12V240ZJ柴油機潤滑系統仿真分析

李明海，劉鋒，崔洪江

（大連交通大學交通運輸工程學院，遼寧大連 116028）

0 引言

由于越來越嚴重的世界性的石化能源短缺，對內燃機的設計要求越來越苛刻，要求內燃機從過去以經驗設計為主的時代過渡到以近代新學科的新技術為基礎的計算機輔助設計上來。潤滑系統是柴油機重要系統之一，主要任務是將定量、潔凈、有一定油壓的潤滑油輸送至各必要部位，對柴油機的工作可靠性和耐久性有很重要的作用［1］。好的潤滑系統被視為柴油機的生存血液系統［2］。對柴油機潤滑系統進行計算機仿真，可以較全面地考慮相關的各種因素，使潤滑系統的性能分析建立在更科學的基礎之上，提高設計品質和計算速度，減少試驗工作量［3］。本文將以機車用12V240ZJ高強化柴油機為例，建立動力裝置潤滑系統的計算機仿真模型。通過滿足本款柴油機流體潤滑，來確定本款柴油機的最優機油泵。

1 柴油機潤滑系統的組成及工作原理

本款柴油機潤滑系統采用完全強制供油，這種方式可獲得良好的潤滑性［4］。機油泵將機油從油底殼吸出，被吸出的具有一定油壓的機油一部分經分流式離心濾清器過濾后流回油底殼，大部分機油流入熱交換器，進行冷卻后經過全流式機油濾清器過濾，然后被輸送到機體主油道，通過油道對主軸承、連桿軸承、凸輪軸承和進排氣機構等關鍵部位進行壓力潤滑。本款柴油機潤滑系統機油的流動示意圖見圖1。

圖1 12V240ZJ柴油機潤滑系統機油流程框圖

2 潤滑狀態的條件

摩擦副的表面不是絕對光滑的，在它的表面有微小的凸起和凹陷，利用形貌參數可以描述摩擦表面的幾何特性。圖2是表面一維形貌的輪廓曲線，它描繪沿截面方向上輪廓高度的變化。最常見的一維形貌參數如下。

圖2 表面一維形貌的輪廓曲線

輪廓均方根偏差 Rq［5］

式中:hmin是兩滑動粗糙表面間的最小公稱油膜厚度，單位為μm;Rq1，Rq2分別是兩表面輪廓的均方根偏差（約為算術平均偏差 Ra1，Ra2的1.20 ～1.25 倍），單位為 μm。通常認為:λ≤1時呈邊界潤滑狀態;λ＞3時呈流體潤滑狀態;1≤λ≤3時呈混合潤滑狀態。

式中:z（x）是各點輪廓高度;L是測量長度;n是測量數量;zi是個測量點的輪廓高度。

本款柴油機各摩擦副均為滑動摩擦。根據摩擦面間油膜厚度的情況，可分為邊界潤滑、流體潤滑和混合潤滑。這三種潤滑方式必須具備一定的潤滑條件，可以用膜厚比λ來大致估計兩潤滑表面所處的潤滑狀態，即［6］:

3 仿真計算分析

3.1 仿真模型的建立

圖3 潤滑系統仿真模型

柴油機潤滑系統是一個非常復雜的多支路動態系統，所以利用一維液壓軟件對整機潤滑系統進行模擬仿真，仿真模型如圖3。該模型完全按照柴油機的潤滑系統建立。各管路的管徑、管長及管向與水平面的夾角都是進行實測得出。柴油機主要技術參數見表1，主要潤滑軸承的幾何參數見表2，本款柴油機使用的是美國五代潤滑油，其性能參數見表3。

表1 柴油機主要技術參數

表2 主要軸承參數

表3 潤滑油主要參數

3.2 仿真計算結果分析

對柴油機各油道油壓分析是確保柴油機潤滑系統安全可靠的重點，為保證潤滑系統油路暢通。潤滑系統必須保證機油中的溶解空氣不會在油道中壓力特別小的地方析出，導致機油供應不足。在柴油機潤滑系統中，機油壓力的最小值發生在曲軸主軸頸上油道中，為避免發生氣阻現象，曲軸主軸頸上油道入口的油壓必須滿足以下不等式［7］:

式中:r是曲軸主軸頸半徑，單位為m;rmin是曲軸內油道離中心最近點距離，單位m。通過軟件仿真計算得出主軸頸上油道入口的油壓為4.5×102kPa，遠大于氣體吸出極限壓力0.6×102kPa，因此本款柴油機不會在潤滑油路中析出空氣。

機體主油道的油壓為5.1×102kPa見圖4，大于本款柴油機對機體主油道油壓的要求4.9×102kPa。

限壓閥旁通流量與主油路流量仿真輸出結果見圖5，發現通過限壓閥的流量是流經主油路的流量的1.85倍左右，由機油泵吸出的流量大部分回流到油底殼，機油泵在做無用功，因此可以判斷本款柴油機使用的機油泵功率過大，應該對其進行優化。

4 機油泵優化

在潤滑模型中對機油泵進行優化，首先是機體主油道的油壓最先達到最低許用安全油壓4.9×102kPa。此時優化后各軸承最小油膜厚度見表4。本款柴油機軸頸的粗糙度為0.8 μm，軸瓦的粗糙度為 1.6 μm。由上式（2）可得，流體潤滑的最小油膜厚度應滿足hmin＞6.7 μm。使用優化后的機油泵，主要軸承的最小油膜厚度完全滿足軸承流體潤滑的要求。

表4 優化后各軸承最小油膜厚度

此時主軸頸上油道入口的油壓為3.9×102kPa，為氣體吸出極限壓力的6倍多，本款柴油機使用優化后的機油泵潤滑油路安全可靠，不會出現氣阻現象。

對機油泵優化后，由圖6可知通過限壓閥回流的潤滑油流量下降了45%，由圖7可知流過主油路的潤滑油流量只下降了2.9%，幾乎沒什么差別。在柴油正常運行時，原機油泵扭矩為51.3 Nm，優化后機油泵的扭矩為33.9 Nm。換算成功率，新機油泵比原機油泵節約功率2.587 kW。

5 結論

1）本文利用液壓仿真軟件對12V240ZJ柴油機潤滑系統進行了仿真分析，通過仿真計算發現本款柴油機使用原定機油時，機體主油道油壓和曲軸主軸頸上油道內的油壓都高于安全油壓。機油泵吸出的機油總流量的65%左右，通過限壓閥流回油底殼。

2）對本款柴油機機油泵優化，在柴油機結構和潤滑油性能參數不變的情況下，對機油泵優化時發現，機體主油道的油壓首先達到臨界許用安全油壓。使用優化后的機油泵，通過限壓閥回流到油底殼的潤滑油流量下降了45%，機油泵功率降低了33.9%。

［1］史紹熙.柴油機設計手冊［M］.北京:中國農業機械出版社，1984.405.

［2］劉達德.東風4B型內燃機車［M］.北京:中國鐵道出版社，1998.179.

［3］黃小輝，畢小平.車用內燃機潤滑系的流動仿真研究［J］.產品開發與設計，2005，（1）:28-31.

［4］曹旭，崔毅，鄧康耀.汽油機潤滑系統計算分析［J］.車用發動機，2007，（6）:23-26.

［5］吳曉鈴.潤滑設計手冊［M］.北京:化學工業出版社，2006.

［6］濮良貴，紀名剛.機械設計［M］.7版.北京:高等教育出版社.

［7］曹旭.發動機熱管理仿真與實驗研究［D］上海:交通大學，2008:29-30.