吳 林

(安徽六安職業(yè)技術(shù)學(xué)院 安徽六安 237000)

潤滑劑是在消隱和晶壓形成之間的介質(zhì)，以避免或減少介質(zhì)在兩個表面之間的相對運(yùn)動、摩擦和磨耗。發(fā)動機(jī)壽命和安全性與主軸承[1]的潤滑性能密切相關(guān)。通過主軸承油膜壓力、膜厚度、潤滑油膜溫度參數(shù)試驗(yàn)等軸軌跡試驗(yàn)，對于不同程度的試驗(yàn)對油膜造成損傷，產(chǎn)生試驗(yàn)誤差，因此通過數(shù)值模擬、計(jì)算和研究分析了主軸承潤滑性能。這些對于引擎的設(shè)計(jì)和生產(chǎn)是非常重要的[2]。

近年來，發(fā)動機(jī)應(yīng)用怠速啟停系統(tǒng)，這樣發(fā)動機(jī)尾氣排放及油耗大幅減少，節(jié)能減排效果顯著[3]。發(fā)動機(jī)會頻繁啟停，會使軸承工況發(fā)生惡化，發(fā)動機(jī)應(yīng)用潤滑油，可降低正常工作時的摩擦損失?；诖?，文章在不同潤滑條件下，對汽車發(fā)動機(jī)主軸承的摩擦學(xué)性能進(jìn)行了研究。

1 模型潤滑理論基礎(chǔ)

1.1 Reynolds潤滑方程

在文章的仿真模型中，潤滑理論基于公式(1)所示的Reynolds方程：

(1)

式(1)中，油膜厚度用h表示；潤滑油密度用ρ表示；油膜壓力用p表示；流體動力黏度用η表示；兩固體表面相對速度用U代表；t則為時間；油膜的相對出發(fā)速度由方程式(2)表示；

(2)

1.2 能量方程

在該研究中，方程(3)是流體潤滑的能量方程：

(3)

式(3)中，x方向的體積流量用qx表示，微柱體流量用qy表示；熱功當(dāng)量為J；油溫為tT；c表示為比熱容。

1.3 油膜厚度方程

h=h0+δps+δPJ-δTS+δTJ，這個模型是代表油膜厚度的表達(dá)式，其中剛體中心膜厚用h0表示，h0=c[1+εcos(θ-θζ)]；在油膜壓力下，軸頸的彈性形變表示軸為δps，因?yàn)檩S頸材料的硬度比軸瓦材料的硬度大得多，因此δPJ=0；δTJ表示軸承表面熱變形量；δTS表示軸頸表面熱變形量；偏心率用ε表示；軸承半徑間隙用c表示；軸承展開角用θ表示，θ=x/R;θζ表示為軸偏離角。

2 多體動力學(xué)仿真模型

發(fā)動機(jī)氣缸壓力是在2005r / min時測試的，在平均有效壓力為0.25M Pa時，隨著曲柄角的變化，氣缸壓數(shù)據(jù)被作為模型參數(shù)輸入。圖1示出了引擎汽缸壓，并且假定剩余的汽缸壓默認(rèn)具有相同的值。

圖1 發(fā)動機(jī)缸內(nèi)壓力

采用精度較高六面體網(wǎng)格作為發(fā)動機(jī)主軸有限元模型，共劃分單元180 619個，包含節(jié)點(diǎn)66 515個。在劃分網(wǎng)格時，細(xì)化加密過渡圓角。主軸承研究基于多體動力學(xué)進(jìn)行，配置了軸承的發(fā)動機(jī)曲軸系統(tǒng)汽車發(fā)動機(jī)是典型的非線性多柔性車身系統(tǒng)，具有非常復(fù)雜的結(jié)構(gòu)，有多個摩擦副存在，例如活塞缸套摩擦副、曲軸-軸承摩擦副等[4]。多體動力學(xué)基于計(jì)算機(jī)技術(shù)的快速發(fā)展，結(jié)合FEM等數(shù)值計(jì)算方法和經(jīng)典力學(xué)，可進(jìn)行數(shù)學(xué)模型的構(gòu)建并求解，從而可以避免由單純的建模引起的錯誤。

在進(jìn)行基于多體動力學(xué)對軸承潤滑特性進(jìn)行研究時，對發(fā)動機(jī)非線性連接單進(jìn)行元充分考慮，對實(shí)際載荷傳遞過程及各單體間的相互作用力進(jìn)行準(zhǔn)確模擬；考慮到曲軸、連桿、氣缸蓋等的彈性變形對軸承負(fù)荷的影響，能夠獲得正確的軸承負(fù)荷。該研究在Excite Power Unit平臺上進(jìn)行發(fā)動機(jī)主軸系多體動力學(xué)模型的搭建。圖2為汽車發(fā)動機(jī)主軸模型。

圖2 汽車發(fā)動機(jī)主軸模型

3 潤滑油種類的影響

仿真分析三種潤滑油CD10W、CD10W/30、CD30對發(fā)動機(jī)主軸摩擦損失的影響，在標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下，表1為三種潤滑油的理化性質(zhì),圖3為潤滑油種類對曲軸摩擦功影響。

表1 潤滑油理化性質(zhì)

圖3 潤滑油種類對曲軸摩擦功影響

由圖3可知，摩擦損耗功率小于或等于潤滑油粘度。對于特定的發(fā)動機(jī)來說，如果軸向和軸承間隙較大，粘度不夠就無法形成良好的潤滑膜。這會增大摩擦損失。軸頸和軸瓦間隙為0.03mm，在潤滑油黏度從8.472mm2/s增大到13.511mm2/s時，摩擦損失逐步變大，這表明在軸頸和軸瓦間，三種潤滑油均能形成良好油膜潤滑，此時增加黏滯阻力起到主要作用。

4 仿真計(jì)算結(jié)果

4.1 模型試驗(yàn)驗(yàn)證及分析

圖4 平均摩擦有效壓力的試驗(yàn)結(jié)果

4.2 不同牌號的潤滑油對主軸承潤滑性能的影響

表2、表3、表4為發(fā)動機(jī)主軸承使用三種潤滑油CD10W、CD10W/30、CD30，在進(jìn)油溫度不同時的潤滑性能計(jì)算值。在一個工作周期內(nèi)，表中列出最小油膜厚度hmin、最大油膜壓力Pmax、平均供油量Qm、平均油膜溫度Tm、平均摩擦功耗Wm，其中包括因側(cè)泄造成的軸頸表面的摩擦功、摩擦功和軸瓦表面的摩擦功。

表2 65℃時三種潤滑油對主軸承潤滑性能的影響

表3 85℃時三種潤滑油對主軸承潤滑性能的影響

表4 105℃時三種潤滑油對主軸承潤滑性能的影響

在進(jìn)油溫度為65℃時，潤滑油時油膜溫度最低的是CD10W，油膜厚度和摩擦功耗具有最小值，進(jìn)油量具有最大值；油膜溫度在使用單級油CD30時最高，且具有最大的功耗及膜厚，流量則具有最小值[5-6]。使用多級油時，最大油膜壓力除外，其余性能參數(shù)處于兩種單級油間。在進(jìn)油溫度為105℃時，使用單級油和使用多級油，各參量間存在差別，但數(shù)量減小。

5 結(jié)論

在不同潤滑條件下，文章對汽車發(fā)動機(jī)主軸承的摩擦學(xué)性能進(jìn)行了研究，得出如下結(jié)論：

(1)在軸頸和軸瓦間，三種潤滑油CD10W、CD10W/30、CD30均能形成良好油膜潤滑，此時增加黏滯阻力起到主要作用。

(2)三種潤滑油在較低的供油溫度時，隨著溫度的上升，主軸摩擦功均減小，在溫度為115.5℃時，三種潤滑油CD10W、CD10W/30、CD30達(dá)到最小值，分別為107W、105.5W、102W，在溫度大于115.5℃后，三種潤滑油在155.5℃時分別為140W、143.5W、138.5W。

(3)在潤滑油供油溫度為110.5℃時，一個循環(huán)內(nèi)，三種潤滑油CD10W、CD10W/30、CD30的最小油膜厚度分別為為3.7μm、1.4μm、0.2μm，這與工程上對最小油膜厚度要求相符合。在潤滑油溫度保持穩(wěn)定時，供油量隨主油道入口壓力升高而增加，這樣就減小了摩擦損失功率，且在具有較小的供油溫度時，將壓力提高，則降低損失的效果更好。

(4)在進(jìn)油溫度為65℃時，油膜厚度和摩擦功耗具有最小值，進(jìn)油量具有最大值；油膜溫度在使用單級油CD30時最高，且具有最大的功耗及膜厚，流量則具有最小值。