內燃機徑向滑動軸承潤滑特性及影響因素研究

摘要： 本文通過對內燃機徑向滑動軸承潤滑特性及影響因素研究現狀進行分析，并在流體動力學相關理論基礎上，運用雷諾方程、雷諾邊界條件等構建內燃機徑向滑動軸承潤滑計算模型，并通過仿真實驗進行內燃機徑向滑動軸承潤滑特性及影響因素分析，為未來內燃機徑向滑動軸承設計及工作提供了參考。

Abstract： Based on the analysis of the research status of the lubrication characteristics and influencing factors of internal combustion engine journal bearings， and based on the relevant theories of hydrodynamics， this paper constructs the lubrication calculation model of internal combustion engine journal bearings by using Reynolds equation and Reynolds boundary conditions， and analyzes the lubrication characteristics and influencing factors of internal combustion engine journal bearings through simulation experiments， It provides a reference for the design and work of internal combustion engine journal bearing in the future.

關鍵詞： 內燃機;軸心軌跡;最小油膜厚度;徑向滑動軸承

Key words： internal combustion engine;axis trajectory;minimum oil film thickness;journal bearing

中圖分類號：TK403 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻標識碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號：1674-957X（2022）05-0008-03

0 ?引言

隨著現代科技的進步與生活水平提升，人們對機械設備的精密度與駕駛體驗的舒適度，航空航天設施的精準控制性都提出了更高的要求。但是，機械無論是在制造、裝配過程還是在運行過程都會由于運用、接觸產生碰撞、摩擦。連桿軸承就是承接內燃機曲軸和活塞的重要組成，讓內燃機曲軸和活塞通過連接實現往復運動到旋轉運動的過程。為了避免連接處長期處于摩擦狀態，造成曲軸的破損，當前主要方式為建立起承載油膜，減少摩擦。因此，通過深入研究內燃機徑向滑動軸承潤滑特性所具有的特性及影響因素，從而提升徑向滑動軸承的可靠性及使用壽命，對提升內燃機的整體工作效率及壽命周期有著非常重要的作用。

1 ?內燃機徑向滑動軸承潤滑特性及影響因素研究現狀

在早期內燃機滑動軸承的研究主要是基于穩定負荷、理想工況下進行內燃機滑動軸承的計算，但是這樣的計算忽略了實際內燃機運行工作中問題多樣性及復雜性，實際工作中并不存在常數值的情況。在考慮內燃機滑動軸承研究過程中，應該充分考慮供油系統的特性、軸承的剛性及表面光滑程度等。隨著我國實驗能力的提升，對滑動軸承性能、仿真能力的要求提高，研究人員開始將早期研究忽略的因素都考慮到研究當中，希望能夠提高滑動軸承的研究準確度，并將其運用到實際生活當中。

Goenka P. K.（1984）建立了用于軸承瞬態分析的有限元公式，運用較低的計算成本對不同情況的連桿軸承進行計算，得出軸向上不同規則的幾何圖形對滑動軸承油膜有著重要的影響。隨著計算機技術快速發展，研究學家們利用計算機得出結論，黏溫效應、軸頸彈性變形及表面微觀形貌等都對液體動壓潤滑軸承有著重要的影響因素。雖然當前對滑動軸承的理論研究較多也相對較為完善，但是仍然缺乏對供油壓力與軸承間隙的綜合性考慮研究。

2 ?建立內燃機徑向滑動軸承潤滑計算模型

2.1 流體動壓潤滑工作原理

至英國研究學家在火車軸承的實驗研究中發現了流體動壓之后，著名物理學家雷諾茲對動壓原理進行深入分析，并以此研究出能夠描述潤滑油膜壓力分布的計算表達方程式，也就是后來著名的雷諾方程。

2.2 動壓潤滑的形成原理

流體動壓潤滑指的是物體在潤滑的作用下，物體與物體之間做相對運動，從而給予物體之間產生的潤滑油膜形成壓力，保障物體在受到外界壓力時不會產生接觸，產生摩擦，避免物體表面受到磨損或者損耗。對于動壓潤滑油膜的構成主要有：

①兩個物體之間產生了間隙;

②在間隙之間存在黏性流體;

③該黏性流體會一直存在于物體表面;

④兩物體之間的相對運動是由間隙大的一端向間隙小的一端進行運行。

滿足以上四個主要因素就可以形成潤滑油膜。

2.3 動壓潤滑的方程計算

對于連接內燃機曲軸和活塞的徑向滑動軸承而言，可以看作變形的流體動力相關問題研究，因此可以采用雷諾方程對其進行仿真預算。在對徑向滑動軸承的流體動壓進行仿真計算時，為了簡化計算，需要滿足以下假設：

①假設在內燃機曲軸、活塞、徑向滑動軸承之間的潤滑劑為牛頓流體，該流體的運動方式為層流;

②假設內燃機曲軸、活塞、徑向滑動軸承之間無滑動，其物體表面與黏體之間速度相同;

③假設動壓潤滑油膜形成厚度方向不變，密度不變;

④假設徑向滑動軸承工作表面曲率半徑遠遠大于油膜厚度，其表面近乎片面。

由上訴假設得到雷諾方程：

其中p表示潤滑油膜的壓力;x與y表示滑動軸承的寬度與長度方向的坐標;z表示潤滑油膜的厚度方向的坐標;h表示潤滑油膜的厚度;η表示潤滑劑的粘度;U1、U2表示物體之間的邊界速度;■表示潤滑油膜的狀態;■表示為潤滑油膜的厚度變化率。

由于內燃機徑向滑動軸承在工作過程中可能出現軸承油膜破損的情況，因此在進行雷諾方程計算潤滑油膜時，首先要對潤滑油膜存在的準確區域進行確定，并計算出潤滑油膜可以承受到最大壓力邊界條件。本文對潤滑油膜邊界研究采用雷諾邊界條件方法進行研究。在雷諾邊界條件認為潤滑油膜是斷斷續續存在的，而且其油膜壓力在油膜自然破裂之后就終止潤滑油膜保護，因此其邊界條件可以描述為：

由于雷諾邊界條件相較于其他邊界條件而言，更能反應實際潤滑狀態，因此在滑動軸承潤滑油膜的研究中應用較多，且也是較為成熟的應用方式。在實際過程中，為了簡化計算，通常會采用負壓充零的方式來進行潤滑油膜臨界破裂邊界計算，以此來滿足雷諾邊界條件。

2.4 流體動壓潤滑油膜的厚度計算方程

對于流體動力學尤其是彈性流體的計算方法而言，一般考慮軸瓦和軸承座的彈性變形情況、供油特性以及空穴效應。對于溫度影響一般不考慮。因此在處理潤滑液粘度情況時，將其設置為等溫、等粘度進行計算。

曲軸軸頸由于其硬度明顯高于軸瓦表面材料所具備的表面硬度，因此在進行潤滑油膜厚度方程計算時，一般只考慮潤滑油膜壓力下導致的軸瓦表面彈性變形，不考慮曲軸軸頸的彈性變形。因此，潤滑油膜厚度的計算方程在僅考慮軸瓦表面彈性變形后的計算方程式為：

h=h0+δ

其中，h0表示在忽略滑動軸承表面變形的情況下，油膜的厚度;δ表示為在考慮滑動軸承表面變形的情況下油膜厚度的變化值;δrs表示實際潤滑油膜壓力作用下，滑動軸承表面各節點的徑向變形量（r=1，2，3，4…n;s=1，2，3，4…n）;表示在潤滑油膜壓力作用于節點ij導致節點rs處所產生的徑向變形量;pij表示節點ij在受到潤滑油膜壓力時的實際壓力值。

3 ?實例驗證

連桿在進行網格劃分時，影響潤滑油膜計算精度的因素還包括襯套及連桿軸瓦這兩部分網格內容，因此在開展潤滑油膜仿真實現時，應該對連桿軸軸向和周向這兩個方面的網格進行控制劃分。將處理后的連桿有限元模型按照相關要求進行模態縮減，然后與大小端襯套與軸瓦進行連接，并在連接縫隙處加入流動液體粘液充當潤滑劑。

并參考實際情況，對內燃機連桿流動液體動力學仿真模型結構參數進行如下設定：內燃機缸徑為180mm;連桿中心距離為350mm;活塞組質量9.47kg;連桿組質量10.38kg;大端孔中心至質心的位置：113.18mm;連桿軸瓦有效寬度40.1mm;曲柄銷直徑124mm;曲柄銷寬度102mm;連桿軸承直徑間隙為0.15mm。在進行仿真實驗時，采取的仿真模型潤滑油劑的牌號為CD40，潤滑油所處平均溫度為83℃，模型入口壓力設置為5bar。當該內燃機在進行一個工作循環的工作內容時，其缸內的壓力變化呈現出先繼續降低后平穩再急速升高的特征。

4 ?仿真結果與分析

根據仿真實驗結果圖1顯示，內燃機一個工作循環內在不同曲柄轉角的情況下，大端軸瓦的潤滑油膜壓力呈現出不同的變化。由上圖我們可以看出，在0-1400度范圍內，潤滑油膜的壓力最大值出現在曲柄轉角為1090度，其最大潤滑油膜壓力值為140MPa，而曲柄轉角處于1080-1140度范圍內時，處于潤滑油膜壓力急速上升又急速下降的過程。

根據仿真實驗結果圖2顯示，內燃機一個工作循環內在不同曲柄轉角的情況下，大端軸瓦的潤滑油膜厚度呈現出不同的變化。由上圖我們可以看出，在曲柄轉角的角度1080-1140度這一階段內為最小潤滑油膜厚度最小期間，最小值處于2.6-3.4μm之間，最小潤滑油膜厚度最小值出現在曲柄轉角1100度時，最小值為2.6μm。其余曲柄轉轉角角度范圍內，最小潤滑油膜厚度均大于3.4μm。

根據仿真實驗結果圖3顯示，內燃機一個工作循環內在不同曲柄轉角的情況下，大端軸瓦總摩擦損失與機械摩擦損失呈現出不同的變化。由上圖我們可以看出，當大端軸瓦與曲柄轉角的表面沒有接觸時，他們之間就不存在摩擦損失，因此其摩擦損失就為零。但是在一個工作循環內，大端軸瓦與曲柄轉角的摩擦損失功率最大值不是出現在軸承受力最大的時候，而是出現在軸承受力最小的一段時間內。于此同時，我們還可以從圖上看出，在曲柄轉角處于1080-1140度階段時，也就是滑動軸承在承擔快速增加的壓力時，其摩擦損失也隨之而增大，且變化幅度較大。其原因在于，在該階段時間內，由于曲柄銷在大端孔徑內開展離心運動，因此使得該階段潤滑油膜的壓力快速增加，導致磨損加大，其摩擦損失也相應增大，具體變化見圖4軸徑中心軌跡變化圖。

根據本次對內燃機徑向滑動軸承潤滑特性及影響因素建立的仿真模型，其在內燃機100%負荷時仿真結果進行分析發現：第一，一個工作循環內，軸瓦的最高壓力都出現在潤滑油膜的區間范圍內。文中曲柄轉角為1100度范圍內時，最高壓力現在潤滑油膜0-20度，340-360度之間，其最大壓力值為140MPa;因此為了避免由于油槽和油孔等原因造成內部潤滑油膜壓力降低，應選擇避開該區間下的油槽及油孔開設。第二，滑動軸承最小油膜厚度均隨著供油壓力的變大而增大。當內燃機半徑間隙越大，滑動軸承最小油膜厚度受到供油壓力影響就越小。第三，滑動軸承最小油膜厚度均隨著供油壓力的變大而增大。當內燃機半徑間隙越小，滑動軸承最小油膜厚度受到供油壓力影響就越大。

參考文獻：

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基金項目：湖南城建職業技術學院院級項目，“電機軸承優化設計及潤滑特性研究”（18KTQN1）。

作者簡介：李盼（1993-），男，湖南湘鄉人，助教，碩士研究生，研究方向為機械工程。