摘要： 本文通過(guò)對(duì)內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性及影響因素研究現(xiàn)狀進(jìn)行分析，并在流體動(dòng)力學(xué)相關(guān)理論基礎(chǔ)上，運(yùn)用雷諾方程、雷諾邊界條件等構(gòu)建內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑計(jì)算模型，并通過(guò)仿真實(shí)驗(yàn)進(jìn)行內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性及影響因素分析，為未來(lái)內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承設(shè)計(jì)及工作提供了參考。

Abstract： Based on the analysis of the research status of the lubrication characteristics and influencing factors of internal combustion engine journal bearings， and based on the relevant theories of hydrodynamics， this paper constructs the lubrication calculation model of internal combustion engine journal bearings by using Reynolds equation and Reynolds boundary conditions， and analyzes the lubrication characteristics and influencing factors of internal combustion engine journal bearings through simulation experiments， It provides a reference for the design and work of internal combustion engine journal bearing in the future.

關(guān)鍵詞： 內(nèi)燃機(jī);軸心軌跡;最小油膜厚度;徑向滑動(dòng)軸承

Key words： internal combustion engine;axis trajectory;minimum oil film thickness;journal bearing

中圖分類(lèi)號(hào)：TK403 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號(hào)：1674-957X（2022）05-0008-03

0 ?引言

隨著現(xiàn)代科技的進(jìn)步與生活水平提升，人們對(duì)機(jī)械設(shè)備的精密度與駕駛體驗(yàn)的舒適度，航空航天設(shè)施的精準(zhǔn)控制性都提出了更高的要求。但是，機(jī)械無(wú)論是在制造、裝配過(guò)程還是在運(yùn)行過(guò)程都會(huì)由于運(yùn)用、接觸產(chǎn)生碰撞、摩擦。連桿軸承就是承接內(nèi)燃機(jī)曲軸和活塞的重要組成，讓內(nèi)燃機(jī)曲軸和活塞通過(guò)連接實(shí)現(xiàn)往復(fù)運(yùn)動(dòng)到旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的過(guò)程。為了避免連接處長(zhǎng)期處于摩擦狀態(tài)，造成曲軸的破損，當(dāng)前主要方式為建立起承載油膜，減少摩擦。因此，通過(guò)深入研究?jī)?nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性所具有的特性及影響因素，從而提升徑向滑動(dòng)軸承的可靠性及使用壽命，對(duì)提升內(nèi)燃機(jī)的整體工作效率及壽命周期有著非常重要的作用。

1 ?內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性及影響因素研究現(xiàn)狀

在早期內(nèi)燃機(jī)滑動(dòng)軸承的研究主要是基于穩(wěn)定負(fù)荷、理想工況下進(jìn)行內(nèi)燃機(jī)滑動(dòng)軸承的計(jì)算，但是這樣的計(jì)算忽略了實(shí)際內(nèi)燃機(jī)運(yùn)行工作中問(wèn)題多樣性及復(fù)雜性，實(shí)際工作中并不存在常數(shù)值的情況。在考慮內(nèi)燃機(jī)滑動(dòng)軸承研究過(guò)程中，應(yīng)該充分考慮供油系統(tǒng)的特性、軸承的剛性及表面光滑程度等。隨著我國(guó)實(shí)驗(yàn)?zāi)芰Φ奶嵘瑢?duì)滑動(dòng)軸承性能、仿真能力的要求提高，研究人員開(kāi)始將早期研究忽略的因素都考慮到研究當(dāng)中，希望能夠提高滑動(dòng)軸承的研究準(zhǔn)確度，并將其運(yùn)用到實(shí)際生活當(dāng)中。

Goenka P. K.（1984）建立了用于軸承瞬態(tài)分析的有限元公式，運(yùn)用較低的計(jì)算成本對(duì)不同情況的連桿軸承進(jìn)行計(jì)算，得出軸向上不同規(guī)則的幾何圖形對(duì)滑動(dòng)軸承油膜有著重要的影響。隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)快速發(fā)展，研究學(xué)家們利用計(jì)算機(jī)得出結(jié)論，黏溫效應(yīng)、軸頸彈性變形及表面微觀形貌等都對(duì)液體動(dòng)壓潤(rùn)滑軸承有著重要的影響因素。雖然當(dāng)前對(duì)滑動(dòng)軸承的理論研究較多也相對(duì)較為完善，但是仍然缺乏對(duì)供油壓力與軸承間隙的綜合性考慮研究。

2 ?建立內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑計(jì)算模型

2.1 流體動(dòng)壓潤(rùn)滑工作原理

至英國(guó)研究學(xué)家在火車(chē)軸承的實(shí)驗(yàn)研究中發(fā)現(xiàn)了流體動(dòng)壓之后，著名物理學(xué)家雷諾茲對(duì)動(dòng)壓原理進(jìn)行深入分析，并以此研究出能夠描述潤(rùn)滑油膜壓力分布的計(jì)算表達(dá)方程式，也就是后來(lái)著名的雷諾方程。

2.2 動(dòng)壓潤(rùn)滑的形成原理

流體動(dòng)壓潤(rùn)滑指的是物體在潤(rùn)滑的作用下，物體與物體之間做相對(duì)運(yùn)動(dòng)，從而給予物體之間產(chǎn)生的潤(rùn)滑油膜形成壓力，保障物體在受到外界壓力時(shí)不會(huì)產(chǎn)生接觸，產(chǎn)生摩擦，避免物體表面受到磨損或者損耗。對(duì)于動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜的構(gòu)成主要有：

①兩個(gè)物體之間產(chǎn)生了間隙;

②在間隙之間存在黏性流體;

③該黏性流體會(huì)一直存在于物體表面;

④兩物體之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)是由間隙大的一端向間隙小的一端進(jìn)行運(yùn)行。

滿足以上四個(gè)主要因素就可以形成潤(rùn)滑油膜。

2.3 動(dòng)壓潤(rùn)滑的方程計(jì)算

對(duì)于連接內(nèi)燃機(jī)曲軸和活塞的徑向滑動(dòng)軸承而言，可以看作變形的流體動(dòng)力相關(guān)問(wèn)題研究，因此可以采用雷諾方程對(duì)其進(jìn)行仿真預(yù)算。在對(duì)徑向滑動(dòng)軸承的流體動(dòng)壓進(jìn)行仿真計(jì)算時(shí)，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，需要滿足以下假設(shè)：

①假設(shè)在內(nèi)燃機(jī)曲軸、活塞、徑向滑動(dòng)軸承之間的潤(rùn)滑劑為牛頓流體，該流體的運(yùn)動(dòng)方式為層流;

②假設(shè)內(nèi)燃機(jī)曲軸、活塞、徑向滑動(dòng)軸承之間無(wú)滑動(dòng)，其物體表面與黏體之間速度相同;

③假設(shè)動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜形成厚度方向不變，密度不變;

④假設(shè)徑向滑動(dòng)軸承工作表面曲率半徑遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于油膜厚度，其表面近乎片面。

由上訴假設(shè)得到雷諾方程：

其中p表示潤(rùn)滑油膜的壓力;x與y表示滑動(dòng)軸承的寬度與長(zhǎng)度方向的坐標(biāo);z表示潤(rùn)滑油膜的厚度方向的坐標(biāo);h表示潤(rùn)滑油膜的厚度;η表示潤(rùn)滑劑的粘度;U1、U2表示物體之間的邊界速度;■表示潤(rùn)滑油膜的狀態(tài);■表示為潤(rùn)滑油膜的厚度變化率。

由于內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承在工作過(guò)程中可能出現(xiàn)軸承油膜破損的情況，因此在進(jìn)行雷諾方程計(jì)算潤(rùn)滑油膜時(shí)，首先要對(duì)潤(rùn)滑油膜存在的準(zhǔn)確區(qū)域進(jìn)行確定，并計(jì)算出潤(rùn)滑油膜可以承受到最大壓力邊界條件。本文對(duì)潤(rùn)滑油膜邊界研究采用雷諾邊界條件方法進(jìn)行研究。在雷諾邊界條件認(rèn)為潤(rùn)滑油膜是斷斷續(xù)續(xù)存在的，而且其油膜壓力在油膜自然破裂之后就終止?jié)櫥湍けＷo(hù)，因此其邊界條件可以描述為：

由于雷諾邊界條件相較于其他邊界條件而言，更能反應(yīng)實(shí)際潤(rùn)滑狀態(tài)，因此在滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑油膜的研究中應(yīng)用較多，且也是較為成熟的應(yīng)用方式。在實(shí)際過(guò)程中，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，通常會(huì)采用負(fù)壓充零的方式來(lái)進(jìn)行潤(rùn)滑油膜臨界破裂邊界計(jì)算，以此來(lái)滿足雷諾邊界條件。

2.4 流體動(dòng)壓潤(rùn)滑油膜的厚度計(jì)算方程

對(duì)于流體動(dòng)力學(xué)尤其是彈性流體的計(jì)算方法而言，一般考慮軸瓦和軸承座的彈性變形情況、供油特性以及空穴效應(yīng)。對(duì)于溫度影響一般不考慮。因此在處理潤(rùn)滑液粘度情況時(shí)，將其設(shè)置為等溫、等粘度進(jìn)行計(jì)算。

曲軸軸頸由于其硬度明顯高于軸瓦表面材料所具備的表面硬度，因此在進(jìn)行潤(rùn)滑油膜厚度方程計(jì)算時(shí)，一般只考慮潤(rùn)滑油膜壓力下導(dǎo)致的軸瓦表面彈性變形，不考慮曲軸軸頸的彈性變形。因此，潤(rùn)滑油膜厚度的計(jì)算方程在僅考慮軸瓦表面彈性變形后的計(jì)算方程式為：

h=h0+δ

其中，h0表示在忽略滑動(dòng)軸承表面變形的情況下，油膜的厚度;δ表示為在考慮滑動(dòng)軸承表面變形的情況下油膜厚度的變化值;δrs表示實(shí)際潤(rùn)滑油膜壓力作用下，滑動(dòng)軸承表面各節(jié)點(diǎn)的徑向變形量（r=1，2，3，4…n;s=1，2，3，4…n）;表示在潤(rùn)滑油膜壓力作用于節(jié)點(diǎn)ij導(dǎo)致節(jié)點(diǎn)rs處所產(chǎn)生的徑向變形量;pij表示節(jié)點(diǎn)ij在受到潤(rùn)滑油膜壓力時(shí)的實(shí)際壓力值。

3 ?實(shí)例驗(yàn)證

連桿在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，影響潤(rùn)滑油膜計(jì)算精度的因素還包括襯套及連桿軸瓦這兩部分網(wǎng)格內(nèi)容，因此在開(kāi)展?jié)櫥湍し抡鎸?shí)現(xiàn)時(shí)，應(yīng)該對(duì)連桿軸軸向和周向這兩個(gè)方面的網(wǎng)格進(jìn)行控制劃分。將處理后的連桿有限元模型按照相關(guān)要求進(jìn)行模態(tài)縮減，然后與大小端襯套與軸瓦進(jìn)行連接，并在連接縫隙處加入流動(dòng)液體粘液充當(dāng)潤(rùn)滑劑。

并參考實(shí)際情況，對(duì)內(nèi)燃機(jī)連桿流動(dòng)液體動(dòng)力學(xué)仿真模型結(jié)構(gòu)參數(shù)進(jìn)行如下設(shè)定：內(nèi)燃機(jī)缸徑為180mm;連桿中心距離為350mm;活塞組質(zhì)量9.47kg;連桿組質(zhì)量10.38kg;大端孔中心至質(zhì)心的位置：113.18mm;連桿軸瓦有效寬度40.1mm;曲柄銷(xiāo)直徑124mm;曲柄銷(xiāo)寬度102mm;連桿軸承直徑間隙為0.15mm。在進(jìn)行仿真實(shí)驗(yàn)時(shí)，采取的仿真模型潤(rùn)滑油劑的牌號(hào)為CD40，潤(rùn)滑油所處平均溫度為83℃，模型入口壓力設(shè)置為5bar。當(dāng)該內(nèi)燃機(jī)在進(jìn)行一個(gè)工作循環(huán)的工作內(nèi)容時(shí)，其缸內(nèi)的壓力變化呈現(xiàn)出先繼續(xù)降低后平穩(wěn)再急速升高的特征。

4 ?仿真結(jié)果與分析

根據(jù)仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果圖1顯示，內(nèi)燃機(jī)一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)在不同曲柄轉(zhuǎn)角的情況下，大端軸瓦的潤(rùn)滑油膜壓力呈現(xiàn)出不同的變化。由上圖我們可以看出，在0-1400度范圍內(nèi)，潤(rùn)滑油膜的壓力最大值出現(xiàn)在曲柄轉(zhuǎn)角為1090度，其最大潤(rùn)滑油膜壓力值為140MPa，而曲柄轉(zhuǎn)角處于1080-1140度范圍內(nèi)時(shí)，處于潤(rùn)滑油膜壓力急速上升又急速下降的過(guò)程。

根據(jù)仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果圖2顯示，內(nèi)燃機(jī)一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)在不同曲柄轉(zhuǎn)角的情況下，大端軸瓦的潤(rùn)滑油膜厚度呈現(xiàn)出不同的變化。由上圖我們可以看出，在曲柄轉(zhuǎn)角的角度1080-1140度這一階段內(nèi)為最小潤(rùn)滑油膜厚度最小期間，最小值處于2.6-3.4μm之間，最小潤(rùn)滑油膜厚度最小值出現(xiàn)在曲柄轉(zhuǎn)角1100度時(shí)，最小值為2.6μm。其余曲柄轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)角角度范圍內(nèi)，最小潤(rùn)滑油膜厚度均大于3.4μm。

根據(jù)仿真實(shí)驗(yàn)結(jié)果圖3顯示，內(nèi)燃機(jī)一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)在不同曲柄轉(zhuǎn)角的情況下，大端軸瓦總摩擦損失與機(jī)械摩擦損失呈現(xiàn)出不同的變化。由上圖我們可以看出，當(dāng)大端軸瓦與曲柄轉(zhuǎn)角的表面沒(méi)有接觸時(shí)，他們之間就不存在摩擦損失，因此其摩擦損失就為零。但是在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，大端軸瓦與曲柄轉(zhuǎn)角的摩擦損失功率最大值不是出現(xiàn)在軸承受力最大的時(shí)候，而是出現(xiàn)在軸承受力最小的一段時(shí)間內(nèi)。于此同時(shí)，我們還可以從圖上看出，在曲柄轉(zhuǎn)角處于1080-1140度階段時(shí)，也就是滑動(dòng)軸承在承擔(dān)快速增加的壓力時(shí)，其摩擦損失也隨之而增大，且變化幅度較大。其原因在于，在該階段時(shí)間內(nèi)，由于曲柄銷(xiāo)在大端孔徑內(nèi)開(kāi)展離心運(yùn)動(dòng)，因此使得該階段潤(rùn)滑油膜的壓力快速增加，導(dǎo)致磨損加大，其摩擦損失也相應(yīng)增大，具體變化見(jiàn)圖4軸徑中心軌跡變化圖。

根據(jù)本次對(duì)內(nèi)燃機(jī)徑向滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑特性及影響因素建立的仿真模型，其在內(nèi)燃機(jī)100%負(fù)荷時(shí)仿真結(jié)果進(jìn)行分析發(fā)現(xiàn)：第一，一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)，軸瓦的最高壓力都出現(xiàn)在潤(rùn)滑油膜的區(qū)間范圍內(nèi)。文中曲柄轉(zhuǎn)角為1100度范圍內(nèi)時(shí)，最高壓力現(xiàn)在潤(rùn)滑油膜0-20度，340-360度之間，其最大壓力值為140MPa;因此為了避免由于油槽和油孔等原因造成內(nèi)部潤(rùn)滑油膜壓力降低，應(yīng)選擇避開(kāi)該區(qū)間下的油槽及油孔開(kāi)設(shè)。第二，滑動(dòng)軸承最小油膜厚度均隨著供油壓力的變大而增大。當(dāng)內(nèi)燃機(jī)半徑間隙越大，滑動(dòng)軸承最小油膜厚度受到供油壓力影響就越小。第三，滑動(dòng)軸承最小油膜厚度均隨著供油壓力的變大而增大。當(dāng)內(nèi)燃機(jī)半徑間隙越小，滑動(dòng)軸承最小油膜厚度受到供油壓力影響就越大。

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基金項(xiàng)目：湖南城建職業(yè)技術(shù)學(xué)院院級(jí)項(xiàng)目，“電機(jī)軸承優(yōu)化設(shè)計(jì)及潤(rùn)滑特性研究”（18KTQN1）。

作者簡(jiǎn)介：李盼（1993-），男，湖南湘鄉(xiāng)人，助教，碩士研究生，研究方向?yàn)闄C(jī)械工程。