李春建 趙俊生 朱桂香 李秀春 張國(guó)棟

(1.中北大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院 山西太原 030051;2.濰柴動(dòng)力股份有限公司，內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 山東濰坊 261061)

曲軸主軸承是內(nèi)燃機(jī)的重要部件之一，其工作穩(wěn)定性和耐用性對(duì)內(nèi)燃機(jī)的安全可靠、使用壽命和經(jīng)濟(jì)效益有著極其重要的作用。目前，內(nèi)燃機(jī)正朝著高燃燒壓力、高緊湊性、高轉(zhuǎn)速、輕量化方向發(fā)展，這就要求其主軸承擁有更加優(yōu)良的潤(rùn)滑特性。因此，很有必要對(duì)曲軸主軸承潤(rùn)滑特性進(jìn)行研究和分析。

何芝仙等[1]分析了計(jì)入曲軸主軸頸傾斜時(shí)主軸承摩擦學(xué)行為和曲軸動(dòng)力學(xué)響應(yīng)之間的相互影響，發(fā)現(xiàn)主軸頸傾斜對(duì)軸承的摩擦學(xué)行為有著明顯的影響。何振鵬等[2]分析了表面粗糙度對(duì)不對(duì)中滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性的影響，得出考慮軸瓦表面形貌后軸承最大油膜壓力增加，最小油膜厚度有小幅減小。YU等[3]研究了不同紋理形狀和不同紋理方向?qū)α黧w動(dòng)力潤(rùn)滑的影響，發(fā)現(xiàn)幾何形狀和取向?qū)佑|面承載能力有明顯影響。上述對(duì)滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性的研究，均未涉及已在滾動(dòng)軸承和活塞環(huán)中廣泛研究的型線對(duì)潤(rùn)滑的影響[4-8]。

龐曉平和陳進(jìn)[9]研究了動(dòng)壓軸承型線數(shù)學(xué)表達(dá)式的本質(zhì)特點(diǎn)，得到了廣義泛函集成型線方程。牛軍軍等[10]研究了低速機(jī)主軸瓦表面型線對(duì)軸承性能的影響規(guī)律，發(fā)現(xiàn)合適的軸瓦型線能提高軸承的性能。RAJPUT 等[11]研究了不對(duì)中軸承的各種不規(guī)則形狀，發(fā)現(xiàn)桶形不規(guī)則可以部分補(bǔ)償不對(duì)中導(dǎo)致的油膜減小。GU等[12]分析了瞬態(tài)混合潤(rùn)滑時(shí)不對(duì)中主軸承的型線設(shè)計(jì)，得出適當(dāng)?shù)妮S頸型線有助于提高最小油膜厚度，減少平均和峰值摩擦。在考慮曲軸傾斜情況下，將曲軸和軸瓦的彈性變形納入軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性影響的分析中，得出軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響規(guī)律，利用該規(guī)律可以實(shí)現(xiàn)改善主軸承潤(rùn)滑狀態(tài)和減小摩擦損失的目標(biāo)，這對(duì)提高主軸承的可靠性和內(nèi)燃機(jī)的工作效率有著重要的意義，但目前國(guó)內(nèi)外相關(guān)報(bào)道很少。

本文作者以內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承為研究對(duì)象，考慮曲軸傾斜和彈性變形，建立了內(nèi)燃機(jī)主軸承的彈流潤(rùn)滑模型，分析了不同軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響，為改進(jìn)軸承設(shè)計(jì)和提高內(nèi)燃機(jī)使用壽命提供了指導(dǎo)。

1 理論分析

1.1 控制方程

考慮彈性變形時(shí)，主軸承潤(rùn)滑特性的Reynolds方程[1]為

12R2η(ecos(θ-φ)+eφsin(θ-φ))

(1)

式中：θ為從X軸計(jì)起的角度；h為油膜厚度；p為油膜壓力；R為軸承半徑；z為軸承的軸向坐標(biāo)；η為潤(rùn)滑油黏度；w為軸頸的角速度；e為偏心距；φ為軸承中心與軸頸中心連線O1O2與Y軸所成的角度。曲軸傾斜的主軸承示意圖如圖1所示。

圖1 曲軸傾斜的主軸承示意

1.2 膜厚方程

曲軸傾斜時(shí)的主軸承油膜厚度h為

(2)

式中：c′為軸承間隙；eX為X軸方向的偏心距分量；eY為Y軸方向的偏心距分量；β為曲軸傾斜角度；L為軸承長(zhǎng)度；ψ為軸承幾何中心和半長(zhǎng)(z=L/2)偏心坐標(biāo)位置連線O1O2與軸頸前后端中心連線O3O4的夾角；ap為型線高度的最大值；δ為主軸承發(fā)生彈性變形時(shí)油膜厚度的變化量。

1.3 載荷方程

主軸承所受的載荷分為流體動(dòng)壓和粗糙接觸載荷，其中粗糙接觸載荷可用Greenwood-Tripp微凸體接觸理論[13-14]計(jì)算得到。

因此，主軸承在X方向和Y方向所受的載荷[12]可分別表示為

(3)

(4)

1.4 摩擦力和摩擦損失方程

軸頸表面的摩擦力[12]為

(5)

式中：τc為剪切應(yīng)力；τp為壓力引起的應(yīng)力。

摩擦損失方程[15]為

W=FwR

(6)

1.5 型線方程

主軸承軸頸型線的方程[12]為

(7)

令A(yù)p=±h(z)

(8)

式中：Ap為正號(hào)時(shí)表示軸頸的型線為鼓型；Ap為負(fù)號(hào)時(shí)表示軸頸的型線為馬鞍型；Ap=0時(shí)表示軸頸無型線。

軸頸型線示意圖如圖2所示。

圖2 軸頸型線示意

2 仿真模型和計(jì)算方法

2.1 建立仿真模型

以某直列單缸內(nèi)燃機(jī)為研究對(duì)象，基于上述理論，運(yùn)用三維軟件、有限元分析軟件、動(dòng)力學(xué)、建立主軸承的彈流潤(rùn)滑(EHD)模型。內(nèi)燃機(jī)的相關(guān)參數(shù)如表1所示。

表1 內(nèi)燃機(jī)的相關(guān)參數(shù)

具體建模：首先，在NX 10.0中建立三維模型，接著，在Hypermesh中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，最后，在AVL軟件中進(jìn)行模態(tài)縮減，利用縮減形成的文件建立主軸承的多體動(dòng)力學(xué)模型。所建模型如圖3所示。

圖3 多體動(dòng)力學(xué)模型

2.2 計(jì)算方法

文中采用有限差分法[16-17]求解Reynolds方程，具體計(jì)算流程如圖4所示。

圖4 計(jì)算流程

3 仿真結(jié)果與分析

運(yùn)用上述仿真模型和計(jì)算方法，對(duì)比分析了不同軸頸型線對(duì)主軸承最小油膜厚度、最大油膜壓力、平均摩擦損失等潤(rùn)滑特性參數(shù)的影響。同時(shí)還分別分析了曲軸傾斜角度和轉(zhuǎn)速對(duì)潤(rùn)滑特性的影響。假定從曲軸自由端數(shù)起，主軸承依次分為第一、第二主軸承，文中以第一主軸承為研究對(duì)象。

3.1 不同軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響

圖5—9示出了不同軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響。不同軸頸型線主軸承的最小油膜厚度、最大油膜壓力和平均摩擦損失如表2所示。

圖5 不同軸頸型線時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能

圖6 軸頸型線為馬鞍型時(shí)的油膜壓力

圖7 無軸頸型線時(shí)的油膜壓力

圖8 軸頸型線為鼓型時(shí)的油膜壓力

圖9 不同軸頸型線時(shí)主軸承軸心軌跡

表2 不同軸頸型線時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能

可見，相較無型線軸頸，軸頸型線為鼓型時(shí)，主軸承的最小油膜厚度由3.365 μm增加到4.648 μm，增加了38.12%；最大油膜壓力由33.709 MPa減小到22.676 MPa，減小了32.73%；平均摩擦損失由75.843 W降低到69.437 W,降低了8.4%。而軸頸型線為馬鞍型時(shí)，主軸承的最小油膜厚度由3.365 μm下降到2.536 μm，下降了24.64%；最大油膜壓力由33.709 MPa增加到35.245 MPa，增加了4.56%；平均摩擦損失由75.843 W增加到77.367 W，增加了2%。

軸頸型線為鼓型時(shí)，軸頸中間高于邊緣，潤(rùn)滑油能相對(duì)容易地流到兩端，充滿整個(gè)摩擦副，主軸承的表面充油率提高。且對(duì)比圖6—8可知，軸頸型線為鼓型時(shí)，壓力分布向軸承中心移動(dòng)，壓力的最大值減小，使得主軸承最小油膜厚度增加，曲軸傾斜情況得以改善。主軸承最小油膜厚度的增加，改善了軸承潤(rùn)滑狀態(tài)，減小了平均摩擦損失，有利于提高發(fā)動(dòng)機(jī)效率。

軸頸型線為馬鞍型時(shí)，軸頸的兩端會(huì)與軸瓦直接接觸，導(dǎo)致兩端處的接觸壓力增大，潤(rùn)滑油難以流到軸頸兩端，主軸承的最小油膜厚度減小，摩擦損失增大。

3.2 不同傾斜角度對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響

由上文可知，當(dāng)軸頸型線為鼓型時(shí)，主軸承的潤(rùn)滑特性得以提高。因此，下文以軸頸型線為鼓型時(shí)為例，研究了不同傾斜角度對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響。不同傾斜角度時(shí)，主軸承潤(rùn)滑特性曲線如圖10所示，最小油膜厚度、最大油膜壓力和平均摩擦損失如表3所示。可見，在文中的研究范圍內(nèi)，隨著曲軸傾斜角度的增加，最小油膜厚度逐漸減小，最大油膜壓力逐漸增加，平均摩擦損失逐漸減小。這是因?yàn)榍S傾斜角度的增加，使曲軸的偏斜現(xiàn)象加劇，擠壓效應(yīng)增大，導(dǎo)致軸承的最大油膜壓力增加，最小油膜厚度減小，最高油膜溫度增大。最高油膜溫度的增大，使?jié)櫥偷酿ざ葴p小，剪切應(yīng)力減小，軸承所受的摩擦力變小，摩擦功損失減小。

圖10 不同傾斜角度時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能

表3 不同傾斜角度時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能

3.3 不同轉(zhuǎn)速對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響

軸頸型線為鼓型時(shí)，不同轉(zhuǎn)速對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響如圖11所示。不同轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度、最大油膜壓力和平均摩擦損失如表4所示。可見，在文中研究范圍內(nèi)，隨著轉(zhuǎn)速的增加，最小油膜厚度增加，最大油膜壓力減小，平均摩擦損失增加。更厚的油膜厚度能提供更高的承載能力，軸頸型線為鼓型時(shí)，主軸承的最小油膜厚度提高，軸承的工作轉(zhuǎn)速范圍得以擴(kuò)大。這是因?yàn)檗D(zhuǎn)速的增加，使曲軸的慣性力增大，消除了部分爆壓力，減輕了主軸承所承受的載荷，最大油膜壓力得以減小，擠壓效應(yīng)減弱，增加了油膜厚度。同時(shí)，轉(zhuǎn)速的增加，使得潤(rùn)滑油流動(dòng)速度加快，剪切應(yīng)力增加，導(dǎo)致軸承所受的摩擦力變大，摩擦功損失增加。

圖11 不同轉(zhuǎn)速時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能

表4 不同轉(zhuǎn)速時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能

4 結(jié)論

(1)考慮曲軸傾斜和彈性變形時(shí)，不同軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響差異比較大。相比于無型線軸頸，軸頸型線為鼓型時(shí)，主軸承的最小油膜厚度增加了38.12%，最大油膜壓力減小了32.73%，平均摩擦損失降低了8.4%，改善了曲軸傾斜現(xiàn)象；而軸頸型線為馬鞍型時(shí)，主軸承的最小油膜厚度下降了24.64%，最大油膜壓力增加了4.56%，平均摩擦損失增加了2%，曲軸傾斜加劇。

(2)對(duì)于鼓型曲軸軸頸型線，在文中研究范圍內(nèi)，曲軸傾斜角度增加時(shí)，主軸承的最小油膜厚度減小，最大油膜壓力增加，平均摩擦損失減小；轉(zhuǎn)速增加時(shí)，主軸承的最小油膜厚度增加，最大油膜壓力減小，平均摩擦損失增加。