潤(rùn)滑油對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸摩擦功影響的仿真與試驗(yàn)研究

梅本付， 李炯， 劉偉強(qiáng)， 劉冠麟， 龔金科

(1. 泛亞汽車(chē)技術(shù)中心有限公司， 上?！?01201； 2. 湖南大學(xué)汽車(chē)車(chē)身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖南 長(zhǎng)沙　410082；3. 湖南涉外經(jīng)濟(jì)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院， 湖南 長(zhǎng)沙　410205)

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潤(rùn)滑油對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸摩擦功影響的仿真與試驗(yàn)研究

梅本付1， 李炯2， 劉偉強(qiáng)2， 劉冠麟3， 龔金科2

(1. 泛亞汽車(chē)技術(shù)中心有限公司， 上海201201； 2. 湖南大學(xué)汽車(chē)車(chē)身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖南 長(zhǎng)沙410082；3. 湖南涉外經(jīng)濟(jì)學(xué)院機(jī)械工程學(xué)院， 湖南 長(zhǎng)沙410205)

以某直列3缸汽油機(jī)為研究對(duì)象，利用AVL EXCITE軟件建立了曲軸多體動(dòng)力學(xué)仿真模型，通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)，驗(yàn)證了該仿真模型的正確性，在此模型基礎(chǔ)上分析了潤(rùn)滑油溫度、供油壓力以及潤(rùn)滑油種類(lèi)對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸摩擦功的影響規(guī)律。研究表明：指定條件下的曲軸摩擦損失功率仿真結(jié)果為106.6 W，臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果為102 W，誤差在5%以內(nèi)，表明仿真模型具有相當(dāng)?shù)木?；?dāng)潤(rùn)滑油供油溫度從40 ℃升高到110 ℃時(shí)，曲軸摩擦損失功率減小到最低，約為104 W，當(dāng)溫度超過(guò)110 ℃后，摩擦損失增加，當(dāng)溫度上升到150 ℃時(shí)，摩擦損失功率達(dá)到140 W，潤(rùn)滑條件急劇惡化；當(dāng)軸承主油道入口壓力從0.31 MPa增加到0.4 MPa時(shí)，曲軸摩擦功率減小約10 W，且供油溫度較低時(shí)潤(rùn)滑油供油壓力對(duì)曲軸摩擦功率影響較大；曲軸摩擦功率隨黏度的提高而增加，供油溫度較低時(shí)，潤(rùn)滑油黏度對(duì)曲軸摩擦功率的影響較大。

仿真； 潤(rùn)滑油； 溫度； 供油壓力； 運(yùn)動(dòng)黏度； 摩擦功

曲軸是發(fā)動(dòng)機(jī)重要的連接部件，它承載著活塞連桿周期性的慣性力以及缸內(nèi)氣體燃燒壓力[1-2]，平均比壓高達(dá)20～80 MPa，曲軸軸頸與軸瓦之間的相對(duì)滑動(dòng)速度可達(dá)10 m/s[3]，該部分摩擦損耗是整機(jī)摩擦功的重要來(lái)源之一，因此需要對(duì)曲軸上的關(guān)鍵摩擦副——軸瓦和軸頸表面進(jìn)行有效的潤(rùn)滑。 發(fā)動(dòng)機(jī)在實(shí)際運(yùn)行中大部分時(shí)間內(nèi)都處于中低速工況，且在該工況下曲軸摩擦功占整機(jī)摩擦損耗比重大，該工況是研究曲軸摩擦損失影響因素的最佳工況，因此重點(diǎn)研究了2 000 r/min下潤(rùn)滑油溫度、主油道供油壓力以及潤(rùn)滑油種類(lèi)對(duì)曲軸摩擦損失的影響規(guī)律。

1　模型潤(rùn)滑理論基礎(chǔ)

1) Reynolds潤(rùn)滑方程

本研究仿真模型中的潤(rùn)滑理論基于以下Reynolds方程[4-5]：

(1)

該方程基于Reynolds壓力邊界條件[6]：

2) 能量方程

流體動(dòng)壓潤(rùn)滑的能量方程[7-8]為

(2)

式中：qx,qy分別為微柱體在x，y方向的體積流量；T為油溫；J為熱功當(dāng)量；c為比熱容。

3) 油膜厚度方程

本模型中的油膜厚度方程[9-10]為

(3)

(4)

式中：h0為剛體中心膜厚；δpS，δpJ分別為軸瓦、軸頸在油膜壓力下的彈性變形，由于軸頸材料硬度明顯高于軸瓦材料，默認(rèn)δpJ=0；δTJ，δTS分別為軸承、軸頸表面熱變形量；c為軸承半徑間隙；ε為偏心率；θ為軸承展開(kāi)角，θ=x/R；θξ為軸心偏位角。

2　多體動(dòng)力學(xué)仿真模型

1) 氣缸燃燒壓力

在試驗(yàn)臺(tái)架上測(cè)得轉(zhuǎn)速2 000 r/min、平均有效壓力0.2 MPa時(shí)的一個(gè)氣缸內(nèi)燃燒壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化數(shù)據(jù)，以此作為模型輸入(見(jiàn)圖1)。另外兩個(gè)氣缸的燃燒壓力默認(rèn)數(shù)值相同，相位不一致。

圖1　缸內(nèi)燃燒壓力

2) 曲軸軸承主油道入口壓力

曲軸主油道入口壓力隨轉(zhuǎn)速變化規(guī)律見(jiàn)圖2，取2 000 r/min時(shí)的壓力0.359 5 MPa作為模型輸入。

圖2　主油道入口壓力

3) 曲軸有限元模型

采用精度較高的六面體網(wǎng)格，共劃分180 508個(gè)單元，包含66 404個(gè)節(jié)點(diǎn)。進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)，對(duì)過(guò)渡圓角進(jìn)行了細(xì)化加密。圖3示出曲軸的有限元模型。

圖3　曲軸有限元模型

4) 多體動(dòng)力學(xué)模型

將Hypermesh中的曲軸有限元模型導(dǎo)入AVL excite模塊中進(jìn)行模型縮減，得到最終的多體動(dòng)力學(xué)仿真模型(見(jiàn)圖4)。

圖4　多體動(dòng)力學(xué)仿真模型

3　模型驗(yàn)證

3.1仿真計(jì)算結(jié)果

90 ℃供油溫度、0.359 5 MPa主油道入口壓力、SAE 5W-40潤(rùn)滑油、2 000 r/min下的曲軸摩擦功率仿真結(jié)果見(jiàn)圖5。由圖5可看出，4個(gè)主軸承的摩擦功率隨曲軸轉(zhuǎn)角呈現(xiàn)一定的規(guī)律性，這是缸內(nèi)燃燒壓力與曲柄連桿慣性力的周期性所致。對(duì)圖5中的4條曲線進(jìn)行積分，然后求平均值，得出一個(gè)循環(huán)內(nèi)4個(gè)主軸承的平均摩擦損失功率，分別為25.1 W，28.3 W，26.8 W，26.4 W，摩擦功率總和為106.6 W。依據(jù)仿真結(jié)果，4個(gè)主軸承的摩擦損失功率相當(dāng)接近，說(shuō)明該發(fā)動(dòng)機(jī)的平衡性較高。

圖5　曲軸摩擦功率仿真結(jié)果

3.2模型試驗(yàn)驗(yàn)證及分析

采用倒拖法[11-12]在發(fā)動(dòng)機(jī)臺(tái)架上進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸摩擦功損失測(cè)定試驗(yàn)。主油道溫度通過(guò)恒溫油車(chē)控制為90 ℃。試驗(yàn)中供油壓力通過(guò)電壓控制OCV閥進(jìn)行控制，保證主油道入口壓力為0.359 5 MPa。圖6示出平均摩擦有效壓力隨發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速變化的試驗(yàn)結(jié)果。臺(tái)架試驗(yàn)測(cè)得以平均摩擦有效壓力(pfme)表示的曲軸摩擦損失，按照如下公式轉(zhuǎn)換成摩擦損失功率。

(5)

式中：pfme為平均摩擦有效壓力；d為氣缸直徑；l為活塞行程；n為發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速。

曲軸摩擦損失功率的仿真結(jié)果為106.6 W，由圖6可知，2 000 r/min轉(zhuǎn)速下，曲軸摩擦損失有效壓力的試驗(yàn)結(jié)果為18.105 kPa，用式(5)進(jìn)行轉(zhuǎn)換可得曲軸摩擦損失功率為102 W，對(duì)比仿真結(jié)果，誤差為4.51%，考慮到試驗(yàn)誤差以及仿真模型的簡(jiǎn)化，認(rèn)為此仿真模型具備足夠的精度，能用來(lái)進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸潤(rùn)滑設(shè)計(jì)及潤(rùn)滑油特性對(duì)曲軸摩擦損失的影響研究。

圖6　臺(tái)架試驗(yàn)結(jié)果

4　潤(rùn)滑油特性對(duì)曲軸摩擦損失的影響

4.1潤(rùn)滑油溫度的影響

利用該多體動(dòng)力學(xué)模型，研究2 000 r/min、0.395 9 MPa主油道供油壓力下，不同潤(rùn)滑油供油溫度對(duì)曲軸摩擦損失的影響規(guī)律，設(shè)定潤(rùn)滑油供油溫度在40～150 ℃范圍內(nèi)變化，步長(zhǎng)為10 ℃。

圖7示出仿真結(jié)果。由圖7可知，潤(rùn)滑油供油溫度較低時(shí)，曲軸摩擦功隨著溫度的上升而減小，當(dāng)溫度在110 ℃附近時(shí)達(dá)到最小，約為103 W，這是因?yàn)殡S著溫度的升高，機(jī)油黏度降低，主軸承軸頸與軸瓦之間的黏滯阻力減小，同時(shí)機(jī)油流動(dòng)性增強(qiáng)，潤(rùn)滑油能迅速地進(jìn)入并覆蓋被潤(rùn)滑表面，從而減少摩擦損失。而當(dāng)溫度高于110 ℃后，摩擦損失功率急劇上升，150 ℃時(shí)達(dá)到140 W。這是由于當(dāng)溫度超過(guò)潤(rùn)滑油的許用溫度界限時(shí)，潤(rùn)滑油品質(zhì)惡化，軸頸與軸瓦之間不能形成有效的潤(rùn)滑油膜，導(dǎo)致接觸面之間出現(xiàn)干摩擦，摩擦損失急劇增加。

圖7　曲軸摩擦損失功率隨溫度的變化

圖8示出潤(rùn)滑油供油溫度分別為110 ℃和150 ℃時(shí)的最小油膜厚度。由圖8可知，當(dāng)潤(rùn)滑油供油溫度為110 ℃時(shí)，一個(gè)循環(huán)內(nèi)的最小油膜厚度為4 μm，符合工程上對(duì)最小油膜厚度的要求，潤(rùn)滑情況良；當(dāng)供油溫度升高到150 ℃時(shí)，最小油膜厚度低于1 μm，潤(rùn)滑情況惡化。

圖8　最小油膜厚度仿真結(jié)果

4.2潤(rùn)滑油壓力的影響

仿真模型根據(jù)臺(tái)架試驗(yàn)中油泵的供油特性設(shè)置曲軸軸承主油道入口壓力，從0.31 MPa增加到0.4 MPa，步長(zhǎng)為0.01 MPa。

圖9示出曲軸摩擦損失功率隨潤(rùn)滑油供油壓力的變化。從圖9可知，潤(rùn)滑油溫度一定時(shí)，隨著主油道入口壓力升高，供油量增加，摩擦損失功率減??；當(dāng)主油道入口壓力從0.31 MPa增加到0.4 MPa時(shí)，摩擦損失功率降低了約10 W，且供油溫度較低時(shí)，提高壓力降低損失的效果更好。與供油溫度相比，供油壓力對(duì)曲軸摩擦損失功率的影響相對(duì)較小。

圖9　主油道入口壓力對(duì)曲軸摩擦功率影響仿真結(jié)果

4.3潤(rùn)滑油種類(lèi)的影響

仿真研究了SAE 5W-20，SAE 5W-30，SAE 5W-40 3種潤(rùn)滑油對(duì)曲軸摩擦損失的影響規(guī)律，3種潤(rùn)滑油在標(biāo)準(zhǔn)大氣壓下的理化性質(zhì)見(jiàn)表1。

表1　潤(rùn)滑油理化性質(zhì)

仿真結(jié)果見(jiàn)圖10。正常情況下，潤(rùn)滑油黏度越小，摩擦損失功率越小。然而對(duì)于特定的發(fā)動(dòng)機(jī)，如果軸瓦與軸頸間隙較大，黏度過(guò)小時(shí)不能形成良好的潤(rùn)滑油膜，摩擦損失反而增大。本研究中軸瓦與軸頸的間隙為0.03 mm，當(dāng)潤(rùn)滑油的黏度從8.383 mm2/s增加到13.400 mm2/s時(shí)，摩擦損失逐步增大，說(shuō)明3種潤(rùn)滑油在軸瓦與軸頸之間都能形成良好的油膜潤(rùn)滑，此時(shí)黏滯阻力的增加起到了主要作用。因此發(fā)動(dòng)機(jī)潤(rùn)滑設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)針對(duì)不同的結(jié)構(gòu)和運(yùn)行參數(shù)選取合適的潤(rùn)滑油種類(lèi)。

圖10　潤(rùn)滑油種類(lèi)對(duì)曲軸摩擦功影響

5　結(jié)論

a) 當(dāng)潤(rùn)滑油供油溫度從40 ℃升高到150 ℃時(shí)，摩擦損失功率呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢(shì)，并在溫度約為110 ℃時(shí)出現(xiàn)最低值104 W，對(duì)比40 ℃時(shí)的摩擦功率，降低了20 W；當(dāng)溫度進(jìn)一步增大時(shí)，潤(rùn)滑油變質(zhì)，油膜遭到破壞，摩擦損失功率急劇上升，當(dāng)溫度上升到150 ℃時(shí)，摩擦損失功率達(dá)到140 W；

b) 當(dāng)主油道供油壓力增加時(shí)，由于潤(rùn)滑油供油量的增加，摩擦損失功率逐步減小，并且供油溫度較低時(shí)供油壓力對(duì)摩擦損失影響較大；

c) 供油溫度40 ℃時(shí)，曲軸摩擦功率隨黏度的提高而增加，并且供油溫度較低時(shí)，潤(rùn)滑油黏度對(duì)曲軸摩擦功率的影響較大。

[1]溫詩(shī)鑄，黃平. 摩擦學(xué)原理[M]．3版.北京：清華大學(xué)出版社，2008:29-32.

[2]張緒壽，余來(lái)貴，陳建敏. 表面工程摩擦學(xué)研究進(jìn)展[J]．摩擦學(xué)報(bào)，2000，20(2)：156-160.

[3]王曉力. 計(jì)入表面形貌效應(yīng)的內(nèi)燃機(jī)主軸承熱流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析[D]．北京：清華大學(xué)，1999：43-44.

[5]Allmaier H,Priestner C,Reich F M,et al.Predicting friction reliably and accurately in journal bearings-extending the EHD simulation model to TEHD[J]．Tribology International,2013,58:20-28.

[6]Sharma S C,Kumar V,Jain S C,et al.Study of hole-entry hybrid journal bearing system considering combined influence of thermal and elastic effects[J]．Tribology International,2003,36(12):903-920.

[7]魏立隊(duì)，段樹(shù)林，刑輝，等.船舶柴油機(jī)主軸承熱彈性流體動(dòng)力混合潤(rùn)滑分析[J]．內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2013,31(2): 183-191.

[8]Khonsari M M,Wang S H. On the fluid-solid interaction in reference to thermo-elasto-hydrodynamic analysis of journal bearings[J]．Journal of tribology,1991,113(2):398-404.

[9]孫軍，蔡曉霞，劉利平，等.計(jì)入機(jī)體和曲軸變形的曲軸軸承彈流潤(rùn)滑分析[J]．內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2010,28(3):275-280.

[10]王剛志，郝延明，馬維忍.內(nèi)燃機(jī)主軸承熱彈性流體動(dòng)力澗滑研究[J]．內(nèi)燃機(jī)工程，2010,31(5):63-68.

[11]王忠，歷寶錄，馬淋軍.柴油機(jī)整機(jī)與零部件機(jī)械損失的評(píng)價(jià)指標(biāo)及實(shí)驗(yàn)分析[J]．中國(guó)機(jī)械工程，2006,17(2)：2387-2390

[12]Richardson D E.Review of power cylinder friction for diesel engines[J]．Journal of engineering for gas turbines and power,2000,122(4):506-519.Simulation and Experimental Research on Influence of Lubricanting Oil on Engine Crankshaft Friction Power Loss

[編輯：袁曉燕]

MEI Benfu1, LI Jiong2, LIU Weiqiang2, LIU Guanlin3, GONG Jinke2

(1. Pan Asia Technical Automotive Center, Shanghai201201, China;2. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Changsha410082, China;3. Mechanical Engineering Academy, Hunan International Economics University, Changsha410205, China )

The multi-body dynamic simulation model of the crankshaft for an inline 3-cylinder gasoline engine was established by using EXCITE tool of AVL software and verified by the bench test. The influences of lubricating oil temperature, pressure and type on the friction power loss of engine crankshaft were analyzed with the model. The research was found that the friction power losses of simulation result and bench test are 106.6 W and 102 W respectively under certain operating conditions. The error between them was less than 5%, which proved that the model was feasible. The crankshaft friction power loss dropped to the minimum value of 104 W when the lubricating oil temperature increased from 40 ℃ to 110 ℃. The friction power loss increased beyond 110 ℃ and increased to 140 W at 150 ℃ and the lubrication condition deteriorated sharply. The crankshaft friction power decreased by 10W when the inlet pressure of main oil passage increased from 0.31 MPa to 0.4 MPa and the decrease would be greater at low lubricating oil temperature. In addition, the crankshaft friction power increased with the increase of kinematic viscosity and its influence would increase at low temperature.

simulation; lubricating oil temperature; lubricating oil pressure; kinematic viscosity; friction power loss

2016-07-05；

2016-09-20

湖南省科技重大專項(xiàng)(2014FJ1013)

梅本付(1981—)，男，工程師，碩士，主要研究方向?yàn)榘l(fā)動(dòng)機(jī)摩擦學(xué)；meiben945@163.com。

李炯(1996—)，男，碩士，主要研究方向?yàn)槠?chē)發(fā)動(dòng)機(jī)節(jié)能減排；m18573144367@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.05.015

TK421.9

B

1001-2222(2016)05-0078-04