某型汽油機增設(shè)渦輪增壓器后潤滑系統(tǒng)的研究

姚博煒，韋錦易，劉高領(lǐng)，翟克嬌，楊曉

(1. 上汽通用五菱汽車股份有限公司, 廣西柳州 545007； 2.柳州上汽汽車變速器有限公司柳東分公司，廣西柳州 545006)

0 引言

隨著我國對內(nèi)燃機汽車排放的控制和更優(yōu)效率的需求，內(nèi)燃機的發(fā)展趨勢進一步趨向小型化和緊湊化。小排量車用發(fā)動機有助于減少車輛的尾氣排放，而過小的排量也會導致汽車動力不足，影響汽車駕駛性能。而增壓器(如渦輪增壓器或機械增壓器)可以提高發(fā)動機空氣進氣壓力，進而提高發(fā)動機動力輸出。因此，增壓器目前被認為是解決小排量發(fā)動機動力欠缺的重要手段。然而，增加增壓器的同時也改變了整機的潤滑系統(tǒng)，需要優(yōu)化發(fā)動機的機油潤滑供給，設(shè)計不完善的潤滑系統(tǒng)將加速發(fā)動機的耗損甚至導致?lián)p壞。因此，研究針對增壓器的潤滑系統(tǒng)對提升發(fā)動機效率、降低排放具有重要的意義。而在發(fā)動機設(shè)置增壓器后，由于增壓器同樣需要主油道潤滑油潤滑，這將導致供油系統(tǒng)的負荷加劇，而未經(jīng)相應(yīng)改進的供油系統(tǒng)將不能滿足發(fā)動機的潤滑需求。因此，針對機油泵流量的分析計算和對泄壓壓力的系統(tǒng)分析具有重要的實際意義。

目前比較常見的對于動力機械進行潤滑分析的方法主要是數(shù)值模擬法，本文作者主要應(yīng)用FlowMaster一維仿真方法對一款小排量發(fā)動機增加增壓器后對潤滑系統(tǒng)的總體需求進行分析，并將討論在發(fā)動機系統(tǒng)上增加渦輪增壓器對潤滑供油系統(tǒng)的要求和數(shù)值模擬推薦解決方案。

1 實際發(fā)動機和潤滑供油系統(tǒng)參數(shù)

本文作者采用的發(fā)動機詳細參數(shù)見表1。

表1 發(fā)動機和潤滑系統(tǒng)主要參數(shù)

所采用的潤滑供油系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡圖如圖1所示。此發(fā)動機潤滑系統(tǒng)由機油收集器、機油泵、機油濾清器、潤滑油道、擋油板、油底殼和機油標尺等組成。

圖1 潤滑供油系統(tǒng)結(jié)構(gòu)

潤滑油經(jīng)機油收集器收集后，進入機油泵，經(jīng)機油泵加壓后進入缸體主油道。此類潤滑油分為兩部分：一部分進入主軸承油道后對曲柄連桿進行潤滑；還有一部分從第二主軸承處進入缸蓋主油道，然后進入中空凸輪軸對進氣凸輪軸和排氣凸輪軸進行潤滑，最后經(jīng)回油道回到油底殼。此發(fā)動機增壓方式可采用機械增壓或渦輪增壓方式，主要研究渦輪增壓方式對潤滑油系統(tǒng)負荷的影響。對于渦輪增壓方案，由于渦輪增壓器本身需要潤滑油，因此需考察原機潤滑系統(tǒng)能否為渦輪增壓器中間體軸承提供足夠的潤滑油壓力和流量。初步設(shè)計渦輪增壓器的潤滑油道在主油道上，第三、第四主軸承之間的位置。因為渦輪增壓下發(fā)動機的熱負荷和原機相比會增大很多，因此需要增設(shè)主油道冷卻噴嘴對活塞和連桿小頭進行潤滑冷卻。

2 FlowMaster模型建立和試驗驗證

所采用的FlowMaster模型構(gòu)造如圖2所示。圖2(a)表示上缸蓋油路。潤滑油從機油濾清器進入主油道后，經(jīng)第二主軸承油道向上前往氣缸蓋，中間有多處90°轉(zhuǎn)角。圖2(b)所示為凸輪軸潤滑系統(tǒng)，進排氣凸輪軸的潤滑油路結(jié)構(gòu)完全相同。圖2(c)所示為供油系統(tǒng)。供油系統(tǒng)由機油泵、機油收集器、機油濾清器、泄壓閥等組成。此機機油泵為外嚙合齒輪泵，安裝在發(fā)動機前端，由曲軸直接帶動。泄壓閥集成在油泵中，保持主油道壓力不致過大。圖2(d)所示為曲軸潤滑系統(tǒng)。該部分代表了發(fā)動機中主軸承及曲軸內(nèi)部的潤滑油路，包括主軸承、曲軸斜油孔、連桿大頭軸承、活塞冷卻噴嘴等。該機的5個主軸承中，只有第三主軸承的軸頸處沒有斜油孔。計算時，將FlowMaster中模型的類型設(shè)為Automotive Lubrication Circuit Design Steady State，計算類型設(shè)為不可壓縮穩(wěn)態(tài)計算。潤滑油類型采用Mineral 15W/40 Motor Oil，機油溫度120 ℃，環(huán)境壓力1×105Pa。所計算的發(fā)動機轉(zhuǎn)速范圍為1 000～6 000 r/min。圖3所示為一維FlowMaster模擬與實際發(fā)動機(參數(shù)見表1)試驗油壓的對比。

圖2 FlowMaster模型示意

圖3 FlowMaster 計算油壓與發(fā)動機實測數(shù)據(jù)比較結(jié)果

由圖3可知：數(shù)值模擬的機油壓力基本與試驗所測壓力數(shù)值相同，相對誤差可以保持在3%以內(nèi)。同時，在低轉(zhuǎn)速條件下(<2 000 r/min), 數(shù)值模擬誤差較大，而在高轉(zhuǎn)速條件下(>3 000 r/min)，模擬結(jié)果更加精確，相對誤差小于1%。此計算精度與已有文獻相一致，驗證了應(yīng)用此一維模型進行實際優(yōu)化的合理性。

3 渦輪增壓器對潤滑系統(tǒng)的設(shè)計需求

在現(xiàn)有發(fā)動機上增加渦輪增壓器，則需考察原發(fā)動機潤滑系統(tǒng)能否為渦輪增壓器中間體軸承提供足夠的潤滑油壓力和流量。初步考慮渦輪增壓器的潤滑油道在主油道上，第三、第四主軸承之間的位置。因為渦輪增壓下發(fā)動機的熱負荷和原機相比同樣會增大很多，因此需要增設(shè)主油道冷卻噴嘴對活塞和活塞銷進行潤滑、冷卻，這一設(shè)計對潤滑油流量也產(chǎn)生一定的消耗，尤其是在低轉(zhuǎn)速段，如圖4所示。

圖4 原機和增加冷卻噴嘴之后的各部分流量對比

由于所匹配的渦輪增壓器具體的結(jié)構(gòu)參數(shù)未知，為了達到考察渦輪增壓器潤滑效果的目的，仿真時，將對主軸承壓力和潤滑油流量影響最大的中間體軸承相對間隙從0.000 6變至0.008 mm，來研究潤滑系統(tǒng)性能的變化。將軸承直徑定為30 mm，則對應(yīng)的間隙變化范圍為0.017 99～0.239 mm，此設(shè)計范圍較寬，足以滿足實際需求。而且由于采用了相對間隙，則軸承直徑的影響就被抵消。

首先分析增加渦輪增壓器后對潤滑系統(tǒng)壓力和流量的影響，如圖5所示。

圖5 改變中間體軸承相對間隙對潤滑性能的影響

由圖5可知：增加渦輪增壓器會使主油道壓力下降，且隨著中間體軸承間隙的增大而下降得更明顯；當中間體軸承相對間隙達到0.008 mm、轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時，主油道壓力也無法達到泄壓閥的工作壓力，此時整個潤滑系統(tǒng)將無法正常工作；氣缸蓋入口油壓和凸輪軸入口油壓以及渦輪增壓器入口油壓和主油道壓力變化趨勢相同。由于渦輪增壓方案中也有主油道活塞冷卻噴嘴，在渦輪增壓器中間體軸承相對間隙較小時，冷卻噴嘴的流量和機械增壓方案一樣處于比較高的水平，所以潤滑系統(tǒng)對機油的需求和原機相比較大，主油道的流量就會升高，如圖5(b)、(c)所示。但是隨著中間體軸承相對間隙的增加，渦輪增壓器的流量迅速升高，潤滑油大部分被其消耗。

如圖5(d)所示，這就雖然使得主油道流量提高了，但是潤滑系統(tǒng)其他各處的流量均大幅下降。以上只是將渦輪增壓器對潤滑系統(tǒng)的影響進行了定性的分析，但可以看出，渦輪增壓器結(jié)構(gòu)尺寸(尤其是中間體軸承的間隙)將對整個潤滑系統(tǒng)的性能有重要影響。在增壓器選型時，在考慮其增壓特性和發(fā)動機性能匹配的同時，也要考慮它對潤滑系統(tǒng)的影響。如軸承間隙選得太小，則渦輪增壓器的潤滑效果不理想；選得太大，則會導致原潤滑系統(tǒng)不能正常工作，必須提升原潤滑系統(tǒng)的機油泵排量。

根據(jù)渦輪增壓器中間體軸承相對間隙最大的情況，即相對間隙為0.008 mm時，把機油泵排量提升至9.8 mL/r，潤滑系統(tǒng)性能如圖6所示?？梢钥闯觯河捅门帕刻嵘院?，潤滑系統(tǒng)各處壓力均可以達到機械增壓方案發(fā)動機的壓力值。另外，油泵排量的增加使主油道流量進一步提高，但是由于渦輪增壓器軸承間隙未變，所以它的流量增加不大，流量的增加主要補償了潤滑系統(tǒng)其他各處流量的不足，使其達到機械增壓發(fā)動機的水平。

圖6 增加機油排量對潤滑性能的影響

4 總結(jié)

作者建立了基于FlowMaster的準確的潤滑系統(tǒng)模型，在此基礎(chǔ)上對渦輪增壓型發(fā)動機進行潤滑系統(tǒng)性能計算。FlowMaster仿真模型的計算結(jié)果表明：模型可以模擬實機發(fā)動機的潤滑系統(tǒng)性能，主油道壓力的變化趨勢和試驗數(shù)據(jù)相似，數(shù)值相當，泄壓閥在1 600 r/min開啟，開啟后主油道壓力穩(wěn)定在4×105Pa左右。當軸承間隙處在較大值時(如文中的0.008 mm)，潤滑系統(tǒng)中的壓力和流量均達不到要求，無法滿足需要。因此針對這種情況，必須更換機油泵。當機油泵排量增大到9.8 mL/r時，可以使具有最大中間體軸承相對間隙的渦輪增壓器潤滑系統(tǒng)性能達到技術(shù)要求。