機油溫度對多缸柴油機潤滑系統性能影響的試驗研究

顧磊，杜巍，孫亞東

(1.北京理工大學機械與車輛學院，北京 100081；2.32382部隊，北京 100071)

潤滑系統作為柴油機的重要系統之一，為柴油機的可靠性提供了重要保證。潤滑系統通過向運動副間隙輸送具有一定壓力、溫度適宜的清潔機油，實現潤滑、清潔、密封、除銹等功能，其性能直接影響著柴油機的動力性和可靠性。機油作為潤滑系統的流動介質，溫度是影響其工作性能的主要因素。

機油溫度較低時，機油黏度大，機油泵泵送性差，機油到達工作表面所需的時間較長，發動機起動困難[1]，各運動部件處于“干摩擦”或“邊界潤滑”狀態，磨損嚴重[2]，發動機工作時克服機油流動產生的摩擦所耗功率增加，發動機有效功率降低，燃油消耗率增大；另一方面，高黏度的機油流動性差，其中的雜質不能及時通過濾清器濾除，會加劇發動機的磨損[3]，也不利于活塞缸套接觸面的潤滑和冷卻，容易使發動機過熱，可靠性下降。而機油溫度過高會導致機油氧化、老化加快，機油黏度過低，機內積炭增多，發動機潤滑部位的油膜容易被破壞，機件磨損加劇[4]，高溫潤滑油不能及時將氣缸、活塞、曲軸等摩擦表面的熱量吸收，使運動部件溫度過高，導致金屬析出，甚至導致軸承與軸頸熔結[5]。同時活塞與氣缸壁之間得不到有效密封，機油蒸發和竄氣導致發動機功率降低，燃料和機油消耗增大[6]。因此，對不同機油溫度下發動機的潤滑特性展開研究具有重要意義。

丁寧等[7]利用FlowMaster軟件對主油道油壓反饋控制的汽油機新型潤滑系統進行一維穩態和瞬態仿真計算，對比分析了正常工況(90 ℃)和極限工況(140 ℃)下各管路潤滑油的壓力、流量和流速，并研究了正常工況下發動機轉速從3 500 r/min升至4 500 r/min的加速過程中潤滑系統的工作性能。結果表明，潤滑系統各處油壓、流量和流速均在合理范圍內，系統具有良好的匹配適應性。李明海等[8]基于GT-CRANK建立了某柴油機曲軸系統的動力學模型，對70 ℃，75 ℃，80 ℃，85 ℃和90 ℃機油溫度下柴油機主軸頸軸承的潤滑性能進行對比分析，確定了相對理想的機油溫度，為柴油機的改進設計提供了參考。白崇慧等[9]針對LR6A3Z-22工程機械用柴油機機油溫度偏高的情況進行分析研究，對機油冷卻器結構進行改進，提高了換熱效率，使機油溫度始終保持在合理范圍內。馬海建等[10]提出了一種內置螺旋片的新型管式機油冷卻器結構，并對其進行了優化試驗，結果表明，該機油冷卻器的技術性能和經濟性能都優于普通管式冷卻器。談建等[11]在各部件專用的試驗臺上，對某4105柴油機用機油泵、機油濾清器和機油散熱器的工作性能進行試驗研究，分析了在40～105 ℃溫度范圍內，機油流經濾清器和散熱器時流量與壓降之間的關系，為發動機潤滑系統的設計和分析提供了參考。孟祥廷等[12]利用FlowMaster軟件對某16缸柴油機在標定轉速1 000 r/min，機油溫度60～90 ℃范圍內進行潤滑系統仿真計算分析，得到了各關鍵節點壓力和流量，通過數據分析驗證了柴油機潤滑系統的工作可靠性。Chun等[13-15]以某4缸汽油機為研究對象，建立液壓挺桿、活塞冷卻噴嘴等關鍵部位機油流動的數學模型，得出了潤滑系統各部位的壓力和流量分布情況，以及機油溫度和總流量對于機油流動損失的影響，通過仿真數據和試驗數據的對比，證實了該模型的可靠性，為該型汽油機潤滑系統的優化設計提供了參考。

V型多缸柴油機有著功率密度大、扭矩大等優點，被廣泛應用于重型機械中，在工作過程中轉速較高、承受的載荷較大，其主軸承、活塞、配氣機構等零部件工作環境惡劣，因此對于潤滑系統的性能要求也更高。本研究針對某V型6缸柴油機，搭建了潤滑系統壓力測試平臺，根據不同工況下潤滑系統各關鍵節點的機油壓力、發動機阻力矩和機械損失功率，得到了機油溫度在40～115 ℃范圍內發動機潤滑系統性能和機械損失的變化規律，并對極限工況下的潤滑特性進行預估，由于該型柴油機后期面臨著改進設計，本研究得出的試驗規律將為下一步V型多缸柴油機潤滑系統的改進設計和仿真研究提供數據儲備。

1 試驗設備

以某V型6缸柴油機為研究對象，搭建柴油機潤滑系統壓力測試平臺，包括V型6缸柴油機、機油加熱系統、冷卻液加熱系統、數據測量系統和電力測功機系統。

該柴油機的潤滑系統主要由機油泵、機油散熱器、機油濾清器、主油道、各泄油部件(供油凸輪軸軸承、曲軸軸承、配氣凸輪軸軸承、活塞冷卻噴嘴、單體泵、配氣機構、限壓閥、增壓器軸承)等組成，機油泵由曲軸通過齒輪驅動向潤滑系統供油。圖1示出該柴油機潤滑系統的結構示意，圖2示出潤滑系統的幾何模型。

圖1 柴油機潤滑系統結構示意

圖2 柴油機潤滑系統幾何模型

機油加熱系統用于控制機油的溫度，在進行試驗之前將油底殼內的機油加熱至待測工況的目標溫度并保持。機油加熱系統主要包括機油泵、電機、加熱棒、機油濾清器、溫度傳感器、泄壓閥和機油溫度控制表，溫度精度可達0.1 ℃。在進行試驗前，通過冷卻液加熱系統，將冷卻液加熱至與機油相同的目標溫度并保持，可以減少機油與冷卻液在機油散熱器中的對流換熱，以保持機油溫度穩定。冷卻液加熱系統主要包括冷卻水箱、加熱棒、控制閥、二次流量表、溫度傳感器和冷卻液溫度控制表。

在試驗過程中，潤滑系統各關鍵節點在不同工況下的潤滑特性參數由數據采集系統獲取和儲存。數據采集系統由壓力傳感器、溫度傳感器和數據記錄儀組成，圖3示出傳感器在發動機上的安裝位置。

圖3 傳感器安裝示意

2 試驗方案

在本試驗研究中，發動機的轉速在800 r/min至2 200 r/min之間變化。試驗采用15W40潤滑油，機油溫度在40 ℃至115 ℃范圍變化，每一轉速下均進行全溫度范圍的試驗。冷卻液溫度在各工況下均與機油溫度設置相同。發動機在各工況下的機械損失功率和阻力矩由電力測功機系統測得。試驗的具體參數設置如表1所示。

3 試驗結果分析

3.1 關鍵節點機油壓力變化規律

在不同轉速下，機油泵出口、濾清器入口、主油道入口、左排主油道末端和右排主油道末端的機油壓力隨溫度的變化如圖4所示。從圖中可以看出，在各轉速下，隨著機油溫度從40 ℃上升到115 ℃，機油泵出口、濾清器入口、主油道入口、左排主油道末端和右排主油道末端的機油壓力近似線性減小，其中機油泵出口壓力隨溫度的變化率最大，左排主油道末端的壓力變化率最小。另外，在發動機轉速從800 r/min升高至2 200 r/min過程中，轉速越高，機油泵出口處的機油壓力隨溫度升高而下降得越快。這一現象可歸因于以下因素：一方面，在相同發動機轉速下，溫度越高，機油的黏度越低，各摩擦副的泄流量越多，系統機油壓力較低；另一方面，在相同機油溫度下，轉速越高，機油流量越大，油路中的壓力差就越大。

圖4 不同轉速下各關鍵節點機油壓力隨溫度的變化

3.2 機油壓力損失變化規律

本研究以機油泵出口處與濾清器入口處的機油壓力差表征散熱器流阻，以濾清器入口處與主油道入口處的機油壓力差來表征濾清器的流阻，以主油道入口處與主油道末端的機油壓力的差值表征主油道壓力降。

圖5示出不同轉速下各關鍵節點間的機油壓力損失隨溫度的變化。由圖可知，在各轉速下，隨著機油溫度從40 ℃上升到115 ℃，散熱器流阻、濾清器流阻、左排主油道壓降和右排主油道壓降均不斷減小，同時機油壓力損失減小的速率也逐漸減小。在相同的轉速和機油溫度下，散熱器的流阻始終大于其他部分，而且其隨溫度的變化率也最大。右排主油道壓降大于左排主油道壓降，二者差值隨溫度升高而減小。

圖5 不同轉速下各關鍵節點間機油壓力損失隨溫度的變化

以上現象可歸因于以下因素：

1)黏性流體在管路中流動而產生的壓力損失分為沿程壓力損失和局部壓力損失，沿程壓力損失主要與管路長度、管路內徑、表面粗糙度、黏度和流量有關，而局部壓力損失主要與管路結構和流量有關[16]；相同發動機轉速下，機油在潤滑系統管路中流動的沿程壓力損失主要與機油黏度有關，隨溫度的升高機油黏度下降，各處的沿程壓力損失都將減小，而在高溫工況下，機油黏度隨溫度變化的速率減小，因此機油壓力損失減小的速率也逐漸減小。

2)機油泵出口到濾清器入口的油道長度相對較長，且機油與散熱器內壁接觸面大，散熱片之間的縫隙狹小，機油所受阻力較大，導致機油散熱器的壓力損失高于其他部分。同時，受機油黏度的影響，散熱器流阻隨溫度的變化率也大于其他部分。

3)左排主油道和右排主油道上的部件潤滑方式主要是壓力潤滑，主油道壓力隨溫度升高而降低，泄油口泄油量減小，主油道壓力降減小，而右排主油道相對于左排主油道，還要對配氣凸輪軸軸承、曲軸軸承和連桿大端軸承進行潤滑，泄油量較高；另一方面，右排主油道末端距離溢流閥較近，也會增加泄油量，最終導致壓力損失較大。

為了更深入地研究機油溫度對各關鍵部位壓力損失的影響，對不同工況下機油散熱器、機油濾清器和右排主油道壓力降占比變化進行分析。圖6、圖7、圖8示出發動機轉速為1 000 r/min和2 000 r/min，機油溫度分別為55 ℃，70 ℃，85 ℃，100 ℃時，機油散熱器、機油濾清器和右排主油道的壓力降分配比例變化。

圖6 機油散熱器壓力降分配比例

圖7 機油濾清器壓力降分配比例

圖8 右排主油道壓力降分配比例

由圖6至圖8可知，隨著機油溫度升高，機油散熱器的壓力降占比呈下降趨勢，機油濾清器的壓力降占比逐漸上升，而右排主油道的壓力降占比波動范圍不大。在轉速較低時，機油溫度對各個部分壓力損失占比的影響較大；轉速較高時，機油溫度對各個部分壓力損失占比的影響較小。隨著轉速增加，機油散熱器的壓力降占比減小，機油濾清器的壓力降占比減小，右排主油道的壓力降占比增加。

對機油濾清器處結構(見圖9)進行分析可知，機油散熱器出口管道相對較短，且管道截面積由上至下存在突變，導致沿程阻力損失影響較小，而局部壓力損失影響較大，隨著機油溫度升高該管道整體壓力損失增大。而機油濾清器出口到主油道入口管道相比于上述油道而言，形狀更加不規則，含有兩個直角彎道，導致局部壓力損失的影響占主導地位，隨著溫度升高機油流量增大，局部壓力損失增大，因此該油道整體壓力損失增大，且壓力損失增長的幅度要大于機油散熱器出口管道。正是因為這兩段管道壓力損失的增大，才導致機油濾清器處的機油壓降占比隨溫度的升高而不斷增加。

圖9 機油濾清器結構

3.3 機械損失變化規律

圖10、圖11示出了不同轉速下測功機帶動發動機運轉所受的阻力矩和機械損失功率隨溫度的變化。對圖11中的曲線進行擬合，可以得到不同轉速下機械損失功率與機油溫度的關系式(見表2)。

圖10 不同轉速下阻力矩隨溫度的變化

圖11 不同轉速下機械損失功率隨溫度的變化

表2 擬合公式

上述擬合公式可總結為

Pm=A2t2+B2t+C2。

(1)

式中：Pm為機械損失功率；t為機油攝氏溫度；A2，B2，C2為系數。

由圖10、圖11和式(1)可知，各轉速下，隨著機油溫度從40 ℃增加到115 ℃，阻力矩均逐漸降低，機械損失功率也逐漸降低，且發動機轉速越高，相同溫度區間內阻力矩和機械損失功率的變化率越大。

這是因為在相同轉速下，高溫機油相比于低溫機油，機油黏度小，流動性好，發動機運動副之間的摩擦損耗較小[17-18]，發動機運轉時的阻力矩小，同時摩擦損失功率小。另外，在相同轉速下，機油溫度增加，黏度減小，機油的壓力降低，也使得機油泵消耗的功率減少。所以，總體上機油的溫度越高，機械損失的功率越低。

3.4 極限工況性能預估

由于在本試驗室環境下，柴油機潤滑系統壓力測試平臺無法完成2 200 r/min以上轉速和機油溫度為0 ℃時的性能測試，所以在已有試驗規律的基礎之上，使用origin軟件進行數據擬合處理，對低溫冷起動和高溫高轉速兩種極限工況下柴油機的潤滑特性進行預估。

圖12、圖13示出機油溫度115 ℃，發動機轉速2 200～2 800 r/min下，潤滑系統各關鍵節點壓力降與柴油機機械損失功率的擬合圖。由圖可知，當轉速為2 800 r/min時，機油散熱器的壓降估值為0.212 MPa，機油濾清器的壓降估值為0.143 MPa，右排主油道的壓降估值為0.138 MPa，發動機的機械損失功率估值為62.76 kW。

圖12 機油溫度115 ℃，2 200～2 800 r/min轉速下各關鍵節點壓力降擬合圖

圖13 機油溫度115 ℃，2 200～2 800 r/min轉速下機械損失功率擬合圖

圖14、圖15示出機油溫度0～40 ℃，400 r/min轉速下各關鍵節點壓力降和柴油機機械損失功率擬合圖。由圖可知，當機油溫度為0 ℃時，機油散熱器的壓降估值為0.177 MPa，機油濾清器的壓降估值為0.082 MPa，右排主油道的壓降估值為0.049 MPa，發動機機械損失功率估值為8.73 kW。

圖14 機油溫度0～40 ℃，400 r/min轉速下各關鍵節點壓力降擬合圖

圖15 機油溫度0～40 ℃，400 r/min轉速下機械損失功率擬合圖

4 結論

a)在各轉速下，V型多缸柴油機的機油泵出口、機油濾清器入口、主油道入口、左排主油道末端和右排主油道末端等關鍵節點的機油壓力均近似線性地減小，且低黏度的機油降低了沿程壓力損失，使得機油散熱器流阻、機油濾清器流阻、左排主油道壓降和右排主油道壓降也都逐漸減??；在高溫工況下，機油黏度隨溫度變化的速率減小，因此各處機油壓力損失減小的速率也逐漸減?。?/p>

b)機油散熱器復雜的內部結構導致機油所受阻力較大，所以在試驗溫度和轉速范圍內，散熱器流阻始終大于其他部分，其隨溫度變化的變化率也最大；由于右排主油道需要對更多摩擦部件進行潤滑，其泄油量大于左排主油道，因此右排主油道壓降大于左排主油道壓降，受機油黏度影響，二者差值隨溫度升高而減小；

c)在低轉速下，機油溫度對各個部分壓力降占比的影響較大，而在高轉速下影響較??；具體地，機油散熱器的壓力降占比隨機油溫度的升高而減小，機油濾清器的壓力降占比隨轉速的升高而增大；

d)在各轉速下，隨著機油溫度升高，發動機的機械損失功率和阻力矩均逐漸降低；相同溫度區間內，發動機轉速越高，發動機阻力矩的變化率越大。