車用發(fā)動機潤滑系統(tǒng)最低潤滑油供給量研究

倪計民，金文華，李國慶，李佳琪，白炳仁

(同濟大學(xué)汽車學(xué)院，上海 201804)

潤滑系統(tǒng)是發(fā)動機的重要子系統(tǒng)之一，它不僅為發(fā)動機運動部件的摩擦表面提供壓力和流量合適的潤滑油，還對關(guān)鍵零部件起冷卻、除銹和密封的作用。在發(fā)動機傳統(tǒng)開發(fā)過程中，一般將潤滑系統(tǒng)的重點放在關(guān)鍵零部件的開發(fā)上，在總成開發(fā)成功和整機裝配完成后通過主油道壓力評估潤滑系統(tǒng)性能。這種研究方法的不足之處在于零部件、總成到系統(tǒng)只是簡單的經(jīng)驗組合，定性的成分多，系統(tǒng)性能差，優(yōu)化改進(jìn)的效率低，而且很難獲得量化的參數(shù)[1]。以往研究中針對潤滑系統(tǒng)油量需求的確定在國內(nèi)鮮有學(xué)者作過計算分析，在實際應(yīng)用中確定合理供油量的問題上依然偏向保守設(shè)計，存在供油量過大的問題。本研究在保證潤滑系統(tǒng)潤滑油壓力和流量合理分布以及發(fā)動機關(guān)鍵零部件可靠工作的前提下，通過仿真計算，確定發(fā)動機潤滑系統(tǒng)所需求的最低潤滑油供給量，該計算結(jié)果可為可變排量機油泵的設(shè)計提供邊界條件，以保證潤滑系統(tǒng)供油量和發(fā)動機實際需求量匹配，從而最大程度地減少功耗，起到節(jié)能減排的效果。

1 模型建立

發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的重要部件包括軸承、凸輪和挺柱，本研究對以上各用油部件分別建模，計算各部件單獨壓力需求后，再結(jié)合潤滑油在管道中的流動損失，最終計算出發(fā)動機主油道的實際壓力需求，為潤滑系統(tǒng)設(shè)計提供理論依據(jù)。

1.1 潤滑系統(tǒng)油路模型

本研究中某發(fā)動機潤滑油系統(tǒng)主要包括機油泵、調(diào)壓閥、濾清器、軸承、VVT結(jié)構(gòu)、液壓挺柱及油道等部分，其回路示意見圖1。其中，VVT結(jié)構(gòu)為該發(fā)動機的特殊結(jié)構(gòu)，它依靠潤滑油壓力的驅(qū)動來實現(xiàn)進(jìn)排氣凸輪軸相位的調(diào)整。

圖1 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)回路示意

基于參考機型結(jié)構(gòu)建立了Flowmaster潤滑網(wǎng)絡(luò)模型。該模型可以分為三部分，包括供油子系統(tǒng)、輸油子系統(tǒng)和泄油子系統(tǒng)。供油子系統(tǒng)主要為潤滑油路提供壓力和流量，主要包括機油泵等部分；輸油子系統(tǒng)主要包括各個油道、濾清器和調(diào)壓閥等部件，在這些部件處會產(chǎn)生相應(yīng)的壓力損失；泄油子系統(tǒng)主要由軸承、液壓挺柱及VCT系統(tǒng)組成，該部分將會有潤滑油流進(jìn)和流出，流出的潤滑油將重新返回油底殼，從而形成了潤滑油流通的整條回路。

1.2 軸承動力學(xué)模型

為保證連桿軸承和主軸承在常用工況下處于液體潤滑狀態(tài)工作，需對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行理論設(shè)計，最小油膜厚度是決定軸承工作可靠性的關(guān)鍵因素，其出現(xiàn)位置的范圍愈大，軸承的損壞概率愈大[5]。因此，軸承動力學(xué)模型的構(gòu)建思路是：首先，通過對連桿軸承和主軸承受力分析，求解獲得軸承載荷數(shù)據(jù)；在此基礎(chǔ)上，根據(jù)Holland法計算求解軸承的軸心軌跡，計算得到軸承最小油膜厚度。圖2示出軸承物理模型的受力關(guān)系示意。

圖2 軸承動力學(xué)模型

Holland法將軸頸的旋轉(zhuǎn)運動和擠壓運動分開計算，按各自的邊界條件分別求解，然后將旋轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生的承載力與擠壓運動產(chǎn)生的承載力矢量相加并與外載荷平衡，從而建立載荷與軸心運動速度和軸心軌跡之間的關(guān)系。根據(jù)受力平衡關(guān)系可得：

F·sin(δ-γ)=pDsinβ，

(1)

F·cos(δ-γ)=pDcosβ+pV。

(2)

(3)

(4)

(5)

在時間間隔 Δt之后，根據(jù)式(6)和式(7)計算軸心新位置。

(6)

(7)

逐點求解，便可以得到軸心軌跡。

根據(jù)式(8)可計算出最小油膜厚度:

Hmin=(1-εmax)·D/2。

(8)

1.3 VVT系統(tǒng)及液壓挺柱潤滑壓力計算模型

本研究的VVT系統(tǒng)主要由發(fā)動機電控單元、VVT相位驅(qū)動器以及潤滑油壓力控制閥構(gòu)成。VVT系統(tǒng)所需最高潤滑供油壓力由氣缸壓力決定：

(9)

式中：poil為供油壓力；pe為等效氣缸壓力；C為凸輪系數(shù)；n為凸輪個數(shù)；A為VVT執(zhí)行器等效作用面積；l為等效作用力矩。根據(jù)供應(yīng)商要求，在轉(zhuǎn)速為1 200 r/min時，VVT調(diào)壓壓力不低于0.15 MPa。根據(jù)該力矩的平衡關(guān)系可以計算出發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速下的潤滑油壓力。

液壓挺柱結(jié)構(gòu)見圖3。規(guī)定液壓挺柱正常工作的最小壓力為0.05 MPa，為保證所有液壓挺柱正常工作，需考慮并計算潤滑油從主油道到末端液壓挺柱處的壓力損失，保證油道末端液壓挺柱的入口潤滑壓力為合理值。

圖3 液壓挺柱結(jié)構(gòu)示意圖

2 計算結(jié)果及分析

2.1 潤滑系統(tǒng)油路模型計算結(jié)果

采用主油道壓力試驗測量數(shù)據(jù)對搭建的發(fā)動機潤滑系統(tǒng)模型進(jìn)行標(biāo)定，在模型中計算不同轉(zhuǎn)速下的主油道壓力時，潤滑油溫度設(shè)置為主油道壓力試驗中獲取的潤滑油溫度值。最終主油道壓力試驗值和計算值的對比結(jié)果見表1。

表1 發(fā)動機主油道壓力計算值與試驗值對比

結(jié)果顯示，在整個轉(zhuǎn)速區(qū)域內(nèi)，試驗值與計算值誤差均小于5%，可以滿足工程計算要求，因此本模型具有較高精度。

2.2 軸承動力學(xué)模型計算結(jié)果

2.2.1軸心軌跡與最小油膜厚度

基于軸承動力學(xué)模型計算得到的主軸承和連桿軸承在2 000 r/min，4 000 r/min和5 200 r/min時的軸心軌跡曲線見圖4，各轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度見表2。

圖4 主軸承和連桿軸承軸心軌跡曲線

發(fā)動機轉(zhuǎn)速/r·min-1主軸承最小油膜厚度/μm連桿軸承最小油膜厚度/μm10005．183．5312002．363．7416003．504．3620002．744．3624003．214．7628003．215．0332003．705．0736003．045．5040002．094．5544001．613．7948001．423．6752000．872．51

根據(jù)軸承潤滑機理，可以膜厚比作為指標(biāo)對軸承潤滑狀態(tài)進(jìn)行判斷。膜厚比是指潤滑油最小油膜厚度與軸承軸頸表面粗糙度均方值的比值，該均方值可通過式(10)計算。

(10)

式中：σ1為軸承表面粗糙度;σ2為軸頸表面粗糙度。

當(dāng)軸承處于彈性流體潤滑時，膜厚比一般為3～4，認(rèn)為此時軸承工作完全可靠；當(dāng)軸承處于邊界潤滑狀態(tài)時，膜厚比一般為1～3，認(rèn)為軸承可正常工作。本研究文中主軸承、連桿軸承和相應(yīng)軸頸的表面粗糙度均為0.3 μm。

由表2可計算出主軸承和連桿軸承在各轉(zhuǎn)速下的膜厚比(見表3)。

表3 軸承膜厚比

從表3中可以看出，各個軸承在每個轉(zhuǎn)速下的膜厚比均大于2，沒有出現(xiàn)干摩擦的現(xiàn)象；尤其在中低轉(zhuǎn)速區(qū)，所有軸承膜厚比均大于4，處于完全液體潤滑狀態(tài)。

2.2.2軸承最小油膜厚度影響關(guān)系分析

將軸承入口壓力分別取為潤滑系統(tǒng)油路模型計算所得值的25%，45%，65%，85%，105%，125%和145%，分別計算主軸承和連桿軸承在不同入口壓力和轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度值，結(jié)果見圖5。

圖5 潤滑油壓力對主軸承和連桿 軸承最小油膜厚度的影響

計算結(jié)果表明，軸承最小油膜厚度與軸承潤滑入口壓力之間沒有顯著的影響關(guān)系。出現(xiàn)該現(xiàn)象的機理可能是：軸承潤滑性能計算基于雷諾方程，而建立雷諾方程的前提為軸承內(nèi)部有充足的潤滑油使得軸承內(nèi)部產(chǎn)生油楔，即只要軸承入口處提供的潤滑油流量大于軸承本身擠壓和旋轉(zhuǎn)排出的油量，軸承便可形成動壓而正常工作。因此，軸承潤滑入口潤滑油壓力對軸承最小油膜厚度影響不顯著。在潤滑系統(tǒng)設(shè)計時，在軸承穩(wěn)定運行的前提下，可以不考慮軸承潤口壓力的影響。

2.3 VVT系統(tǒng)及液壓挺柱潤滑壓力模型計算結(jié)果

求解1.3中描述的模型，可得VVT系統(tǒng)在發(fā)動機不同轉(zhuǎn)速下對潤滑油壓力的需求關(guān)系(見圖6)。

圖6 VVT系統(tǒng)在不同轉(zhuǎn)速下需要的潤滑油壓力

在潤滑系統(tǒng)油路模型中可計算從主油道到液壓挺柱潤滑油入口處的沿程損失，該計算值為0.013 MPa，加上0.05 MPa的工作壓力，故在發(fā)動機所有運行工況內(nèi)只要挺柱入口潤滑油壓力不低于0.063 MPa，就可保證挺柱正常工作。

3 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)最優(yōu)潤滑油供給計算

通過分析以上各模型的計算結(jié)果，可以得到如下結(jié)論：發(fā)動機運行工況內(nèi)，在軸承穩(wěn)定工作的前提下，軸承最小油膜厚度受潤滑油入口壓力影響不大，故軸承工作可靠性與主油道壓力無必然聯(lián)系；VVT系統(tǒng)和液壓挺柱則在不同轉(zhuǎn)速下對主油道潤滑油壓力有不同需求。綜合以上分析，取三者最大值作為潤滑系統(tǒng)潤滑油壓力需求值，利用該壓力需求值借助Flowmaster重新搭建潤滑油回路模型計算發(fā)動機各轉(zhuǎn)速下的潤滑油流量，從而獲得發(fā)動機潤滑系統(tǒng)潤滑油流量的需求曲線，并求出相應(yīng)的液壓功率曲線。最終主油道供油功率理論需求值和系統(tǒng)運行功率實際測量值見圖7。

圖7 發(fā)動機潤滑系統(tǒng)主油道功率計算需求值和原機實際測量值對比

對比理論液壓功率值與原機液壓功率后發(fā)現(xiàn)，理論液壓功率在整個轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)都比原機的液壓功率低，在中轉(zhuǎn)速區(qū)最高減小幅度更是可達(dá)72%。隨著轉(zhuǎn)速的升高，該差值逐漸縮小，這也說明了發(fā)動機潤滑系傳統(tǒng)方法的特征：為了保證極限工況的安全，通常給發(fā)動機潤滑系足夠的設(shè)計余量，從而使得在其他轉(zhuǎn)速區(qū)出現(xiàn)了液壓功率過剩的現(xiàn)象。因此，為避免傳統(tǒng)設(shè)計方法中局部功率過高的缺陷，可以基于本研究給出的理論供油曲線，并結(jié)合一定的裕量為運行邊界條件，設(shè)計可變排量機油泵，從而最大程度減少發(fā)動機整體功耗，實現(xiàn)發(fā)動機節(jié)能減排目標(biāo)。

4 結(jié)論

a) 各軸承在中低轉(zhuǎn)速區(qū)處于完全液體潤滑狀態(tài)，在高轉(zhuǎn)速區(qū)處于邊界潤滑狀態(tài)；軸承入口潤滑油壓力對最小油膜厚度影響不顯著，軸承工作可靠性與主油道壓力無必然聯(lián)系；

b) VVT系統(tǒng)和液壓挺柱在不同轉(zhuǎn)速下對主油道有不同要求，隨轉(zhuǎn)速升高，對主油道壓力的需求隨之上升；

c) 主油道潤滑油壓力理論需求值相對于原機潤滑油壓力實測值具有明顯優(yōu)勢，若潤滑系統(tǒng)按理論需求值進(jìn)行潤滑油供給時可最高減少72%的功率。

參考文獻(xiàn)：

[1] 童寶宏,桂長林,陳華,等.發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的研究與進(jìn)展[J].車用發(fā)動機,2007(2):5-8.

[2] 童寶宏,桂長林,陳華,等.發(fā)動機機油泵供油特性的神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)建模[J].內(nèi)燃機學(xué)報,2007,25(3):265-270.

[3] 農(nóng)迅,吳鋒.內(nèi)燃機潤滑系統(tǒng)管道壓力分析與模擬[J].車用發(fā)動機,2001(5):24-25.

[4] 張直明,張言羊,陳兆雄.滑動軸承的流體動力潤滑理論[M].北京:高等教育出版社,1986.

[5] Tao W,Yuan Y,Resh W F,et al.CFD Simulation of Connecting Rod Bearing Lubrication[C].SAE Paper 2003-01-0924.

[6] C S M,P Y H,J S.A Study on Engine Lubrication System by Optimized Network Analysis -Part I:Case Study[C].SAE Paper 2000-01-2921.

[7] Akasaka Y,Kiga S,Kobayashi M,et al.Lubrication Technology and Analysis for Variable Valve Event and Lift (VVEL) System[C].SAE Paper 2009-01-1837.

[8] Tao W,Yuan Y,Resh W F,et al.CFD Simulation of Connecting Rod Bearing Lubrication[C].SAE Paper 2003-01-0924.