仿真結(jié)果，使用進(jìn)出口壓差和泄油量平均值，軟件將根據(jù)局部壓力損失公式(1)自動(dòng)計(jì)算阻力系數(shù)。

(1)

式中：Δp為壓差；ζ為阻力系數(shù)；ρ為潤(rùn)滑油密度；Q為流量；A為油路截面積。

間隙泄漏部分使用軸承模型，軸承的半徑平均間隙為0.032 5 mm。側(cè)向力根據(jù)齒輪系計(jì)算獲得，為9 214 N，施加受力后齒輪軸將產(chǎn)生偏心。方案一和方案二的間隙泄漏模型一致，軸承表面定義兩個(gè)直徑6 mm油孔。對(duì)于方案三，周向油槽相當(dāng)于減小了軸承寬度，使泄漏量增加，所以軸承表面定義一個(gè)周向360°分布的油槽，寬度為5.5 mm。

計(jì)算結(jié)果如圖9所示，方案一的總泄油量為0.44 L/min，方案二的總泄油量為0.63 L/min，方案三的總泄油量為5.15 L/min。

圖9 各方案的總泄油量

對(duì)比間隙泄油量，方案一和方案二相當(dāng)，為0.44 L/min；方案三的間隙泄漏量最大，為1 L/min。

對(duì)比油槽泄油量，與前文中的CFD仿真結(jié)果基本一致。由于軸承前管路存在一定的壓降，壓力損失模型兩端的壓差略小于400 kPa，所以油槽泄油量結(jié)果略小于CFD計(jì)算值。

結(jié)果表明，相較于無油槽的滑動(dòng)軸承，僅使用寬度較小的軸向油槽，軸承總泄油略有增加。但如果同時(shí)設(shè)計(jì)周向油槽配合軸向油槽，則油槽泄油量和間隙泄油量均會(huì)增長(zhǎng)，共同導(dǎo)致總泄油量顯著增加。進(jìn)行潤(rùn)滑系統(tǒng)設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)特別注意方案三可能引起的系統(tǒng)壓力過低問題。

4 潤(rùn)滑系統(tǒng)分析

4.1 潤(rùn)滑系統(tǒng)建模

中間齒輪安裝在發(fā)動(dòng)機(jī)齒輪室內(nèi)，其泄油難以直接收集并測(cè)量。為了驗(yàn)證計(jì)算結(jié)果的有效性，文中通過容易觀測(cè)的主油道壓力進(jìn)行側(cè)面驗(yàn)證。通過更改中間齒輪滑動(dòng)軸承的結(jié)構(gòu)，觀察主油道壓力的變化，如果壓力變化的仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果是一致的，則證明前文中的計(jì)算方法是有效的。

某輕型柴油機(jī)在試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力過低[16]，其中怠速的主油道壓力僅為80 kPa，額定點(diǎn)主油道壓力為400 kPa。該發(fā)動(dòng)機(jī)的齒輪傳動(dòng)系統(tǒng)包含兩個(gè)中間齒輪，并且滑動(dòng)軸承采用了前文所述方案三的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，因此推測(cè)主油道壓力低與滑動(dòng)軸承泄油量過大有關(guān)。

根據(jù)該發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)的幾何結(jié)構(gòu)，以及各配附件的性能曲線，搭建其潤(rùn)滑系統(tǒng)一維仿真模型，其中中間齒輪附近的潤(rùn)滑系統(tǒng)模型如圖10所示。該柴油機(jī)使用齒輪泵，額定轉(zhuǎn)速下的潤(rùn)滑油流量為45 L/min。使用潤(rùn)滑油泵限壓閥，限制泵后壓力，閥的開啟壓力為520 kPa。

圖10 潤(rùn)滑系統(tǒng)一維仿真模型(部分)

4.2 壓力流量仿真

通過調(diào)試，使仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果接近，調(diào)整后主油道壓力的仿真結(jié)果如圖11中的方案三所示。在2 700 r/min左右曲線出現(xiàn)拐點(diǎn)，此時(shí)潤(rùn)滑油泵限壓閥開啟，主油道壓力約為390 kPa。

圖11 不同方案潤(rùn)滑系統(tǒng)壓力仿真結(jié)果

潤(rùn)滑系統(tǒng)流量的仿真結(jié)果如圖12中的方案三所示。怠速時(shí)的總潤(rùn)滑油流量為9.8 L/min，主油道壓力的仿真結(jié)果為79 kPa；兩個(gè)齒輪的總泄油量為3.8 L/min，占總潤(rùn)滑油流量的39%。額定點(diǎn)時(shí)的總潤(rùn)滑油流量為45 L/min，主油道壓力的仿真結(jié)果為407 kPa；兩個(gè)齒輪的總泄油量為9.5 L/min，占總潤(rùn)滑油流量的21%。齒輪泄油量占比過高，考慮更改設(shè)計(jì)方案降低滑動(dòng)軸承泄漏量。

圖12 不同方案潤(rùn)滑系統(tǒng)流量仿真結(jié)果

取消滑動(dòng)軸承上的油槽，修改模型并重新計(jì)算，潤(rùn)滑系統(tǒng)的壓力和流量結(jié)果分別如圖11和圖12中的方案一所示。總潤(rùn)滑油流量在改進(jìn)前后無變化，主油道壓力在2 200 r/min左右曲線出現(xiàn)拐點(diǎn)，相較于方案三明顯提前，此時(shí)主油道壓力約為435 kPa。

怠速時(shí)的主油道壓力為138 kPa，兩個(gè)齒輪的總泄油量為0.2 L/min，占總潤(rùn)滑油流量的2%。額定點(diǎn)時(shí)的主道壓力為473 kPa，兩個(gè)齒輪的總泄油量為0.9 L/min，占總潤(rùn)滑油流量的2%。相較于方案三，方案一的齒輪泄油量明顯降低，發(fā)動(dòng)機(jī)主油道壓力明顯升高。

按方案一進(jìn)行零部件優(yōu)化，并進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)性能試驗(yàn)，發(fā)動(dòng)機(jī)在怠速點(diǎn)的主油道壓力實(shí)測(cè)為133 kPa，額定點(diǎn)的主油道壓力實(shí)測(cè)為465 kPa。實(shí)測(cè)結(jié)果與仿真結(jié)果較為一致，證明改進(jìn)方案是有效的，同時(shí)也證明了文中對(duì)于滑動(dòng)軸承泄油量的計(jì)算是有效的。

5 結(jié)論

(1)將滑動(dòng)軸承泄油量拆分為油槽泄油量和間隙泄油量分別計(jì)算，并通過試驗(yàn)間接證明了該方法的有效性。

(2)設(shè)計(jì)了3種不同油槽結(jié)構(gòu)的滑動(dòng)軸承，其中無油槽的滑動(dòng)軸承總泄油量最少，僅增加軸向油槽時(shí)總泄油量略有增加，同時(shí)增加軸向和周向油槽時(shí)總泄油量顯著增加；沒有油槽或者僅具有軸向油槽，滑動(dòng)軸承的間隙泄油量相近且較低，同時(shí)具備軸向和周向油槽時(shí)，間隙泄油量將顯著增加。

(3)對(duì)于潤(rùn)滑油泵油量較少的輕型發(fā)動(dòng)機(jī)，如果使用同時(shí)具備軸向和周向油槽的滑動(dòng)軸承，由于泄油量占比過大，有可能導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)主油道壓力異常低，應(yīng)注意合理選擇滑動(dòng)軸承油槽的設(shè)計(jì)方案。