大幅角搖擺傾斜背景下柴油機油底殼滑油流動仿真

黃曄暉，王正祎，李建，路勇

1. 中船重工集團公司第711研究所，上海 201108

2. 哈爾濱工程大學 動力與能源工程學院，黑龍江 哈爾濱 150001

隨著科技的發展，人們對柴油機的經濟性和動力性提出了更高的要求。對于柴油機來講，良好的潤滑效果是達到更好經濟性和動力性的有效手段之一[1]。保證潤滑系統工作可靠的最基本要求是：及時為柴油機各潤滑及冷卻點輸送足夠的機油，同時需要保證整個潤滑系統中不能存在較大的連片空氣。

現代復雜工作條件下，柴油機的工作環境往往伴隨著大幅度的搖擺和傾斜，例如復雜海況下的船舶復雜路況下的大型農用設備等[2]。這些情況下柴油機油底殼極易產生晃動，油底殼中機油液面非常不穩定。如果吸油盤布置和液面高度不合理，容易使吸油盤露出油面，部分空氣被吸入到潤滑油路，對柴油機工作產生重大影響[3]。為評估能否產生這一影響，對不同工作環境下油底殼內機油晃動過程進行分析與評估。

隨著計算機性能及分析軟件的日趨成熟，與試驗相比，流體仿真分析具有可預先研究、成本低、周期短以及可視性等一系列顯著優點[4]。尤其是對于先驗設計而言，模擬仿真更是有著得天獨厚的優勢[5]。故本研究采用該仿真技術對油底殼機油晃動進行研究，直接觀察油面晃動情況，最后對油底殼的現有設計進行評價以及提出改進方案。

1 幾何模型建立

所需的幾何模型根據TBD620系列柴油機油底殼建立，為2.2 m×0.46 m×0.45 m的不規則濕式柴油機油底殼。

由于柴油機幾何三維模型較為復雜，包含許多非流體計算區域的其他機構，對油底殼內流體的仿真沒有影響，故對整個模型進行一定程度上的簡化[6]。

整個油底殼部分的細節較多，在計算時僅抽出包含有效流動的流體區域和會對模擬結果產生影響的固體區域，其余諸如壁厚、螺紋孔等細節進行簡化處理。曲軸在柴油機整個運行過程中保持旋轉，無法確定其特定時刻位置，故需對曲軸部分進行化簡[7]。

圖1 曲軸三維幾何模型

對于曲軸的化簡采用將曲軸的旋轉過程抽象為圓柱體的策略，以曲軸最大半徑為基準畫圓，生成圓柱體，此圓柱體即為曲軸的運動區域。曲軸簡化模型如圖1所示。可以認為，在柴油機橫搖或縱搖過程中，有滑油碰到曲軸運動區域，即為有幾率發生攪油情況，將此作為無法達標的標準之一。將所有應用的三維幾何模型裝配，如圖2所示。

圖2 整體三維模型

2 油底殼液面仿真分析

采用ANSYS公司的Fluent軟件對油底殼內流體流動過程進行仿真計算，模擬油底殼在固定頻率下橫搖和縱搖的過程，觀察整個液面由晃動到平穩的過程，評估油底殼及液位設計是否存在不合理的情況。

2.1 網格劃分

將整體模型分為2部分，油底殼、機殼和前后端蓋包圍的部分為流體區域；曲軸的運動區域、吸油盤、油泵和進油管為固體區域。流體區域劃分體網格，固體區域僅劃分面網格。整體網格如圖3所示。

圖3 整體網格劃分

2.2 仿真方案

油底殼的設計包括油底殼中液面位置以及吸油盤布置兩方面。根據可能出現的情況，油底殼在晃動過程中的幅度和頻率如表1所示

表1 油底殼晃動要求

需驗證的油底殼設計合理性標準為：當機油油量最大時(200 L)，滿足連桿、曲軸不產生可能會引起吸油盤附近出現空穴、造成空吸的攪油；當機油油量最小時(150 L)，滿足吸油盤的位置在機油液面以下。

所有搖擺情況的過程無法完全模擬，故選取油底殼運動過程的極限狀態，在運動幅角上采用最可能產生空吸現象的最大幅角；在周期上,根據目標柴油機運行條件，選用橫搖和縱搖最短周期、滑油受慣性力影響最大的3 s和4 s進行計算，這時最可能出現違反先驗設計原則的狀態[8]。若在此邊界條件下計算結果符合油底殼判斷標準，則認為油底殼在任意周期，任意單自由度幅角角度內的搖擺都符合標準。

共需進行4組方案的計算：

圖4 橫搖縱搖方向示意

2.3 仿真結果及分析

計算分別模擬在200 L和150 L情況下油底殼中油相由0°傾斜到橫搖45°以及縱搖15°的過程。

兩相流采用流體體積函數(volume of fluid, VOF)模型。分別匹配200 L和150 L液相，液相流體為滑油；其余為氣相，流體為空氣。采用變重力方式來模擬油底殼搖動過程。

在建立計算模型的過程中，流體的物性參數設置較為重要。本文僅對柴油機在穩定運行的情況下進行仿真，在此情況下，油底殼工作環境溫度為80～120 ℃。由于空氣和滑油的物性參數，如動力粘度系數等在此范圍內變化幅度較小，且無法準確模擬運行時油底殼工作環境溫度變化規律，故采用平均溫度100 ℃下的物性參數進行后續的模擬仿真計算。經過對計算結果的分析，發現在橫搖到45°情況下攪油風險極低，主要可能風險在于吸油盤空吸；在縱搖到15°情況下吸油盤空吸風險極低，主要可能風險在于曲軸攪油。下文只針對可能存在風險的角度做截面分析。圖5～8中(a)～(c)分別為搖動過程中的0.5、1、1.5 s截圖，(d)為運行10 s液面穩定后的截圖。在1.5～10 s內，油底殼內滑油液面呈現不規律晃動趨勢，在圖中不一一列出，若其中存在不符合規則的情況，會在圖中單獨列出進行說明。

圖5 油量200 L縱搖過程截面液面分布

圖6 油量200 L橫搖過程截面相位分布

2.3.1 油量200 L搖動結果分析

縱搖過程和極限傾角下持續工作過程如圖5所示，圖中紅色部分為液相，藍色部分為氣相。在整個縱搖過程中，油底殼中滑油在慣性作用下沖擊壁面，會有一部分飛濺到配重塊上，但這部分滑油量較少，不會引起曲軸攪油現象，同時可以為曲軸在一定程度上提供潤滑效果，可以認為原設計在200 L油量縱搖情況下合理。

橫搖過程和極限傾角下工作過程如圖6所示。圖6可看出，盡管橫搖過程幅角較大，橫搖過程中滑油液面位置非常不穩定，但由于油量較大，滑油液面始終位于吸油盤上，不會出現吸油盤空吸風險。

綜上，在200 L油量的狀態下，不管橫搖或是縱搖，現有設計的油底殼中滑油可以完全沒過吸油盤，并且在運動過程中不觸及到曲軸的運動區域，未發生大面積攪油現象，現有油底殼設計符合要求。

縱搖過程和極限傾角下工作過程如圖7所示。

圖7 油量150 L縱搖過程截面相位分布

2.3.2 油量150 L搖動結果分析

在150 L的狀態下，由于油底殼中滑油油量減少，曲軸大面積攪油的風險減小，如上圖6所示，在晃動過程中只有較少體積滑油接觸到曲軸的運動區域，且接觸部分液相占比集中在20%～40%，進一步降低了攪油風險。

橫搖過程和極限傾角下工作過程如圖8所示。由于在這種工作條件下油量較小，橫搖傾角又偏大，在運動周期最小的情況下滑油隨著油底殼運動速度相對較大，慣性作用帶來的影響隨之增強，在2.3 s會出現液面未完全覆蓋吸油盤，吸油盤空吸的現象。雖然空吸現象時間很短，但也會造成油壓降低，潤滑系統出現故障的風險[9]。

圖8 油量150 L橫搖過程截面相位分布圖

綜上，在150 L油量的狀態下，現有油底殼的布置設計可以滿足縱搖狀態下的安全運行要求，但在橫搖45°的情況下，會出現空吸的風險[10]。故綜合200 L油量和150 L油量的極限運行情況，現有柴油機油底殼布置設計不合理，需要改進。

3 改進措施

針對風險情況，對油底殼設計進行相關改進。考慮到改進方案的實用性，以不改變油底殼固定結構和部件配合參數為標準[11]，計劃從兩方面提出改進方案。其一為改變油底殼中滑油量，在油底殼中補油；其二為在吸油盤周圍增加擋板，使之附近存油量上升。

3.1 補油方案

補油方案較為簡單易于實現，但若補油量過高可能引起液位報警，這種方案下可能存在的風險僅由液位過高或過低造成，需驗證最小和最大補油量下液面位置來判斷方案是否合理。根據滿足發動機在大搖擺工況下油底殼液位傳感器工作量程一直保持正常的液位范圍確定補油量，最小和最大的補油量分別為40和70 L。

圖9所示為補油40 L情況下橫搖過程中最低液面位置。經過補油后，在油底殼整個橫搖到最大傾角過程中，并未出現吸油盤空吸現象以及曲軸攪油現象，最小補油量合理。

圖9 補油40 L最低液位

由于在補油的過程中可能會出現偏差，根據最容易發生曲軸攪油現象的情況，即縱搖15°時的液面位置計算最大補油量。圖10所示為補油量70 L情況下縱搖到最大傾角過程中最高液面位置。在補油70 L縱搖時，最高液位處出現了滑油與曲軸運動區域接觸的現象，這是正常的攪油現象，輕度攪油有利于機體中曲軸等部位的飛濺潤滑需要。從模擬結果來看，滑油液位與曲軸運動區域接觸面積較小，說明滑油與曲軸僅少量接觸，不會引起空穴導致吸油盤空吸的風險，可以看作是正常攪油現象。

圖10 補油70 L最高液位

3.2 擋板方案

在吸油盤可能空吸的情況下，通過添加擋板的方式提高吸油盤附近的存油量也是防止空吸的有效手段[12]。這種方案下可能存在的風險來源于2個方面：1)最短周期內劇烈搖擺帶來的液位變化使得最高液面在吸油盤之下；2)最長運動周期內緩慢搖擺時，擋板過高，擋住低液位側滑油進入吸油盤區域，造成吸油盤空吸。以下針對這兩點進行驗證計算。

由于擋板添加于油底殼內，只與滑油接觸，不易銹蝕，故選用螺栓連接。這種連接方式相對焊接有著便于拆卸以及連接質量較高的優勢。考慮到吸油盤邊緣與相鄰的橫向肋板的距離以及與回油管的位置關系，建立主要擋板尺寸為495 mm×5 mm×40 mm；擋板連接處的尺寸為20 mm×5 mm×40 mm，縱向擋板的設計如圖11所示。

圖11 縱向擋板示意

添加縱向擋板后，最短周期(3 s)滑油量150 L橫搖到45°過程中與未添加擋板前最易空吸液面位置如圖12所示。添加擋板后，當油底殼隨著船體快速晃動時，吸油盤吸油口附近的油液會在向油底殼側壁運動之前沖擊擋板，此部分滑油在慣性作用下沖擊油底殼側壁流動阻力明顯增大，起到了存油效果[13]。同時由于擋板的高度在吸油盤吸油口之上，能保證其附近的滑油在油底殼橫搖過程中吸油口附近始終有沒過吸油口的滑油。添加擋板后，由于擋板的存油作用，吸油盤不存在空吸的風險。

圖12 最短周期內最低液位

隨著周期的延長，擋板的存油作用逐漸變小，同時滑油受慣性力作用也逐漸減小。對最長周期(14 s)油量150 L橫搖到45°的過程進行模擬計算，過程中最低液位和未添加擋板的最低液位如圖13所示，在運動中液面位置始終在吸油盤之上。

圖13 最長周期內最低液位

在最長周期運動的情況下擋板作用逐漸減小，在液面緩慢的運動中，因為擋板高度計算較為合理，并沒有出現低液位側滑油被擋在吸油盤之外從而造成空吸的情況。但此時空吸的風險主要來自于擋板附近產生的空穴。圖14所示為運動周期中距離吸油盤最近的、規模最大的空穴，認為此時是最易空吸的時刻。空穴主要是部分滑油在運動時沖擊擋板，形成小范圍的回流時卷入空氣造成的。這種空穴主要出現在擋板的外側，持續時間短、尺度較小，不會對吸油盤造成空吸的風險，故認為擋板策略在最長周期內也可滿足要求。

圖14 空穴示意

經過以上分析研究，添加擋板的方案可以有效消除吸油盤空吸的風險。

4 結論

本文提出一種有效的油底殼簡化方式，在油底殼相關計算中可以在不影響精度的前提下大幅減少計算量。在此基礎上對現有油底殼布置設計進行評估，得到如下結論：

1)在設計滑油量最高(200 L)的情況下，單獨橫搖45°或縱搖15°的過程中，現有油底殼布置設計均滿足要求，不會出現攪油空吸的風險。

2)在設計滑油量最低(150 L)的情況下，單獨縱搖15°的過程中，現有油底殼布置設計均滿足要求，不會出現攪油空吸的風險。

3)在設計滑油量最低(150 L)的情況下，單獨橫搖45°的過程中，現有油底殼布置設計不滿足要求，會出現空吸的風險。

針對可能出現的風險，本文提出兩種改進方式，在不改變油底殼固定結構和部件配合參數為標準的情況下有效消除風險：

1)補油方式，通過驗證吸油盤不會空吸條件得出最小補油量為40 L，即總滑油量190 L；通過驗證曲軸不會攪油條件得出最大補油量為70 L，即總滑油量為270 L；

2)通過螺栓連接方式在吸油盤兩側的橫向肋板之間添加縱向擋板，通過計算驗證，設計高為4 mm的擋板為可消除風險。