潤滑油對發(fā)動機曲軸摩擦功影響的仿真與試驗研究

梅本付， 李炯， 劉偉強， 劉冠麟， 龔金科

(1. 泛亞汽車技術中心有限公司， 上?！?01201； 2. 湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室， 湖南 長沙　410082；3. 湖南涉外經濟學院機械工程學院， 湖南 長沙　410205)

?

潤滑油對發(fā)動機曲軸摩擦功影響的仿真與試驗研究

梅本付1， 李炯2， 劉偉強2， 劉冠麟3， 龔金科2

(1. 泛亞汽車技術中心有限公司， 上海201201； 2. 湖南大學汽車車身先進設計制造國家重點實驗室， 湖南 長沙410082；3. 湖南涉外經濟學院機械工程學院， 湖南 長沙410205)

以某直列3缸汽油機為研究對象，利用AVL EXCITE軟件建立了曲軸多體動力學仿真模型，通過臺架試驗，驗證了該仿真模型的正確性，在此模型基礎上分析了潤滑油溫度、供油壓力以及潤滑油種類對發(fā)動機曲軸摩擦功的影響規(guī)律。研究表明：指定條件下的曲軸摩擦損失功率仿真結果為106.6 W，臺架試驗結果為102 W，誤差在5%以內，表明仿真模型具有相當的精度；當潤滑油供油溫度從40 ℃升高到110 ℃時，曲軸摩擦損失功率減小到最低，約為104 W，當溫度超過110 ℃后，摩擦損失增加，當溫度上升到150 ℃時，摩擦損失功率達到140 W，潤滑條件急劇惡化；當軸承主油道入口壓力從0.31 MPa增加到0.4 MPa時，曲軸摩擦功率減小約10 W，且供油溫度較低時潤滑油供油壓力對曲軸摩擦功率影響較大；曲軸摩擦功率隨黏度的提高而增加，供油溫度較低時，潤滑油黏度對曲軸摩擦功率的影響較大。

仿真； 潤滑油； 溫度； 供油壓力； 運動黏度； 摩擦功

曲軸是發(fā)動機重要的連接部件，它承載著活塞連桿周期性的慣性力以及缸內氣體燃燒壓力[1-2]，平均比壓高達20～80 MPa，曲軸軸頸與軸瓦之間的相對滑動速度可達10 m/s[3]，該部分摩擦損耗是整機摩擦功的重要來源之一，因此需要對曲軸上的關鍵摩擦副——軸瓦和軸頸表面進行有效的潤滑。 發(fā)動機在實際運行中大部分時間內都處于中低速工況，且在該工況下曲軸摩擦功占整機摩擦損耗比重大，該工況是研究曲軸摩擦損失影響因素的最佳工況，因此重點研究了2 000 r/min下潤滑油溫度、主油道供油壓力以及潤滑油種類對曲軸摩擦損失的影響規(guī)律。

1　模型潤滑理論基礎

1) Reynolds潤滑方程

本研究仿真模型中的潤滑理論基于以下Reynolds方程[4-5]：

(1)

該方程基于Reynolds壓力邊界條件[6]：

2) 能量方程

流體動壓潤滑的能量方程[7-8]為

(2)

式中：qx,qy分別為微柱體在x，y方向的體積流量；T為油溫；J為熱功當量；c為比熱容。

3) 油膜厚度方程

本模型中的油膜厚度方程[9-10]為

(3)

(4)

式中：h0為剛體中心膜厚；δpS，δpJ分別為軸瓦、軸頸在油膜壓力下的彈性變形，由于軸頸材料硬度明顯高于軸瓦材料，默認δpJ=0；δTJ，δTS分別為軸承、軸頸表面熱變形量；c為軸承半徑間隙；ε為偏心率；θ為軸承展開角，θ=x/R；θξ為軸心偏位角。

2　多體動力學仿真模型

1) 氣缸燃燒壓力

在試驗臺架上測得轉速2 000 r/min、平均有效壓力0.2 MPa時的一個氣缸內燃燒壓力隨曲軸轉角的變化數據，以此作為模型輸入(見圖1)。另外兩個氣缸的燃燒壓力默認數值相同，相位不一致。

圖1　缸內燃燒壓力

2) 曲軸軸承主油道入口壓力

曲軸主油道入口壓力隨轉速變化規(guī)律見圖2，取2 000 r/min時的壓力0.359 5 MPa作為模型輸入。

圖2　主油道入口壓力

3) 曲軸有限元模型

采用精度較高的六面體網格，共劃分180 508個單元，包含66 404個節(jié)點。進行網格劃分時，對過渡圓角進行了細化加密。圖3示出曲軸的有限元模型。

圖3　曲軸有限元模型

4) 多體動力學模型

將Hypermesh中的曲軸有限元模型導入AVL excite模塊中進行模型縮減，得到最終的多體動力學仿真模型(見圖4)。

圖4　多體動力學仿真模型

3　模型驗證

3.1仿真計算結果

90 ℃供油溫度、0.359 5 MPa主油道入口壓力、SAE 5W-40潤滑油、2 000 r/min下的曲軸摩擦功率仿真結果見圖5。由圖5可看出，4個主軸承的摩擦功率隨曲軸轉角呈現一定的規(guī)律性，這是缸內燃燒壓力與曲柄連桿慣性力的周期性所致。對圖5中的4條曲線進行積分，然后求平均值，得出一個循環(huán)內4個主軸承的平均摩擦損失功率，分別為25.1 W，28.3 W，26.8 W，26.4 W，摩擦功率總和為106.6 W。依據仿真結果，4個主軸承的摩擦損失功率相當接近，說明該發(fā)動機的平衡性較高。

圖5　曲軸摩擦功率仿真結果

3.2模型試驗驗證及分析

采用倒拖法[11-12]在發(fā)動機臺架上進行發(fā)動機曲軸摩擦功損失測定試驗。主油道溫度通過恒溫油車控制為90 ℃。試驗中供油壓力通過電壓控制OCV閥進行控制，保證主油道入口壓力為0.359 5 MPa。圖6示出平均摩擦有效壓力隨發(fā)動機轉速變化的試驗結果。臺架試驗測得以平均摩擦有效壓力(pfme)表示的曲軸摩擦損失，按照如下公式轉換成摩擦損失功率。

(5)

式中：pfme為平均摩擦有效壓力；d為氣缸直徑；l為活塞行程；n為發(fā)動機轉速。

曲軸摩擦損失功率的仿真結果為106.6 W，由圖6可知，2 000 r/min轉速下，曲軸摩擦損失有效壓力的試驗結果為18.105 kPa，用式(5)進行轉換可得曲軸摩擦損失功率為102 W，對比仿真結果，誤差為4.51%，考慮到試驗誤差以及仿真模型的簡化，認為此仿真模型具備足夠的精度，能用來進行發(fā)動機曲軸潤滑設計及潤滑油特性對曲軸摩擦損失的影響研究。

圖6　臺架試驗結果

4　潤滑油特性對曲軸摩擦損失的影響

4.1潤滑油溫度的影響

利用該多體動力學模型，研究2 000 r/min、0.395 9 MPa主油道供油壓力下，不同潤滑油供油溫度對曲軸摩擦損失的影響規(guī)律，設定潤滑油供油溫度在40～150 ℃范圍內變化，步長為10 ℃。

圖7示出仿真結果。由圖7可知，潤滑油供油溫度較低時，曲軸摩擦功隨著溫度的上升而減小，當溫度在110 ℃附近時達到最小，約為103 W，這是因為隨著溫度的升高，機油黏度降低，主軸承軸頸與軸瓦之間的黏滯阻力減小，同時機油流動性增強，潤滑油能迅速地進入并覆蓋被潤滑表面，從而減少摩擦損失。而當溫度高于110 ℃后，摩擦損失功率急劇上升，150 ℃時達到140 W。這是由于當溫度超過潤滑油的許用溫度界限時，潤滑油品質惡化，軸頸與軸瓦之間不能形成有效的潤滑油膜，導致接觸面之間出現干摩擦，摩擦損失急劇增加。

圖7　曲軸摩擦損失功率隨溫度的變化

圖8示出潤滑油供油溫度分別為110 ℃和150 ℃時的最小油膜厚度。由圖8可知，當潤滑油供油溫度為110 ℃時，一個循環(huán)內的最小油膜厚度為4 μm，符合工程上對最小油膜厚度的要求，潤滑情況良；當供油溫度升高到150 ℃時，最小油膜厚度低于1 μm，潤滑情況惡化。

圖8　最小油膜厚度仿真結果

4.2潤滑油壓力的影響

仿真模型根據臺架試驗中油泵的供油特性設置曲軸軸承主油道入口壓力，從0.31 MPa增加到0.4 MPa，步長為0.01 MPa。

圖9示出曲軸摩擦損失功率隨潤滑油供油壓力的變化。從圖9可知，潤滑油溫度一定時，隨著主油道入口壓力升高，供油量增加，摩擦損失功率減??；當主油道入口壓力從0.31 MPa增加到0.4 MPa時，摩擦損失功率降低了約10 W，且供油溫度較低時，提高壓力降低損失的效果更好。與供油溫度相比，供油壓力對曲軸摩擦損失功率的影響相對較小。

圖9　主油道入口壓力對曲軸摩擦功率影響仿真結果

4.3潤滑油種類的影響

仿真研究了SAE 5W-20，SAE 5W-30，SAE 5W-40 3種潤滑油對曲軸摩擦損失的影響規(guī)律，3種潤滑油在標準大氣壓下的理化性質見表1。

表1　潤滑油理化性質

仿真結果見圖10。正常情況下，潤滑油黏度越小，摩擦損失功率越小。然而對于特定的發(fā)動機，如果軸瓦與軸頸間隙較大，黏度過小時不能形成良好的潤滑油膜，摩擦損失反而增大。本研究中軸瓦與軸頸的間隙為0.03 mm，當潤滑油的黏度從8.383 mm2/s增加到13.400 mm2/s時，摩擦損失逐步增大，說明3種潤滑油在軸瓦與軸頸之間都能形成良好的油膜潤滑，此時黏滯阻力的增加起到了主要作用。因此發(fā)動機潤滑設計時，應針對不同的結構和運行參數選取合適的潤滑油種類。

圖10　潤滑油種類對曲軸摩擦功影響

5　結論

a) 當潤滑油供油溫度從40 ℃升高到150 ℃時，摩擦損失功率呈現先減小后增大的趨勢，并在溫度約為110 ℃時出現最低值104 W，對比40 ℃時的摩擦功率，降低了20 W；當溫度進一步增大時，潤滑油變質，油膜遭到破壞，摩擦損失功率急劇上升，當溫度上升到150 ℃時，摩擦損失功率達到140 W；

b) 當主油道供油壓力增加時，由于潤滑油供油量的增加，摩擦損失功率逐步減小，并且供油溫度較低時供油壓力對摩擦損失影響較大；

c) 供油溫度40 ℃時，曲軸摩擦功率隨黏度的提高而增加，并且供油溫度較低時，潤滑油黏度對曲軸摩擦功率的影響較大。

[1]溫詩鑄，黃平. 摩擦學原理[M]．3版.北京：清華大學出版社，2008:29-32.

[2]張緒壽，余來貴，陳建敏. 表面工程摩擦學研究進展[J]．摩擦學報，2000，20(2)：156-160.

[3]王曉力. 計入表面形貌效應的內燃機主軸承熱流體動力潤滑分析[D]．北京：清華大學，1999：43-44.

[5]Allmaier H,Priestner C,Reich F M,et al.Predicting friction reliably and accurately in journal bearings-extending the EHD simulation model to TEHD[J]．Tribology International,2013,58:20-28.

[6]Sharma S C,Kumar V,Jain S C,et al.Study of hole-entry hybrid journal bearing system considering combined influence of thermal and elastic effects[J]．Tribology International,2003,36(12):903-920.

[7]魏立隊，段樹林，刑輝，等.船舶柴油機主軸承熱彈性流體動力混合潤滑分析[J]．內燃機學報，2013,31(2): 183-191.

[8]Khonsari M M,Wang S H. On the fluid-solid interaction in reference to thermo-elasto-hydrodynamic analysis of journal bearings[J]．Journal of tribology,1991,113(2):398-404.

[9]孫軍，蔡曉霞，劉利平，等.計入機體和曲軸變形的曲軸軸承彈流潤滑分析[J]．內燃機學報，2010,28(3):275-280.

[10]王剛志，郝延明，馬維忍.內燃機主軸承熱彈性流體動力澗滑研究[J]．內燃機工程，2010,31(5):63-68.

[11]王忠，歷寶錄，馬淋軍.柴油機整機與零部件機械損失的評價指標及實驗分析[J]．中國機械工程，2006,17(2)：2387-2390

[12]Richardson D E.Review of power cylinder friction for diesel engines[J]．Journal of engineering for gas turbines and power,2000,122(4):506-519.Simulation and Experimental Research on Influence of Lubricanting Oil on Engine Crankshaft Friction Power Loss

[編輯：袁曉燕]

MEI Benfu1, LI Jiong2, LIU Weiqiang2, LIU Guanlin3, GONG Jinke2

(1. Pan Asia Technical Automotive Center, Shanghai201201, China;2. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Changsha410082, China;3. Mechanical Engineering Academy, Hunan International Economics University, Changsha410205, China )

The multi-body dynamic simulation model of the crankshaft for an inline 3-cylinder gasoline engine was established by using EXCITE tool of AVL software and verified by the bench test. The influences of lubricating oil temperature, pressure and type on the friction power loss of engine crankshaft were analyzed with the model. The research was found that the friction power losses of simulation result and bench test are 106.6 W and 102 W respectively under certain operating conditions. The error between them was less than 5%, which proved that the model was feasible. The crankshaft friction power loss dropped to the minimum value of 104 W when the lubricating oil temperature increased from 40 ℃ to 110 ℃. The friction power loss increased beyond 110 ℃ and increased to 140 W at 150 ℃ and the lubrication condition deteriorated sharply. The crankshaft friction power decreased by 10W when the inlet pressure of main oil passage increased from 0.31 MPa to 0.4 MPa and the decrease would be greater at low lubricating oil temperature. In addition, the crankshaft friction power increased with the increase of kinematic viscosity and its influence would increase at low temperature.

simulation; lubricating oil temperature; lubricating oil pressure; kinematic viscosity; friction power loss

2016-07-05；

2016-09-20

湖南省科技重大專項(2014FJ1013)

梅本付(1981—)，男，工程師，碩士，主要研究方向為發(fā)動機摩擦學；meiben945@163.com。

李炯(1996—)，男，碩士，主要研究方向為汽車發(fā)動機節(jié)能減排；m18573144367@163.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2016.05.015

TK421.9

B

1001-2222(2016)05-0078-04