三缸自然吸氣汽油機軸承潤滑研究

李佳家

摘 要：曲軸及曲軸軸承作為發動機最重要的運動部件，直接影響到發動機可靠性、耐久性及壽命;但是其工作條件惡劣，需要保證軸承在發動機各種工況下的潤滑良好，從而保證發動機的正常工作。本文基于三缸小排量自然吸氣發動機，模擬計算并評估曲軸軸承潤滑性能，并對潤滑性能不足的問題進行優化設計，消除潤滑不足的風險。結果表明：原方案的第1、4主軸承最小油膜厚度在5400r/min、5800r/min時不滿足潤滑性能要求;通過將連桿軸頸直徑從40mm增加到43mm，主軸承最小油膜厚度顯著增加，增加幅度最大為22.3%，消除了潤滑性能不足的風險。

關鍵詞：汽油機;曲軸軸承;最大比壓;最小油膜厚度

1 前言

曲柄連桿機構作為活塞式發動機機最重要機構之一，是實現工作循環，完成燃料燃燒后的熱能轉化為機械能，并傳遞力和改變運動方式的傳動機構;發動機正常工作時，曲軸需要承受氣體壓力、往復慣性力、旋轉慣性力及相應的力矩的共同作用，其工作條件相當惡劣[1-3]。曲軸連桿軸承、主軸承是發動機重要的摩擦副之一，其承受交變載荷和高速摩擦，軸承的性能對發動機的可靠性、耐久性和使用壽命均有影響[4]。

為保證曲柄連桿機構的正常運行，曲軸連桿軸承、主軸承在發動機正常工況范圍內應處于完全潤滑狀態下工作，不應出現干摩擦等其他潤滑性能不足的情況。通常通過發動機相關參數，計算和評估曲軸軸承的潤滑性能參數，主要有軸承最大比壓、最小油膜厚度、軸心軌跡等參數[5]。曲軸軸承承受缸內混合氣燃燒產生的周期性壓力，周期性的載荷使得軸承與軸頸之間的潤滑油承受一定得油膜壓力，該油膜的厚度是評價軸承潤滑性能的重要參數。

本文基于三缸小排量自然吸氣發動機，通過建立曲柄連桿機構模型，進行軸承潤滑性能模擬計算，評估其軸承潤滑性能是否滿足要求，并對潤滑性能不足的問題進行優化設計，消除潤滑性能不足的風險，保障曲軸及軸承的可靠運行。

2 樣機參數

本文研究的三缸小排量自然吸氣發動機，其主要參數如表1所示。

發動機軸承間隙通常受軸承孔、軸承、軸頸的加工精度影響，會存在一定的間隙范圍，該樣機曲軸主軸承間隙范圍為0.018mm～0.050mm，連桿軸承間隙范圍為0.020mm～0.052mm;為便于研究分別取其理論間隙值，主軸承間隙0.034mm，連桿軸承間隙0.036mm。

3 軸承潤滑性能計算

3.1 曲柄連桿機構模型

根據該發動機的各相關參數，本文采用Lotus Concept Crank Train軟件搭建曲柄連桿機構模型，對曲軸軸承潤滑性能進行模擬計算，如圖1所示。

參考升功率、升扭矩相似的同類型四缸自然吸氣發動機缸內最大爆發壓力試驗值，設定其缸內最大爆發壓力曲線，如圖2所示。

模型中的機油壓力及溫度參照同類型四缸自然吸氣發動機的臺架耐久試驗邊界值，設定其機油壓力及溫度曲線，如圖3所示。

3.2 軸承最大比壓

曲軸軸承比壓來源于發動機缸內混合氣體燃燒產生的壓力作用，軸承最大比壓主要受到缸內最大爆發壓力以及曲軸軸承力的當量作用面積的影響。該發動機曲軸軸承最大比壓計算結果如圖4所示，圖中P1、P2、P3分別為第1、2、3連桿軸承，M1、M2、M3、M4分別為第1、2、3、4主軸承。

從圖4中可知，由于連桿將燃燒壓力傳遞給曲軸，連桿軸承承受的直接載荷要遠大于曲軸主軸承，因此，連桿軸承的最大比壓要比曲軸主軸承大。連桿軸承與主軸承最大比壓分別為35.13 N/mm2、22.27 N/mm2，均處于軸承材料允許的比壓范圍之內[6]。

3.3 最小油膜厚度

在發動機正常運行的情況下，軸承與軸頸之間需要通過油膜來承載及潤滑，不允許出現干摩擦的情況，因此，需要保證軸承處的油膜厚度處于一個合理的范圍。軸承油膜厚度主要受到軸承間隙、機油壓力、機油溫度、機油黏度等因素的影響[7]。通過模型模擬計算，各軸承處的最小油膜厚度如圖5所示。

從圖5中可以看出，曲軸主軸承的最小油膜厚度基本上是隨著轉速的升高而下降，并且，處于兩端的第1、4主軸承的最小油膜厚度要小于中間的第2、3主軸承;其主要原因是隨著轉速的升高，缸內最大爆發壓力的增加，曲軸內彎矩及旋轉運動離心力的增加等因素所導致的。與主軸承不同，連桿軸承最小油膜厚度隨著轉速的增加呈現先增加后減小的趨勢。

根據Lotus Concept Crank Train軟件曲軸軸承最小油膜厚度評估值，主軸承最小油膜厚度推薦值>0.5μm，連桿軸承最小油膜厚度推薦值>0.8μm[6]。根據模擬計算結果，該曲軸連桿軸承最小油膜厚度1.18μm，滿足最小油膜厚度的評估標準;第1、4主軸承在發動機轉速為5400r/min、5800r/min時油膜厚度<0.5μm，存在潤滑不良的風險。

4 軸承潤滑性能優化分析

針對第1、4主軸承潤滑性能在發動機高轉速下存在風險的問題，進行優化設計并計算，對比分析優化后方案的效果。考慮到與現有產品的平臺化設計，通過增大曲軸連桿頸的直徑（從直徑40mm增加到43mm），增大曲軸重疊度，以提高曲軸的剛度降低內彎矩，從而改善主軸承潤滑性能。

基于第2章節中的模型，對優化方案進行模擬計算，其最大比壓計算結果如圖6所示。優化方案的連桿軸承、主軸承最大比壓分別為32.68 N/mm2、20.48 N/mm2，比原方案分別降低了7%、8%，均小于軸承材料允許的最大比壓要求。

優化方案的曲軸連桿軸承最小油膜厚度如圖7所示，從圖中可以看出，當連桿軸頸直徑從40mm變化為43mm，優化方案相比原方案的各個連桿軸承最小油膜厚度略有增加，變化幅度不大，約為1.1～1.6%，最小油膜厚度1.193μm，滿足最小油膜厚度大于0.8μm的評估標準。

優化方案的曲軸主軸承最小油膜厚度如圖8所示，從圖中可以看出，當連桿軸頸直徑從40mm變化為43mm，優化方案相比原方案的各個主軸承最小油膜厚度均顯著增加，第1、4主軸承最小油膜厚度相比原方案明顯增加（圖8a、圖8b），優化方案在發動機中高轉速范圍最小油膜厚度增加幅度約為20～22.3%，最小油膜厚度為0.556μm，滿足最小油膜厚度大于0.5μm的評估標準，顯著的降低了原設計方案存在的潤滑性能不足的風險。

5 結論

（1）曲軸連桿軸承最大比壓要大于主軸承最大比壓。

（2）曲軸主軸承的最小油膜厚度隨著轉速的升高而下降，并且對于三缸發動機，處于兩端的第1、4主軸承的最小油膜厚度要小于中間的第2、3主軸承，在設計過程中需要重點注意第1、4主軸承的潤滑性能。

（3）曲軸連桿軸承油膜厚度隨著轉速的升高呈現先增后減的趨勢。

（4）增大曲軸連桿頸的直徑（增大曲軸重疊度），對改善曲軸兩端的主軸承最小油膜厚度有一定作用。

參考文獻：

[1]陳家瑞.汽車構造：5版[M].北京：人民交通出版社，2006.

[2]周龍保.內燃機學：2版[M].北京：機械工業出版社，2006.

[3]朱仙鼎.中國內燃機工程師手冊[M].上海：上海科學技術出版社，2000.

[4]倪計民.汽車內燃機原理[M].上海：同濟大學出版社，1997.

[5]李國慶.車用發動機潤滑系統最佳潤滑油供給需求研究[D ].上海：同濟大學汽車學院，2012.

[6]Lotus Concept Crank Train Help [CP].Version 4.0.2g，2008.

[7]曹旭，崔毅，鄧康耀.汽油機潤滑系統計算分析[J].車用發動機，2007（06）：23-26.