非道路柴油機主油道壓力優化研究

李三軍

(昆明理工大學，云南省內燃機重點實驗室 云南昆明 650500)

機油泵作為柴油機潤滑液運送、保障潤滑系統各摩擦副處于良好潤滑狀態的核心部件，對柴油機的燃油消耗、運動部件磨損和結構可靠性等具有重要影響。柴油機機油泵的額定流量是其設計和選擇的重要參數，與柴油機的功率、負荷和所用機油屬性密切相關，因此對機油泵的研究成為保障柴油機潤滑系統良好的一個關鍵環節。當柴油機在不改變其設計結構，由車用改為非道路使用時，因運行環境惡劣，額定功率轉速降低，機油泵相關參數不能滿足新的要求，需進行研究以適應新工況的要求。

柴油機的機油泵的供油能力受其工作轉速、主油道壓力和機油泵泄壓閥開啟影響，以往常采用經驗法與試驗法相結合[1]，然而設計柴油機整機潤滑系統時，存在整機匹配時間長，且易出現設計過度或不足[2]。近年來，采用試驗與一維仿真分析方法結合[3-6]、3D仿真分析[7-8]以及潤滑流動分析網絡圖[9-14]計算潤滑系統各部件的流量和壓力分布,成為主要的機油泵研究方法。

為此，本文作者運用潤滑系統模擬軟件AMESim構建非道路柴油機的整機潤滑仿真模型，分析機油泵對柴油機主油道的供油規律，并對其進行優化，為非道路柴油機機油泵參數的設計和選型提供支持。

1 整機潤滑系統潤滑規律

1.1 整機潤滑系統模型構建

分析的柴油機在最初設計時是車用動力，由于市場需要，在不改變柴油機結構的基礎上，改為在非道路車輛上使用，其標定功率轉速變為2 400 r/min，基本參數見表1。

對非道路柴油機機油泵進行研究時，不能僅考慮其本身的工作特性，還需考慮其與機油濾清器、機油冷卻器的相互影響。為此，建立非道路柴油機的整機潤滑系統模型，如圖1所示。其中，機油泵由凸輪軸通過中間部件驅動，其工作轉速為柴油機工作轉速的1/2，在進行仿真時，設置潤滑系統的基礎壓力為0。

表1 柴油機及機油泵參數

圖1 非道路柴油機潤滑系統模型Fig 1 Lubrication system model of off-road diesel engine

1.2 機油泵流量規律

車用柴油機改非道路用后，標定功率轉速由3 600 r/min降低為2 400 r/min，則對應的負荷特性改變。當機油泵、機油濾清器和機油冷卻器的流阻特性參數不變時，仿真得到機油泵最高轉速為1 200 r/min時，主要部件和位置機油流量占比，如圖2所示。

圖2 1 200 r/min下柴油主要部件的機油流量比例Fig 2 Oil flow ratio of main components of engine at 1 200 r/min

從圖2可看出，機油泵泄壓閥的機油流量為0，易出現供油不足、軸瓦升溫等問題，反映出原機油泵額定流量無安全余度。

而機油泵在整個工作轉速范圍內，主油道機油壓力與機油泵轉速關系，如圖3所示。

圖3 主油道機油壓力與機油泵轉速的關系Fig 3 Relationship between main oil channel pressure and oil pump speed

從圖3中可看出，主油道壓力隨機油泵轉速一直處于升高狀態，但是在最大機油泵轉速時，其主油道機油壓力僅為260 kPa，小于泄壓閥設計時的開啟壓力600 kPa，表明其主油道內供油不充分，不利于相關部件潤滑，因此需對該機油泵的額定流量和泄壓閥開啟壓力進行分析和優化。

2 額定流量和泄壓閥開啟壓力優化

2.1 機油泵額定流量設計

根據傳統經驗設計方法[15]，潤滑油帶走燃油放熱量的1.5%～2%，即：

Q油=q油×Q燃=(0.015～0.02)Q燃

(1)

(2)

式中：Q燃為氣缸發熱量，kJ/h；Ne為柴油機有效功率；ηe為有效效率，柴油機取ηe=0.35；q油=0.02。

機油泵額定流量為

(3)

式中：K為儲備系數，取K=3；r為機油密度，一般取r=0.85 kg/L；c為機油比熱容，一般在1.7～2.1 kJ/(kg·℃)，取c=1.8 kJ/(kg·℃)；Δt為機油進出口溫差，范圍為8～15 ℃，文中Δt=8 ℃。

將功率Ne=65 kW代入公式(2)，得到

將Q燃及q油代入公式(3)，得到

Vq為機油泵額定流量理論計算值，在實際工作中，柴油機散熱途徑較多，潤滑油帶走的熱量遠小于理論計算量。如機油泵額定流量值過大，將加大柴油機功率損耗，因此，機油泵額定流量取50 L/min進行優化。

2.2 額定流量優化

將機油泵額定流量50 L/min輸入圖1進行仿真分析，發現機油流量在機油泵壓力小于500 kPa區域內，二者關系呈線性變化，斜率變化較緩；大于500 kPa時，斜率變化較陡，其關系如圖4所示。因此，確定機油泵額定流量50 L/min時，泄壓閥開啟壓力為500 kPa。

圖4 機油泵特性曲線Fig 4 Characteristic curves of oil pump

當機油泵泄壓閥開啟壓力為500 kPa時，各運動部件的機油流量分配隨機油泵轉速的變化如圖5所示。

從圖5中可看出，在整個轉速范圍內，主軸承的流量占比最大；連桿軸承的流量隨轉速的增加緩慢增長；活塞冷卻噴嘴在泄壓閥開啟前與轉速呈線性增長趨勢；主軸承機油泄量在油泵轉速大于900 r/min后緩慢增長，表明此轉速下，泄壓閥工作。同時，主油道、機油泵入口和出口、機油濾清器的壓力與機油泵轉速關系如圖6所示。

圖5 潤滑系統各部件油流量分配Fig 5 Oil flow distribution of main components on lubrication system

圖6 主油道、機油泵、機油濾清器壓力與轉速關系Fig 6 Relation between oil pressure of main oil channel, oil pump and oil filter and speed

從圖6可看出，機油泵轉速為900 r/min時機油壓力出現明顯轉折，機油泵出口壓力維持在500 kPa，最高不超過510 kPa；主油道機油壓力維持在320 kPa，符合主油道機油壓力的150～600 kPa的范圍。

主軸承、連桿軸承處的最小油膜厚度與油泵轉速關系如圖7所示。

圖7 軸承最小油膜厚度與油泵轉速關系Fig 7 Relation between minimum oil film thickness and oil pump speed

從圖7可看出，各軸承的最小油膜厚度均隨轉速的增加而增加，連桿軸承油膜厚度最小，凸輪軸軸承油膜厚度最大，第四主軸承油膜厚度大于其他軸承。同等條件下，連桿軸承相對其他軸承的潤滑狀態最為惡劣。

2.3 泄壓閥開啟壓力

機油泵泄壓閥開啟壓力直接關系到軸承的潤滑狀態。壓力過高，導致部件在高壓沖擊下過早損壞，機油流量加大，油泵易出現早期磨損而滲漏；壓力過低，無法形成良好的潤滑油膜，低速大負荷的非道路柴油機易出現軸心磨損等問題。不同地區的發動機開啟壓力也不相同，美國等地區設定的發動機開啟壓力偏低，一般為300 kPa，發動機負荷較小，較低壓力節省功率，而西歐等地區設定的發動機開啟壓力較高，一般為450 kPa，側重于滿足部件的潤滑要求。為掌握泄壓閥開啟壓力在泄壓閥處的溢流量，調節開啟壓力數值，比較了主軸承徑向間隙與軸承端泄量和主油道、連桿軸承機油壓力的關系，如圖8和圖9所示。

圖8 主軸承徑向間隙與軸承端泄量關系Fig 8 Relation between radial clearance of main bearing and discharge of bearing end

圖9 主軸承徑向間隙與主油道和連桿軸承機油壓力關系Fig 9 Relation between radial clearance of main bearing and pressure of main oil channel and connecting rod bearing

如圖8、圖9所示，軸承徑向間隙與軸承的機油泄流量、主油道機油壓力不是線性關系，隨著徑向間隙的加大，機油加速流走，導致主油道壓力快速下降。徑向間隙的變化對主油道機油壓力有較大影響，同時隨著柴油機的軸瓦和機油泵的磨損，主油道機油壓力有所下降。

機油濾清器工作阻力一般在25～100 kPa之間，機油冷卻器工作阻力在50～300 kPa之間。機油濾清器和機油冷卻器總的壓力損失控制在100 kPa以內，此次研究針對小功率柴油機，采用不同的阻力組合，計算機油泵出口壓力與主油道壓力的關系，得到機油濾清器和冷卻器總阻力與機油流量和泄流量的關系，如圖10所示。

圖10 機油濾清器和冷卻器總阻力與機油 出口流量和泄壓閥溢流量關系Fig 10 Relationship between the total resistance of the oil filter and cooler and the outlet flow and discharge flow of oil pump

如圖10所示，機油泵出口流量隨著阻力的增大緩慢減小，當總阻力從20 kPa增大到130 kPa，機油泵出口流量減小0.2 L/min，而泄流量卻顯著地增大了5.8 L/min。隨著總阻力加大，泄壓閥機油流量變化明顯，表明機油濾清器和機油冷卻器阻力直接影響泄壓閥開啟壓力，進而影響到主油道的機油壓力。從擬合的直線可看出，泄流量的變化率是機油泵出口流量變化率的45倍，而機油濾清器和冷卻器的阻力增大導致軸承端泄量減小。

如圖11所示，隨著總阻力的增大，機油泵出口壓力呈近似線性增長趨勢，而主油道壓力由于中間管路的壓力損失減少而快速增加。當總阻力增加從20 kPa增加130 kPa，主油道機油壓力從350 kPa減低到309 kPa，機油泵出口壓力從498 kPa增加到514 kPa，表明總阻力的增加對主油道的壓力影響較為顯著，對機油泵出口壓力影響較小。

由于主油道油壓與機油泵供油壓力和軸承泄漏量直接相關，因此在柴油機工作時，由于機油濾清器逐漸被堵塞，機油冷卻器壁面損失加大，進入主油道的總供油壓力下降，加上軸承長期運行后間隙加大，端泄量將加大，將會直接降低主油道機油壓力。因此，對主油道壓力和泄壓閥流量和機油泵額定流量進行了優化，結果見表2。

結合前面分析和表2中的結果，得知優化前主油道最高機油壓力為260 kPa，機油泵處的泄壓閥無法打開，不能滿足柴油機安全運行的要求。優化后主油道機油壓力為321 kPa，泄流量占機油泵出口流量的16%，機油泵能滿足柴油機工作需要。

圖11 機油濾清器和冷卻器總阻力與機油泵 出口壓力和主油道機油壓力的關系Fig 11 Relationship between total resistance of the oil filter and cooler and the outlet pressure and main oil channel pressure of oil pump

參數優化前優化后主油道最高壓力pmax/kPa260321泄壓閥機油流量V/(L·min-1)07.25機油泵額定流量Vq/(L·min-1)35.350

3 結論

(1)車用柴油機改非道路使用后，采用原機機油泵特性參數時，主油道機油壓力為260 kPa，機油泵處的泄壓閥沒有溢流量，未能達到柴油機安全運行的要求。

(2)對該機油泵的額定流量和泄壓閥開啟壓力進行分析和優化，優化后主油道機油壓力達到321 kPa，泄壓閥的流量占機油泵出口流量的16%，能滿足柴油機相關部件潤滑要求，且最小油膜厚度滿足設計要求。

(3)機油泵出口和泄壓閥的出口流量對后端阻力的影響趨勢不一致，而機油濾清器和冷卻器阻力增大導致軸承端泄量減低，主油道壓力降低。