油槽設計對滑動軸承泄油量的影響

李 超 董 朵 馬慶鎮 李渴忻 徐菁菁

(內燃機可靠性國家重點實驗室，濰柴動力股份有限公司 山東濰坊 261061)

發動機中存在大量做回轉運動的軸類零部件，絕大多數采用了滑動軸承進行支撐。為了確保支撐部位潤滑良好，避免產生磨損，往往根據需要在軸或軸承表面設計各種油槽。

對滑動軸承的潤滑問題已有較多的研究，但這些研究主要從軸承自身可靠性的角度開展，包括油膜的分布、油膜的厚度、油膜承載力、潤滑油的溫升和摩擦功等。徐曉秋[1]建立了靜壓推力軸承間隙油膜的數學模型，探討了回油槽寬度和深度對靜壓推力軸承溫度和壓力的影響。王鋒[2]以徑向滑動軸承為研究對象，對軸承的承載力和油膜穩定性進行了研究。黃付田[3]對外嚙合齒輪泵進行分析，研究了不同槽型動靜壓滑動軸承對油膜和承載力的影響。高慶水和楊建剛[4]分析了普通圓柱軸承的壓力分布，以及上下瓦開槽對滑動軸承壓力分布 、承載和進油量等因素的影響。于桂昌等[5]對雙油槽圓形軸瓦滑動軸承進行研究，討論了進油壓力對軸承的流場和承載能力的影響。謝帆等人[6]基于有限差分法，采用MATLAB軟件編程，計算徑向滑動軸承油膜壓力分布。李強等人[7]提出一種基于瞬態流場計算的滑動軸承動特性的計算方法，用于計算典型滑動軸承的剛度和阻尼系數。劉乾等人[8]研究了在潤滑油中懸浮顆粒和空穴現象同時作用下，靜壓滑動軸承油膜的承載能力和壓力分布。李男兒和王琳[9]分析了不同進油孔方案對滑動軸承油膜承載力、摩擦功耗、流量、油膜壓力和油膜溫度分布等性能的影響規律。

一些研究人員也對軸承泄油量進行了研究，如魏聿梁[10]分析了多油槽滑動軸承油槽結構、位置、數目等參數對軸承端泄量的影響；楊世平等[11]以自潤滑推力滑動軸承為研究對象，求解出滑動軸承內各潤滑油流道的流量和壓力。但相關研究仍是局限于滑動軸承本身。

然而增加油槽會伴隨著泄油量的增加，進而影響潤滑系統中其他零部件的潤滑。為探討油槽結構對滑動軸承泄油量的影響，本文作者參考發動機中間齒輪軸承，給出了3種典型的滑動軸承油槽設計方案；結合CFD瞬態仿真及一維潤滑仿真，在同樣的邊界條件下對比3種滑動軸承的泄油量；以某發動機為案例，分析了滑動軸承泄油量對發動機潤滑系統壓力的影響。

1 設計方案

圖1所示為某發動機的中間齒輪結構，主要由齒輪軸、齒輪、滑動軸承及齒輪蓋板組成，其中滑動軸承與齒輪為過盈配合，滑動軸承與齒輪軸為間隙配合，半徑方向間隙值為0.02～0.045 mm。中間齒輪工作過程中，齒輪軸固定不動，齒輪和滑動軸承共同繞齒輪軸轉動。潤滑油從齒輪軸端面的一個進油口流入，并從外圓周上兩個相對布置的出油口流出，從而對齒輪軸和滑動軸承的接觸界面進行潤滑，最后到達齒輪前后表面上的8個泄油槽，并泄漏至油底殼。

圖1所示的結構文中稱為方案一，其齒輪軸內的油路呈T型，管路直徑為6 mm。滑動軸承內壁無油槽，軸承內徑75 mm，寬度33.5 mm。潤滑油的流通路徑，如圖2中的橙色區域所示。

圖1 齒輪結構示意

圖2 潤滑油流通路徑

為了對比分析，設計兩種典型的潤滑油槽結構，如圖3所示。方案二在滑動軸承內壁增加一個軸向油槽，油槽截面呈圓弧狀，油槽寬5 mm，最深處0.8 mm，截面積為2.75 mm2。方案三在方案一的基礎上再增加一個周向油槽，油槽截面呈梯形，寬邊為5.5 mm，兩側邊夾角為60°，深度為1 mm，截面積為4.92 mm2。

圖3 兩種滑動軸承油槽結構

對于帶槽的滑動軸承，其泄油路徑可分為兩部分，一部分通過油槽泄漏，另一部分通過齒輪軸和滑動軸承之間的間隙泄漏。齒輪在運轉過程中受側向力而偏心，由于齒輪軸和滑動軸承之間的間隙極小，所以相較于油槽深度，偏心量是個極小值。基于以上基本認知，文中將滑動軸承的泄油量分為兩部分進行計算，一部分是油槽泄漏，通過CFD瞬態仿真計算，忽略齒輪偏心量；一部分是間隙泄漏，通過一維仿真計算，考慮齒輪偏心量。

2 油槽泄油量對比

抽取齒輪潤滑油路，進行CFD瞬態仿真計算[12]，建模時忽略齒輪軸和滑動軸承的間隙。初始狀態的模型如圖4所示，齒輪軸的T型油路(紫色)靜止不動，滑動軸承上的油槽和齒輪上的泄油槽(灰色)繞齒輪軸的軸心轉動，轉速為2 612 r/min。

靜止部分選擇齒輪軸出油口，轉動部分選擇油槽內表面，建立交界面如圖5中的紫色區域所示。靜止交界面與轉動交界面的重疊區域，認為油路是連通的。

圖5 交界面

齒輪軸進油口的油壓難以直接測量，而中間齒輪接近柴油機的主油道，并位于主油道下游，所以該處油壓應略低于主油道壓力。柴油機主油道在額定轉速下的絕對壓力，通常在500 kPa以上，據此定義齒輪軸進油口的絕對壓力為500 kPa。8個泄油槽出油口直通大氣，所以絕對壓力為100 kPa，進出口總壓差為400 kPa。

流體屬性參考10W30潤滑油，設定動力黏度為0.007 32 Pa·s，密度為810 kg/m3。

當齒輪軸的T型油路與滑動軸承上的軸向油槽對準時，滑動軸承的油槽泄油量最大，此時的油壓分布計算結果如圖6所示。

圖6 油槽泄油量最大時的壓力分布

每隔約1°的齒輪轉角記錄一次潤滑油流量，2種方案齒輪轉動一圈的油槽泄油量仿真結果如圖7所示。

方案二表現為間歇性泄油，在較大的轉角范圍內泄油量為0，僅當齒輪軸出油口對準軸向油槽時泄油量大于0。360°范圍內的最大泄油量為2.62 L/min，而泄油量平均值僅有0.19 L/min。

方案三表現為持續性泄油，泄油量隨齒輪轉動而周期性變化。360°范圍內的最小泄油量為3.83 L/min，最大泄油量為4.89 L/min，泄油量平均值為4.19 L/min。

對比結果表明，相對于方案二，方案三在任意時刻的泄油量都明顯更多。

3 總泄油量對比

搭建齒輪軸承潤滑油路的一維仿真模型[13-15]，如圖8所示。模型同時包括油槽泄漏和間隙泄漏兩部分，以獲得齒輪軸承的總泄油量。計算模型的入口壓力為500 kPa，出口壓力為100 kPa。

圖8 軸承總泄油量一維仿真模型

油槽泄漏部分使用壓力損失模型，根據前文中的CFD仿真結果，使用進出口壓差和泄油量平均值，軟件將根據局部壓力損失公式(1)自動計算阻力系數。

(1)

式中：Δp為壓差；ζ為阻力系數；ρ為潤滑油密度；Q為流量；A為油路截面積。

間隙泄漏部分使用軸承模型，軸承的半徑平均間隙為0.032 5 mm。側向力根據齒輪系計算獲得，為9 214 N，施加受力后齒輪軸將產生偏心。方案一和方案二的間隙泄漏模型一致，軸承表面定義兩個直徑6 mm油孔。對于方案三，周向油槽相當于減小了軸承寬度，使泄漏量增加，所以軸承表面定義一個周向360°分布的油槽，寬度為5.5 mm。

計算結果如圖9所示，方案一的總泄油量為0.44 L/min，方案二的總泄油量為0.63 L/min，方案三的總泄油量為5.15 L/min。

圖9 各方案的總泄油量

對比間隙泄油量，方案一和方案二相當，為0.44 L/min；方案三的間隙泄漏量最大，為1 L/min。

對比油槽泄油量，與前文中的CFD仿真結果基本一致。由于軸承前管路存在一定的壓降，壓力損失模型兩端的壓差略小于400 kPa，所以油槽泄油量結果略小于CFD計算值。

結果表明，相較于無油槽的滑動軸承，僅使用寬度較小的軸向油槽，軸承總泄油略有增加。但如果同時設計周向油槽配合軸向油槽，則油槽泄油量和間隙泄油量均會增長，共同導致總泄油量顯著增加。進行潤滑系統設計時，應特別注意方案三可能引起的系統壓力過低問題。

4 潤滑系統分析

4.1 潤滑系統建模

中間齒輪安裝在發動機齒輪室內，其泄油難以直接收集并測量。為了驗證計算結果的有效性，文中通過容易觀測的主油道壓力進行側面驗證。通過更改中間齒輪滑動軸承的結構，觀察主油道壓力的變化，如果壓力變化的仿真結果和試驗結果是一致的，則證明前文中的計算方法是有效的。

某輕型柴油機在試驗中發現潤滑系統壓力過低[16]，其中怠速的主油道壓力僅為80 kPa，額定點主油道壓力為400 kPa。該發動機的齒輪傳動系統包含兩個中間齒輪，并且滑動軸承采用了前文所述方案三的設計結構，因此推測主油道壓力低與滑動軸承泄油量過大有關。

根據該發動機潤滑系統的幾何結構，以及各配附件的性能曲線，搭建其潤滑系統一維仿真模型，其中中間齒輪附近的潤滑系統模型如圖10所示。該柴油機使用齒輪泵，額定轉速下的潤滑油流量為45 L/min。使用潤滑油泵限壓閥，限制泵后壓力，閥的開啟壓力為520 kPa。

圖10 潤滑系統一維仿真模型(部分)

4.2 壓力流量仿真

通過調試，使仿真結果與試驗結果接近，調整后主油道壓力的仿真結果如圖11中的方案三所示。在2 700 r/min左右曲線出現拐點，此時潤滑油泵限壓閥開啟，主油道壓力約為390 kPa。

圖11 不同方案潤滑系統壓力仿真結果

潤滑系統流量的仿真結果如圖12中的方案三所示。怠速時的總潤滑油流量為9.8 L/min，主油道壓力的仿真結果為79 kPa；兩個齒輪的總泄油量為3.8 L/min，占總潤滑油流量的39%。額定點時的總潤滑油流量為45 L/min，主油道壓力的仿真結果為407 kPa；兩個齒輪的總泄油量為9.5 L/min，占總潤滑油流量的21%。齒輪泄油量占比過高，考慮更改設計方案降低滑動軸承泄漏量。

圖12 不同方案潤滑系統流量仿真結果

取消滑動軸承上的油槽，修改模型并重新計算，潤滑系統的壓力和流量結果分別如圖11和圖12中的方案一所示。總潤滑油流量在改進前后無變化，主油道壓力在2 200 r/min左右曲線出現拐點，相較于方案三明顯提前，此時主油道壓力約為435 kPa。

怠速時的主油道壓力為138 kPa，兩個齒輪的總泄油量為0.2 L/min，占總潤滑油流量的2%。額定點時的主道壓力為473 kPa，兩個齒輪的總泄油量為0.9 L/min，占總潤滑油流量的2%。相較于方案三，方案一的齒輪泄油量明顯降低，發動機主油道壓力明顯升高。

按方案一進行零部件優化，并進行發動機性能試驗，發動機在怠速點的主油道壓力實測為133 kPa，額定點的主油道壓力實測為465 kPa。實測結果與仿真結果較為一致，證明改進方案是有效的，同時也證明了文中對于滑動軸承泄油量的計算是有效的。

5 結論

(1)將滑動軸承泄油量拆分為油槽泄油量和間隙泄油量分別計算，并通過試驗間接證明了該方法的有效性。

(2)設計了3種不同油槽結構的滑動軸承，其中無油槽的滑動軸承總泄油量最少，僅增加軸向油槽時總泄油量略有增加，同時增加軸向和周向油槽時總泄油量顯著增加；沒有油槽或者僅具有軸向油槽，滑動軸承的間隙泄油量相近且較低，同時具備軸向和周向油槽時，間隙泄油量將顯著增加。

(3)對于潤滑油泵油量較少的輕型發動機，如果使用同時具備軸向和周向油槽的滑動軸承，由于泄油量占比過大，有可能導致發動機主油道壓力異常低，應注意合理選擇滑動軸承油槽的設計方案。