柴油發動機曲軸軸系的性能分析

岳開國

摘要：采用結合有限元法以及多體動力學系統仿真的分析方法，對某柴油發動機曲軸系的可靠性能、液力潤滑軸承性能進行分析。建立了包括曲軸、活塞連桿機構和飛輪等剛性體曲軸系統的三維多體動力學模型。動力學仿真計算獲取了曲軸的安全系數、液力軸承的最小油膜厚度和機油速率。分析結果表明，曲軸（42CrMo）在爆壓為157bar和190bar工況下，最小安全系數分別為1.56和1.3，工作可靠;最小油膜厚度與機油速率在常用轉速范圍內，隨著轉速變大而呈現變大趨勢;主軸頸和曲柄銷的最小油膜厚度都大于FEV極限值，主軸承機油速率大于同類型柴油機主軸承的最小機油速率，潤滑性能良好。

關鍵詞：多體動力學;曲軸系;安全系數;最小油膜厚度;機油速率

0 ?引言

曲軸具有結構和受力情況復雜、制造困難、承受載荷大等特點。同時接受來自缸內氣體燃燒的爆發壓力、活塞組往復慣性力和旋轉慣性力，以及輸出端轉矩和彎矩的作用[1]。隨著發動機向高轉速、高性能的發展，對徑向液力軸承的要求越來越高，軸瓦與曲軸潤滑好壞、機油屬性等影響軸承摩擦大小[2]。文中根據FEV對曲軸的計算分析方法和評價方式，首先結合有限元分析軟件對曲軸單拐進行結構受力分析計算，獲取曲軸過度圓角處的應力集中系數。其次，采用Vritual Engine搭建曲軸系多體系統動力學模型，對曲軸安全系數、最小油膜厚度、機油速率進行評估。

1 ?軸承潤滑基本方程

2 ?搭建曲軸系多體動力學模型

液動軸承計算的目標是為了檢查發動機安全運轉及主軸承和連桿軸承的潤滑油速率。

2.1 曲軸系多剛體模型

采用多體動力學軟件模板功能建立活塞、活塞銷、連桿、軸瓦、飛輪、減振器等結構，建立一個通信器將它們之間連接和約束，在活塞頂部建立氣體力與頂面接觸關系[5]。

根據FEV計算方法，多體動力學計算需要CAE輔助計算曲軸的應力集中系數，曲軸是由多個結構相同的單拐組成。如圖1所示，通過FEV的計算方法得到彎矩和扭矩分別為2540N·mm和2740N·mm。

2.2 主要參數及邊界條件

該發動機和曲軸系材料屬性主要參數如表1、表2所示，材料是曲軸強度計算最重要的參數之一。其中交變疲勞強度根據曲軸材料的抗拉強度或屈服強度查FEMFAT材料屬性庫獲取;阻尼損失系數范圍0.03～0.1，一般取值0.05;表面處理系數由供應商提供，對于鋼曲軸取值1.7。

本次計算采用兩種工況下的缸壓曲線其中最大爆發壓力為190bar、157bar。軸承的計算分析考慮了發動機運行的最糟糕狀態，該曲軸系結構上的最大徑向間隙主軸承為0.061mm，連桿軸承為0.056mm。軸瓦供油孔為圓形，孔徑為5.5mm，油糟寬度為4mm。采用的機油牌號為15W-40，機油最糟糕的環境溫度設置為140℃，編輯140℃下機油的溫度—粘度關系、溫度—轉速關系和壓力—轉速關系的輸入文件。

3 ?仿真結果與分析

3.1 有限有分析

曲軸時刻受交變的彎曲應力和扭轉應力，容易發生應力集中現象而斷裂。由此通過強度分析軟件計算曲軸在彎矩和扭矩的作用下產生力彎矩應力集中系數和扭矩應力集中系數，作為多體動力學邊界。單拐主軸頸和曲柄銷上的彎矩和扭矩應力集中系數大小如表3，很顯然扭矩應力集中系數比彎矩應力集中系數大。

3.2 曲軸安全性能分析

根據FEV評判標準，如果安全系數大于1.25，就將曲軸視為是可靠的。如圖2所示，分別計算了157bar、190bar兩種爆壓下曲軸安全系數隨曲軸轉角的變化曲線。隨著轉速變大安全系數逐漸變小，在最大扭矩轉速附近達到最低，隨后會稍微有所變大。最小安全系數發生在曲軸第二拐曲柄銷過渡圓角處，其中，在最大爆壓為157bar的缸壓下，最小安全系數為1.56;190bar最小安全系數為1.30，都大于FEV的最小極限值1.25，所以曲軸工作可靠。

3.3 液力軸承性能分析

柴油機主軸承為液體動壓潤滑軸承，由形成的動壓油膜來承受外部載荷，避免軸頸和軸瓦的直接接觸，以達到減小摩擦阻力、保護被潤滑表面的目的。

通過計算分析得知，該柴油機油膜厚度隨曲軸轉角變化而周期性變化，一個周期內（曲軸旋轉兩周）存在一個波峰值（最大油膜厚度）和波谷值，且主軸承的峰值和谷值比對應的連桿軸承的峰值和谷值都要大，其中主軸承最小油膜厚度大約為1.3μm，連桿軸承大約為0.46μm。

計算得知機油速率隨轉速變化的曲線不是很有規律，會不定時的在某個點突然變得很大，這和機油泵、發動機的工況有關，但是它始終不會為零，說明機油泵供油正常。整體上主軸承的平均機油速率大約為1.11L/min，而連桿軸承平均機油速率大約0.475L/min。

圖3為各軸承最小油膜厚度隨轉速變化的柱型圖，圖中的黑線和灰線分別是軟件Virtual Engine評估主軸承和連桿軸承最小油膜厚度提供的極限標準值0.5μm和0.25μm，很明顯可以看出主軸承和連桿軸承的最小油膜厚度都大于極限值。所以該曲軸的主軸頸與軸瓦、曲柄銷與軸瓦之間形成足夠的油膜厚度，可以保證有良好的潤滑效果。

從機油速率圖4可知，在常用轉速范圍內各軸承的機油速率隨轉速變大而變大，且主軸承速率比連桿軸承大，以低速1000rpm為例，連桿軸承速率為0.22L/min，主軸承速率為0.62L/min，連桿軸承速率在4000rpm下也僅為0.602L/min。相同轉速各軸承之間機油速率相差不大，連桿軸承和主軸承的最小供油速率都在合理范圍之內。

如圖5中所示的同類型柴油機速率，是FEV用于對比同類型柴油機主軸承的最小平均機油速率。得知該機型主軸承的機油速率比同類型最小機油速率要大，主軸承供油量充足，機油泵供油性能好。

4 ?結論

①探討了基于Virtual Engine的多體動力學微分方程和徑向軸承瞬態雷諾方程，了解油膜厚度計算方法。

②根據FEV的計算方法，利用有限元分析軟件計算單拐曲軸過度圓角處的彎矩和扭矩應力集中系數，其結果作為曲軸安全性能分析的輸入邊界。

③在發動機有效運轉范圍內，在兩種最大爆壓157bar和190bar條件下，最小安全系數都大于FEV規定的最小極限值。曲軸主軸承和連桿軸承的最小油膜厚度均達到要求，工作狀態較好，滿足發動機的安全運行狀況。

④通過對比同類型柴油機機油速率，該機型柴油機主軸承供油性能良好。

參考文獻：

[1]程穎，宋瀟，孫善超.曲軸系柔性多體系統動力學與動力潤滑耦合仿真[J].北京理工大學學報，2006，26（4）：314-317.

[2]戴旭東，趙三星，等.內燃機系統動力學與油膜動力潤滑的耦合分析[J].西安交通大學學報，2003，37（1）：56-59.

[3]Thompson J M，Stewart H B.Nonlinear dynamics and chaos：geometrical methods forengineers and scientists[M].New York：John Wiley&Sons，Inc.1986.

[4]鄧曉曉.內燃機曲軸軸系多體動力學仿真分析[D].中北大學，2012.

[5]張林仙，張生保.基于多體系統仿真的內燃機曲柄連桿機構動力學分析[J].裝備制造技術，2006（4）：14-16.