李春建 趙俊生 朱桂香 李秀春 張國(guó)棟 陳冬冬

(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)

主軸承是柴油機(jī)的重要摩擦副之一，其工作狀況將直接影響柴油機(jī)的安全性、耐用性和經(jīng)濟(jì)性。因此，開展柴油機(jī)主軸承潤(rùn)滑性能的研究具有十分重要的意義。

KHATRI和SHARMA[1]分析了表面織構(gòu)對(duì)滑動(dòng)軸承性能的影響，結(jié)果表明有織構(gòu)的滑動(dòng)軸承穩(wěn)定性更好。章朝棟等[2]研究了曲軸平衡率對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響，發(fā)現(xiàn)曲軸平衡率使主軸承的最小油膜厚度先增加后減小，最大油膜壓力先減小后增大。劉洋洋等[3]研究了表面粗糙度對(duì)水潤(rùn)滑滑動(dòng)軸承潤(rùn)滑性能的影響，發(fā)現(xiàn)表面粗糙度增加時(shí)滑動(dòng)軸承的最大油膜壓力、油膜承載力和最大粗糙接觸減小，最小油膜厚度增加。高亞明等[4]分析了傾斜曲軸軸向運(yùn)動(dòng)對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響，發(fā)現(xiàn)曲軸軸向運(yùn)動(dòng)顯著影響主軸承的潤(rùn)滑特性且影響程度與摩擦表面粗糙度有關(guān)。WEI等[5]建立彈流混合潤(rùn)滑模型來(lái)預(yù)測(cè)主軸承的潤(rùn)滑特性，得出柔性整機(jī)體模型下主軸承的最小厚度增大，最大油膜壓力和徑向殼變形減小。黃粉蓮等[6]研究了柔性整機(jī)體下各主軸承的潤(rùn)滑特性，發(fā)現(xiàn)轉(zhuǎn)速增加時(shí)主軸承的摩擦損失增加及軸瓦的熱負(fù)荷增大。YU等[7]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。李涵等人[8]研究了表面形貌對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響，發(fā)現(xiàn)表面粗糙度值增加和縱向表面紋理均可使最小油膜厚度增加，最大油膜壓力減小。魏立隊(duì)等[9]分析了柔性機(jī)體下的主軸承熱彈流動(dòng)力潤(rùn)滑，得出整機(jī)體時(shí)主軸承的潤(rùn)滑更貼合實(shí)際。YOU等[10]基于彈性理論設(shè)計(jì)了曲軸-軸承系統(tǒng)優(yōu)化方案，顯著改善了協(xié)調(diào)變形。阮登芳等[11]研究了軸瓦輪廓修形對(duì)連桿軸承磨損性能的影響，發(fā)現(xiàn)軸瓦輪廓修形可以解決軸瓦偏磨問(wèn)題。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。葉年業(yè)等[13]研究了軸承在間隙極限狀態(tài)下的潤(rùn)滑性能，發(fā)現(xiàn)軸瓦內(nèi)表面形狀對(duì)曲軸軸承潤(rùn)滑性能影響重大。

目前國(guó)內(nèi)外很少見柔性整機(jī)體下計(jì)入軸頸傾斜和彈性變形研究主軸承-軸頸型線對(duì)潤(rùn)滑性能影響的相關(guān)報(bào)道。鑒于此，本文作者以某直列六缸柴油機(jī)的主軸承為研究對(duì)象，基于柔性整機(jī)體，考慮了軸頸傾斜和彈性變形，建立了柴油機(jī)主軸承的彈流潤(rùn)滑模型，分析了同時(shí)考慮主軸承和軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響，為改進(jìn)軸承設(shè)計(jì)提供了指導(dǎo)。

1 理論分析

1.1 型線方程

表面幾何形狀是表面設(shè)計(jì)的重要內(nèi)容之一，表面輪廓的改變可能會(huì)引起軸承潤(rùn)滑狀態(tài)的改善。主軸承-軸頸型線是主軸承-軸頸的接觸面，會(huì)影響主軸承的匹配間隙，改變主軸承間隙的分布規(guī)律，引起主軸承所受載荷的分布形式和分布面積發(fā)生變化，對(duì)主軸承的潤(rùn)滑特性及變形匹配特性產(chǎn)生重要影響，進(jìn)而會(huì)影響到主軸承的可靠性和整機(jī)的效率。假設(shè)主軸承型線為雙曲線型，軸頸型線為鼓型。

主軸承型線方程[14]為

(1)

軸頸型線方程[12]為

(2)

式中：ap為型線高度的最大值；L為軸承長(zhǎng)度。

主軸承型線示意圖如圖1所示。

1.2 控制方程

考慮彈性變形時(shí)，主軸承潤(rùn)滑性能的Reynolds方程[15]為

12R2C(ecos(θ-φ)+eφsin(θ-φ))

(3)

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)；C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。軸頸傾斜的主軸承示意圖如圖2所示。

圖2 軸頸傾斜的主軸承示意Fig 2 Schematic of misaligned main bearing

1.3 膜厚方程

軸頸傾斜時(shí)的主軸承油膜厚度h為

(4)

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；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；δ1為主軸承發(fā)生彈性變形時(shí)油膜厚度的變化量；δ2為主軸承表面型線引起的油膜厚度變化量。

δ2=ρ(θ)-R

(5)

其中ρ(θ)由主軸承型線決定。

1.4 微凸峰接觸理論

根據(jù)Greenwood-Tripp理論[16]，微凸峰接觸理論壓力為

(6)

其中：

(7)

(8)

(9)

式中：k為彈性接觸因子；E′為等效彈性模量；σc為主軸承和軸頸的綜合粗糙度；σ1、σ2分別為主軸承和軸頸的表面粗糙度；ν1、ν2分別為主軸承和軸頸泊松比；E1、E2為主軸承和軸頸的彈性模量。

1.5 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由微凸峰接觸理論計(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

(10)

(11)

1.6 摩擦力和摩擦損失方程

摩擦力方程為

(12)

式中：τc為剪切應(yīng)力；τp為壓力引起的應(yīng)力。

摩擦損失方程為

W=FwR

(13)

2 仿真模型和計(jì)算方法

2.1 建立仿真模型

文中以某直列六缸柴油機(jī)主軸承為研究對(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)軟件，建立基于柔性整機(jī)體的主軸承彈流潤(rùn)滑模型如圖3所示。柴油機(jī)的相關(guān)參數(shù)如表1所示，額定轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)的氣缸壓力分布如圖4所示。

圖3 多體動(dòng)力學(xué)模型Fig 3 Multibody dynamics model

表1 柴油機(jī)的相關(guān)參數(shù)Table 1 The parameters of diesel engine

2.2 計(jì)算方法

文中采用有限差分法[17]求解Reynolds方程，具體計(jì)算流程如圖5所示。

圖5 計(jì)算流程Fig 5 Flow of simulation calculation

3 仿真結(jié)果與分析

3.1 軸承和軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響

基于上述仿真模型和計(jì)算方法，得出額定轉(zhuǎn)速1 900 r/min時(shí)不考慮型線下的各主軸承潤(rùn)滑性能如表2所示。

表2 不考慮型線時(shí)各主軸承潤(rùn)滑性能

由表2可知，額定轉(zhuǎn)速時(shí)第7主軸承的最小油膜厚度最小，最大油膜壓力最大，其潤(rùn)滑性能相比其他主軸承較差，故文中以第7主軸承為研究對(duì)象，分析軸承和軸頸型線對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響。

圖6示出了無(wú)型線(不考慮主軸承和軸頸型線)、軸頸型線(只考慮軸頸型線)和主軸承-軸頸型線(同時(shí)考慮主軸承型線和軸頸型線)時(shí)主軸承的潤(rùn)滑性能，其最小油膜厚度、最大油膜壓力和平均摩擦損失如表3所示。

由圖6和表3可知，改變軸頸和主軸承表面型線會(huì)影響主軸承的潤(rùn)滑性能。當(dāng)只考慮軸頸型線時(shí)，主軸承的最小油膜厚度由0.447 83 μm增加到0.784 25 μm，增加了75.12%；最大油膜壓力由94.891 1 MPa減小到88.715 6 MPa，減小了6%；平均摩擦損失由375.041 W降低到372.98 W,降低了1%。當(dāng)同時(shí)考慮主軸承型線和軸頸型線時(shí)，主軸承的最小油膜厚度增加到1.242 45 μm，增加了177%；最大油膜壓力減小到86.731 8 MPa，減小了8%，平均摩擦損失降低到362.326 W,降低了3%。

表3 考慮軸承和軸頸型線時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能Table 3 Lubrication performances of main bearings consid- ering main bearing and journal profiles

圖6 考慮軸承和軸頸型線時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能Fig 6 Lubrication performances of main bearings consideringmain bearing and journal profiles (a)minimum oilfilm thickness；(b)peak oil film pressure；(c)total friction power loss

這是因?yàn)榭紤]軸頸型線時(shí)，主軸頸的中間部位高于邊緣，流到軸承兩端的潤(rùn)滑油增加，改善了軸承的表面充油率，同時(shí)最大油膜壓力減小，使得主軸承最小油膜厚度增加，改善了軸承潤(rùn)滑狀態(tài)，減小了摩擦損失。當(dāng)考慮主軸承型線時(shí)，軸頸兩端與主軸承的直接接觸情況得以緩解，邊緣處的油膜厚度提高，主軸承的摩擦損失減小。因此，同時(shí)考慮主軸承型線和軸頸型線能夠改善主軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)，提高主軸承的安全性和耐久性。

3.2 不同傾斜角度對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響

柴油機(jī)工作過(guò)程中，曲軸受動(dòng)載荷的影響會(huì)發(fā)生主軸頸傾斜，引發(fā)軸承潤(rùn)滑性能的變化，尤其是在重載、高速的工況下，軸頸傾斜會(huì)加重。因此，在研究主軸承潤(rùn)滑性能時(shí)，考慮軸頸傾斜因素有著一定的必要性，故文中在軸頸型線方程中納入了軸頸傾斜因素。

圖7示出了不同傾斜角度對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的的影響，其最小油膜厚度、最大油膜壓力和平均摩擦損失如表4所示。由圖7(a)和圖7(b)可知，主軸承的最大油膜厚度位置和最小油膜壓力位置相同，最小油膜厚度位置和最大油膜壓力位置相對(duì)應(yīng)。在文中研究的軸頸傾斜角范圍內(nèi)，隨著軸傾斜角度的增加，主軸承的油膜厚度變化趨勢(shì)相同，最小油膜厚度值減小，最大油膜壓力增加，平均摩擦損失減小。

圖7 不同傾斜角度時(shí)主軸承潤(rùn)滑性能Fig 7 Lubrication performances of main bearings with differentmisalignment angle (a)minimum oil film thickness；(b)peak oil film pressure；(c)total friction power loss

這是因?yàn)檩S頸傾斜角度增加時(shí)，曲軸偏斜加劇，軸頸和主軸承的間隙變小，擠壓效應(yīng)變大，主軸承的油膜壓力增加，油膜厚度減小，潤(rùn)滑油溫度升高。潤(rùn)滑油溫度升高，使得潤(rùn)滑油黏度變小，剪切應(yīng)力變小，主軸承所受的摩擦力減小，主軸承因摩擦損失的功率減小。

3.3 不同轉(zhuǎn)速對(duì)主軸承潤(rùn)滑特性的影響

柴油機(jī)的實(shí)際工況是不斷變化的，其不會(huì)總處于額定工況下，因此對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的研究需要在不同工況下進(jìn)行。

圖8示出了不同轉(zhuǎn)速時(shí)主軸承的潤(rùn)滑性能，其最小油膜厚度、最大油膜壓力和平均摩擦損失如表5所示。由圖8(a)和表5可知，不同轉(zhuǎn)速下的主軸承油膜厚度變化趨勢(shì)不相同，油膜厚度的最大值相差很大，最小值卻相差較小。由圖8(b)可知，不同轉(zhuǎn)速下的最大油膜壓力變化趨勢(shì)基本相同，其中1 500 r/min時(shí)的最大油膜壓力變化幅度最大，數(shù)值也最大。在文中研究的轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，隨著柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速的增加，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。

表5 不同轉(zhuǎn)速下主軸承潤(rùn)滑性能

圖8 不同轉(zhuǎn)速下主軸承潤(rùn)滑性能Fig 8 Lubrication performances of main bearings with different rotation speed (a)minimum oil filmthickness；(b)peak oil film pressure；(c)total friction power loss

這是因?yàn)椴裼蜋C(jī)工作轉(zhuǎn)速的升高，使曲軸的慣性力增大，消除了連桿傳導(dǎo)的部分爆發(fā)壓力，主軸承所受的動(dòng)載荷減弱，潤(rùn)滑油的油膜壓力變小，擠壓效應(yīng)減弱，主軸承的油膜厚度變大。主軸承最小油膜厚度提高，使軸承的承載能力增強(qiáng)，擴(kuò)大了軸承的工作范圍。同時(shí)，柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速的增加，加快了主軸承潤(rùn)滑油的流動(dòng)，增加了潤(rùn)滑油的剪切應(yīng)力，導(dǎo)致主軸承所受的摩擦力變大，摩擦功損失增加。

4 結(jié)論

(1)考慮或不考慮軸承和軸頸型線時(shí)對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響不同。當(dāng)只考慮軸頸型線時(shí),主軸承的潤(rùn)滑性能得以改善，但最小油膜厚度值未大于流體動(dòng)壓潤(rùn)滑典型膜厚的最小值1 μm；當(dāng)同時(shí)考慮主軸承型線和軸頸型線時(shí)，主軸承的最小油膜厚度值大于1 μm,增加了177%,最大油膜壓力減小了8%，平均摩擦損失降低了3%。

(2)當(dāng)同時(shí)考慮主軸承型線和軸頸型線時(shí)，在文中研究范圍內(nèi)，軸頸傾斜角度增加時(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??；柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速增加時(shí)，主軸承的最小油膜厚度變大，最大油膜壓力減小，平均摩擦損失增加，因此在主軸承型線設(shè)計(jì)時(shí)，需要考慮軸頸傾斜和工作轉(zhuǎn)速兩個(gè)因素。