內燃機工況對連桿軸承潤滑性能的影響

劉利平，孫 軍，蔡曉霞，桂長林

(合肥工業大學 機械與汽車工程學院，合肥 230009)

現代內燃機設計者追求的目標是：提高工作壽命及可靠性，降低油耗，盡可能地提高輸出功率，降低摩擦損失等。對應于連桿軸承來說，就要求減小尺寸，使用低黏度潤滑油。在負載更高、油膜更薄的條件下工作，導致軸承的工作條件更加苛刻，因此精確地預測連桿軸承性能，對于提高內燃機整機的壽命及可靠性具有十分重大的意義。內燃機連桿軸承的潤滑性能直接影響上述目標能否實現，因此潤滑性能是內燃機連桿軸承重要的研究方面之一。

以往連桿軸承設計中的潤滑分析一般都在同一工況(標定工況)下進行，但在內燃機使用中由于環境等因素的影響，不同用途的內燃機(特別是車用內燃機)很少工作在標定工況下，而且在工作過程中其工況是不斷變化的。因此，對不同工況下的內燃機連桿軸承進行潤滑分析有一定的實際和學術價值。

以下以某一四行程四缸柴油機為研究對象，進行不同工況下連桿軸承的潤滑分析，研究內燃機工況對連桿軸承潤滑性能的影響。

1 連桿軸承載荷計算

表1為該機連桿軸承結構等參數(其標定轉速為3 200 r/min)。

表1 連桿軸承參數

連桿軸承載荷采用動力計算方法[1-2]進行計算。計算中氣缸壓力通過內燃機臺架試驗實測獲得，結合作用的慣性力進行曲柄連桿機構受力分析得到連桿軸承所受載荷。分別計算了內燃機全負荷時轉速n為1 200，1 600，2 000，2 200，2 400，2 800，3 200 r/min和轉速n=1 800 r/min，載荷分別取全負荷的0%，20%，40%，60%，80%，100%時的連桿軸承的載荷。

計算得到全負荷下轉速為1 200，1 600，2 000，2 200，2 400，2 800和3 200 r/min時，一個工作循環中連桿軸承的最大載荷依次是53 330.97，51 169.83，46 949.07，47 619.82，47 058.8，37 376.42和27 491.04 N；轉速n=1 800 r/min時，負荷分別為全負荷的0%，20%，40%，60%，80%和100%的連桿軸承最大載荷依次是16 984.76，31 422.46，37 391.99，44 608.55，45 278.45和50 426.3 N。

圖1為n=1 200 r/min和n=3 200 r/min時內燃機一個工作循環的連桿軸承載荷，圖中Px和Pz分別為連桿軸承載荷在x和z軸方向的分量，x軸取沿連桿大、小頭孔中心連線方向，z軸與x軸垂直。

圖1 連桿軸承載荷

2 軸承潤滑分析

2.1 分析方法

連桿軸承工作時承受的載荷大小和方向是隨時間變化的，其軸心位置依照一定的軌跡(稱軸心軌跡)運動。內燃機工況穩定時，連桿軸承的軸心軌跡是一條封閉曲線。與穩定載荷軸承不同，連桿軸承的潤滑分析[3-4]是首先根據已知載荷大小和方向隨時間變化的情況，逆解Reynolds方程，計算軸心軌跡，之后進一步確定軸承的潤滑狀況。

連桿軸承的軸心軌跡計算在數學上屬于初值問題。由給定的軸心初始位置，采用步進法逐點求出各瞬時的軸心位置，再把這些瞬時軸心連接起來得到軸心運動軌跡。

2.2 基本方程

2.2.1 Reynolds方程[4]

(1)

式中：p為油膜壓力；h為油膜厚度；η為潤滑油黏度；u=uj+ub,uj=Rjωj,ub=Rbωb，uj為軸頸表面的速度，Rj為軸頸半徑，ωj為軸頸旋轉角速度，ub為軸承表面的速度，Rb為軸承半徑，ωb為軸承旋轉角速度。

Reynolds方程應用Reynolds邊界條件計算并且采用有限差分法[4]求解。

2.2.2 油膜厚度方程[4]

h=c+ecos (θ-ψ)

(2)

式中：e為偏心距;ψ為偏位角。

2.2.3 軸承摩擦力

軸頸表面的摩擦力為：

(3)

2.2.4 軸承摩擦功耗

NF=Fju

(4)

2.2.5 載荷平衡方程

對圖2所示的軸承，忽略油膜慣性的影響，軸頸中心運動服從Newton第二定律，則：

圖2 軸承坐標圖

(5)

式中：P為軸承載荷；F為軸承油膜反力；v為軸頸中心的運動速度。

2.3 計算方法

圖3 計算流程圖

(6)

3 計算結果與分析

3.1 軸心軌跡、最小油膜厚度和最大油膜壓力的變化情況

圖4、圖5和圖6分別為全負荷下n=1 200 r/min和3 200 r/min時連桿軸承一個工作循環的軸心軌跡圖、最小油膜厚度和最大油膜壓力的變化情況。

圖4 軸承軸心軌跡

圖5 軸承最小油膜厚度

圖6 軸承最大油膜壓力

可見，在不同工況下，連桿軸承的潤滑性能差異較大，軸承軸心軌跡、最小油膜厚度和最大油膜壓力在內燃機一個工作循環中的變化規律和數值都有明顯不同。

3.2 不同工況下的軸承潤滑性能

表2和表3為不同工況下連桿軸承在一個工作循環中的最大油膜壓力、最小油膜厚度和平均摩擦功耗。

表2 全負荷下不同轉速的情況

表3 相同轉速(1 800 r/min)下不同負荷的情況

從表2可知，在全負荷不同轉速下：平均摩擦功耗隨轉速逐漸增大，標定轉速(3 200 r/min)下達到最大值；在低速1 200，1 600 r/min時，最大油膜壓力偏大，這與該工況下連桿軸頸載荷密切相關；在2 000～2 400 r/min時，最大油膜壓力逐漸減小，最小油膜厚度也減小；3 200 r/min時，最大油膜壓力較小，這與該速度下連桿軸頸載荷減小有關；最小油膜厚度變化沒有規律，在標定轉速下，最小油膜厚度值最小。

從表3可知，同一轉速(1 800 r/min)隨負荷變化的總體趨勢為：最大油膜壓力隨負荷增加逐漸增大，其中零負荷下最大油膜壓力很小；最小油膜厚度隨負荷增加而減少；平均摩擦功耗隨負荷增大而增加，但變化不明顯。

總之，不同工況下連桿軸承的潤滑性能變化較大。為了獲得良好的綜合性能，內燃機曲軸軸承設計時除進行標定工況下的軸承潤滑分析之外，還有必要考慮其他工況(特別是常用工況)的影響。

4 結論

(1)全負荷不同轉速下，連桿軸承最大油膜壓力數值差別較大，最大值出現在低速段；最小油膜厚度變化沒有規律，在標定轉速下，最小油膜厚度值最小；平均摩擦功耗隨轉速逐漸增大，標定轉速下達到最大值。

(2)相同轉速不同負荷下，最大油膜壓力隨負荷增加逐漸加大；最小油膜厚度隨負荷增加而減小；平均摩擦功耗隨負荷增大而增加，但變化不明顯。