李 超 董 朵 馬慶鎮(zhèn) 李渴忻 徐菁菁

(內(nèi)燃機可靠性國家重點實驗室，濰柴動力股份有限公司 山東濰坊 261061)

發(fā)動機中存在大量做回轉(zhuǎn)運動的軸類零部件，絕大多數(shù)采用了滑動軸承進行支撐。為了確保支撐部位潤滑良好，避免產(chǎn)生磨損，往往根據(jù)需要在軸或軸承表面設(shè)計各種油槽。

對滑動軸承的潤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靜壓推力軸承溫度和壓力的影響。王鋒[2]以徑向滑動軸承為研究對象，對軸承的承載力和油膜穩(wěn)定性進行了研究。黃付田[3]對外嚙合齒輪泵進行分析，研究了不同槽型動靜壓滑動軸承對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，以及上下瓦開槽對滑動軸承壓力分布 、承載和進油量等因素的影響。于桂昌等[5]對雙油槽圓形軸瓦滑動軸承進行研究，討論了進油壓力對軸承的流場和承載能力的影響。謝帆等人[6]基于有限差分法，采用MATLAB軟件編程，計算徑向滑動軸承油膜壓力分布。李強等人[7]提出一種基于瞬態(tài)流場計算的滑動軸承動特性的計算方法，用于計算典型滑動軸承的剛度和阻尼系數(shù)。劉乾等人[8]研究了在潤滑油中懸浮顆粒和空穴現(xiàn)象同時作用下，靜壓滑動軸承油膜的承載能力和壓力分布。李男兒和王琳[9]分析了不同進油孔方案對滑動軸承油膜承載力、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。

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

然而增加油槽會伴隨著泄油量的增加，進而影響潤滑系統(tǒng)中其他零部件的潤滑。為探討油槽結(jié)構(gòu)對滑動軸承泄油量的影響，本文作者參考發(fā)動機中間齒輪軸承，給出了3種典型的滑動軸承油槽設(shè)計方案；結(jié)合CFD瞬態(tài)仿真及一維潤滑仿真，在同樣的邊界條件下對比3種滑動軸承的泄油量；以某發(fā)動機為案例，分析了滑動軸承泄油量對發(fā)動機潤滑系統(tǒng)壓力的影響。

1 設(shè)計方案

圖1所示為某發(fā)動機的中間齒輪結(jié)構(gòu)，主要由齒輪軸、齒輪、滑動軸承及齒輪蓋板組成，其中滑動軸承與齒輪為過盈配合，滑動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，齒輪和滑動軸承共同繞齒輪軸轉(zhuǎn)動。潤滑油從齒輪軸端面的一個進油口流入，并從外圓周上兩個相對布置的出油口流出，從而對齒輪軸和滑動軸承的接觸界面進行潤滑，最后到達齒輪前后表面上的8個泄油槽，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。滑動軸承內(nèi)壁無油槽，軸承內(nèi)徑75 mm，寬度33.5 mm。潤滑油的流通路徑，如圖2中的橙色區(qū)域所示。

圖1 齒輪結(jié)構(gòu)示意

圖2 潤滑油流通路徑

為了對比分析，設(shè)計兩種典型的潤滑油槽結(jié)構(gòu)，如圖3所示。方案二在滑動軸承內(nèi)壁增加一個軸向油槽，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 兩種滑動軸承油槽結(jié)構(gòu)

對于帶槽的滑動軸承，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軸承之間的間隙泄漏。齒輪在運轉(zhuǎn)過程中受側(cè)向力而偏心，由于齒輪軸和滑動軸承之間的間隙極小，所以相較于油槽深度，偏心量是個極小值?；谝陨匣菊J(rèn)知，文中將滑動軸承的泄油量分為兩部分進行計算，一部分是油槽泄漏，通過CFD瞬態(tài)仿真計算，忽略齒輪偏心量；一部分是間隙泄漏，通過一維仿真計算，考慮齒輪偏心量。

2 油槽泄油量對比

抽取齒輪潤滑油路，進行CFD瞬態(tài)仿真計算[12]，建模時忽略齒輪軸和滑動軸承的間隙。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，滑動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，轉(zhuǎn)速為2 612 r/min。

靜止部分選擇齒輪軸出油口，轉(zhuǎn)動部分選擇油槽內(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

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

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

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

圖6 油槽泄油量最大時的壓力分布

每隔約1°的齒輪轉(zhuǎn)角記錄一次潤滑油流量，2種方案齒輪轉(zhuǎn)動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)齒輪軸出油口對準(zhǔn)軸向油槽時泄油量大于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。

對比結(jié)果表明，相對于方案二，方案三在任意時刻的泄油量都明顯更多。

3 總泄油量對比

搭建齒輪軸承潤滑油路的一維仿真模型[13-15]，如圖8所示。模型同時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)自動計算阻力系數(shù)。

(1)

式中：Δp為壓差；ζ為阻力系數(shù)；ρ為潤滑油密度；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，軸承表面定義兩個直徑6 mm油孔。對于方案三，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周向360°分布的油槽，寬度為5.5 mm。

計算結(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計算值。

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

4 潤滑系統(tǒng)分析

4.1 潤滑系統(tǒng)建模

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

某輕型柴油機在試驗中發(fā)現(xiàn)潤滑系統(tǒng)壓力過低[16]，其中怠速的主油道壓力僅為80 kPa，額定點主油道壓力為400 kPa。該發(fā)動機的齒輪傳動系統(tǒng)包含兩個中間齒輪，并且滑動軸承采用了前文所述方案三的設(shè)計結(jié)構(gòu)，因此推測主油道壓力低與滑動軸承泄油量過大有關(guān)。

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

圖10 潤滑系統(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，此時潤滑油泵限壓閥開啟，主油道壓力約為390 kPa。

圖11 不同方案潤滑系統(tǒng)壓力仿真結(jié)果

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

圖12 不同方案潤滑系統(tǒng)流量仿真結(jié)果

取消滑動軸承上的油槽，修改模型并重新計算，潤滑系統(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?？倽櫥土髁吭诟倪M前后無變化，主油道壓力在2 200 r/min左右曲線出現(xiàn)拐點，相較于方案三明顯提前，此時主油道壓力約為435 kPa。

怠速時的主油道壓力為138 kPa，兩個齒輪的總泄油量為0.2 L/min，占總潤滑油流量的2%。額定點時的主道壓力為473 kPa，兩個齒輪的總泄油量為0.9 L/min，占總潤滑油流量的2%。相較于方案三，方案一的齒輪泄油量明顯降低，發(fā)動機主油道壓力明顯升高。

按方案一進行零部件優(yōu)化，并進行發(fā)動機性能試驗，發(fā)動機在怠速點的主油道壓力實測為133 kPa，額定點的主油道壓力實測為465 kPa。實測結(jié)果與仿真結(jié)果較為一致，證明改進方案是有效的，同時也證明了文中對于滑動軸承泄油量的計算是有效的。

5 結(jié)論

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

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

(3)對于潤滑油泵油量較少的輕型發(fā)動機，如果使用同時具備軸向和周向油槽的滑動軸承，由于泄油量占比過大，有可能導(dǎo)致發(fā)動機主油道壓力異常低，應(yīng)注意合理選擇滑動軸承油槽的設(shè)計方案。