非道路柴油機(jī)主油道壓力優(yōu)化研究

李三軍

(昆明理工大學(xué)，云南省內(nèi)燃機(jī)重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 云南昆明 650500)

機(jī)油泵作為柴油機(jī)潤(rùn)滑液運(yùn)送、保障潤(rùn)滑系統(tǒng)各摩擦副處于良好潤(rùn)滑狀態(tài)的核心部件，對(duì)柴油機(jī)的燃油消耗、運(yùn)動(dòng)部件磨損和結(jié)構(gòu)可靠性等具有重要影響。柴油機(jī)機(jī)油泵的額定流量是其設(shè)計(jì)和選擇的重要參數(shù)，與柴油機(jī)的功率、負(fù)荷和所用機(jī)油屬性密切相關(guān)，因此對(duì)機(jī)油泵的研究成為保障柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)良好的一個(gè)關(guān)鍵環(huán)節(jié)。當(dāng)柴油機(jī)在不改變其設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)，由車(chē)用改為非道路使用時(shí)，因運(yùn)行環(huán)境惡劣，額定功率轉(zhuǎn)速降低，機(jī)油泵相關(guān)參數(shù)不能滿(mǎn)足新的要求，需進(jìn)行研究以適應(yīng)新工況的要求。

柴油機(jī)的機(jī)油泵的供油能力受其工作轉(zhuǎn)速、主油道壓力和機(jī)油泵泄壓閥開(kāi)啟影響，以往常采用經(jīng)驗(yàn)法與試驗(yàn)法相結(jié)合[1]，然而設(shè)計(jì)柴油機(jī)整機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)時(shí)，存在整機(jī)匹配時(shí)間長(zhǎng)，且易出現(xiàn)設(shè)計(jì)過(guò)度或不足[2]。近年來(lái)，采用試驗(yàn)與一維仿真分析方法結(jié)合[3-6]、3D仿真分析[7-8]以及潤(rùn)滑流動(dòng)分析網(wǎng)絡(luò)圖[9-14]計(jì)算潤(rùn)滑系統(tǒng)各部件的流量和壓力分布,成為主要的機(jī)油泵研究方法。

為此，本文作者運(yùn)用潤(rùn)滑系統(tǒng)模擬軟件AMESim構(gòu)建非道路柴油機(jī)的整機(jī)潤(rùn)滑仿真模型，分析機(jī)油泵對(duì)柴油機(jī)主油道的供油規(guī)律，并對(duì)其進(jìn)行優(yōu)化，為非道路柴油機(jī)機(jī)油泵參數(shù)的設(shè)計(jì)和選型提供支持。

1 整機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)潤(rùn)滑規(guī)律

1.1 整機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)模型構(gòu)建

分析的柴油機(jī)在最初設(shè)計(jì)時(shí)是車(chē)用動(dòng)力，由于市場(chǎng)需要，在不改變柴油機(jī)結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上，改為在非道路車(chē)輛上使用，其標(biāo)定功率轉(zhuǎn)速變?yōu)? 400 r/min，基本參數(shù)見(jiàn)表1。

對(duì)非道路柴油機(jī)機(jī)油泵進(jìn)行研究時(shí)，不能僅考慮其本身的工作特性，還需考慮其與機(jī)油濾清器、機(jī)油冷卻器的相互影響。為此，建立非道路柴油機(jī)的整機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)模型，如圖1所示。其中，機(jī)油泵由凸輪軸通過(guò)中間部件驅(qū)動(dòng)，其工作轉(zhuǎn)速為柴油機(jī)工作轉(zhuǎn)速的1/2，在進(jìn)行仿真時(shí)，設(shè)置潤(rùn)滑系統(tǒng)的基礎(chǔ)壓力為0。

表1 柴油機(jī)及機(jī)油泵參數(shù)

圖1 非道路柴油機(jī)潤(rùn)滑系統(tǒng)模型Fig 1 Lubrication system model of off-road diesel engine

1.2 機(jī)油泵流量規(guī)律

車(chē)用柴油機(jī)改非道路用后，標(biāo)定功率轉(zhuǎn)速由3 600 r/min降低為2 400 r/min，則對(duì)應(yīng)的負(fù)荷特性改變。當(dāng)機(jī)油泵、機(jī)油濾清器和機(jī)油冷卻器的流阻特性參數(shù)不變時(shí)，仿真得到機(jī)油泵最高轉(zhuǎn)速為1 200 r/min時(shí)，主要部件和位置機(jī)油流量占比，如圖2所示。

圖2 1 200 r/min下柴油主要部件的機(jī)油流量比例Fig 2 Oil flow ratio of main components of engine at 1 200 r/min

從圖2可看出，機(jī)油泵泄壓閥的機(jī)油流量為0，易出現(xiàn)供油不足、軸瓦升溫等問(wèn)題，反映出原機(jī)油泵額定流量無(wú)安全余度。

而機(jī)油泵在整個(gè)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，主油道機(jī)油壓力與機(jī)油泵轉(zhuǎn)速關(guān)系，如圖3所示。

圖3 主油道機(jī)油壓力與機(jī)油泵轉(zhuǎn)速的關(guān)系Fig 3 Relationship between main oil channel pressure and oil pump speed

從圖3中可看出，主油道壓力隨機(jī)油泵轉(zhuǎn)速一直處于升高狀態(tài)，但是在最大機(jī)油泵轉(zhuǎn)速時(shí)，其主油道機(jī)油壓力僅為260 kPa，小于泄壓閥設(shè)計(jì)時(shí)的開(kāi)啟壓力600 kPa，表明其主油道內(nèi)供油不充分，不利于相關(guān)部件潤(rùn)滑，因此需對(duì)該機(jī)油泵的額定流量和泄壓閥開(kāi)啟壓力進(jìn)行分析和優(yōu)化。

2 額定流量和泄壓閥開(kāi)啟壓力優(yōu)化

2.1 機(jī)油泵額定流量設(shè)計(jì)

根據(jù)傳統(tǒng)經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)方法[15]，潤(rùn)滑油帶走燃油放熱量的1.5%～2%，即：

Q油=q油×Q燃=(0.015～0.02)Q燃

(1)

(2)

式中：Q燃為氣缸發(fā)熱量，kJ/h；Ne為柴油機(jī)有效功率；ηe為有效效率，柴油機(jī)取ηe=0.35；q油=0.02。

機(jī)油泵額定流量為

(3)

式中：K為儲(chǔ)備系數(shù)，取K=3；r為機(jī)油密度，一般取r=0.85 kg/L；c為機(jī)油比熱容，一般在1.7～2.1 kJ/(kg·℃)，取c=1.8 kJ/(kg·℃)；Δt為機(jī)油進(jìn)出口溫差，范圍為8～15 ℃，文中Δt=8 ℃。

將功率Ne=65 kW代入公式(2)，得到

將Q燃及q油代入公式(3)，得到

Vq為機(jī)油泵額定流量理論計(jì)算值，在實(shí)際工作中，柴油機(jī)散熱途徑較多，潤(rùn)滑油帶走的熱量遠(yuǎn)小于理論計(jì)算量。如機(jī)油泵額定流量值過(guò)大，將加大柴油機(jī)功率損耗，因此，機(jī)油泵額定流量取50 L/min進(jìn)行優(yōu)化。

2.2 額定流量?jī)?yōu)化

將機(jī)油泵額定流量50 L/min輸入圖1進(jìn)行仿真分析，發(fā)現(xiàn)機(jī)油流量在機(jī)油泵壓力小于500 kPa區(qū)域內(nèi)，二者關(guān)系呈線(xiàn)性變化，斜率變化較緩；大于500 kPa時(shí)，斜率變化較陡，其關(guān)系如圖4所示。因此，確定機(jī)油泵額定流量50 L/min時(shí)，泄壓閥開(kāi)啟壓力為500 kPa。

圖4 機(jī)油泵特性曲線(xiàn)Fig 4 Characteristic curves of oil pump

當(dāng)機(jī)油泵泄壓閥開(kāi)啟壓力為500 kPa時(shí)，各運(yùn)動(dòng)部件的機(jī)油流量分配隨機(jī)油泵轉(zhuǎn)速的變化如圖5所示。

從圖5中可看出，在整個(gè)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，主軸承的流量占比最大；連桿軸承的流量隨轉(zhuǎn)速的增加緩慢增長(zhǎng)；活塞冷卻噴嘴在泄壓閥開(kāi)啟前與轉(zhuǎn)速呈線(xiàn)性增長(zhǎng)趨勢(shì)；主軸承機(jī)油泄量在油泵轉(zhuǎn)速大于900 r/min后緩慢增長(zhǎng)，表明此轉(zhuǎn)速下，泄壓閥工作。同時(shí)，主油道、機(jī)油泵入口和出口、機(jī)油濾清器的壓力與機(jī)油泵轉(zhuǎn)速關(guān)系如圖6所示。

圖5 潤(rùn)滑系統(tǒng)各部件油流量分配Fig 5 Oil flow distribution of main components on lubrication system

圖6 主油道、機(jī)油泵、機(jī)油濾清器壓力與轉(zhuǎn)速關(guān)系Fig 6 Relation between oil pressure of main oil channel, oil pump and oil filter and speed

從圖6可看出，機(jī)油泵轉(zhuǎn)速為900 r/min時(shí)機(jī)油壓力出現(xiàn)明顯轉(zhuǎn)折，機(jī)油泵出口壓力維持在500 kPa，最高不超過(guò)510 kPa；主油道機(jī)油壓力維持在320 kPa，符合主油道機(jī)油壓力的150～600 kPa的范圍。

主軸承、連桿軸承處的最小油膜厚度與油泵轉(zhuǎn)速關(guān)系如圖7所示。

圖7 軸承最小油膜厚度與油泵轉(zhuǎn)速關(guān)系Fig 7 Relation between minimum oil film thickness and oil pump speed

從圖7可看出，各軸承的最小油膜厚度均隨轉(zhuǎn)速的增加而增加，連桿軸承油膜厚度最小，凸輪軸軸承油膜厚度最大，第四主軸承油膜厚度大于其他軸承。同等條件下，連桿軸承相對(duì)其他軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)最為惡劣。

2.3 泄壓閥開(kāi)啟壓力

機(jī)油泵泄壓閥開(kāi)啟壓力直接關(guān)系到軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)。壓力過(guò)高，導(dǎo)致部件在高壓沖擊下過(guò)早損壞，機(jī)油流量加大，油泵易出現(xiàn)早期磨損而滲漏；壓力過(guò)低，無(wú)法形成良好的潤(rùn)滑油膜，低速大負(fù)荷的非道路柴油機(jī)易出現(xiàn)軸心磨損等問(wèn)題。不同地區(qū)的發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)啟壓力也不相同，美國(guó)等地區(qū)設(shè)定的發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)啟壓力偏低，一般為300 kPa，發(fā)動(dòng)機(jī)負(fù)荷較小，較低壓力節(jié)省功率，而西歐等地區(qū)設(shè)定的發(fā)動(dòng)機(jī)開(kāi)啟壓力較高，一般為450 kPa，側(cè)重于滿(mǎn)足部件的潤(rùn)滑要求。為掌握泄壓閥開(kāi)啟壓力在泄壓閥處的溢流量，調(diào)節(jié)開(kāi)啟壓力數(shù)值，比較了主軸承徑向間隙與軸承端泄量和主油道、連桿軸承機(jī)油壓力的關(guān)系，如圖8和圖9所示。

圖8 主軸承徑向間隙與軸承端泄量關(guān)系Fig 8 Relation between radial clearance of main bearing and discharge of bearing end

圖9 主軸承徑向間隙與主油道和連桿軸承機(jī)油壓力關(guān)系Fig 9 Relation between radial clearance of main bearing and pressure of main oil channel and connecting rod bearing

如圖8、圖9所示，軸承徑向間隙與軸承的機(jī)油泄流量、主油道機(jī)油壓力不是線(xiàn)性關(guān)系，隨著徑向間隙的加大，機(jī)油加速流走，導(dǎo)致主油道壓力快速下降。徑向間隙的變化對(duì)主油道機(jī)油壓力有較大影響，同時(shí)隨著柴油機(jī)的軸瓦和機(jī)油泵的磨損，主油道機(jī)油壓力有所下降。

機(jī)油濾清器工作阻力一般在25～100 kPa之間，機(jī)油冷卻器工作阻力在50～300 kPa之間。機(jī)油濾清器和機(jī)油冷卻器總的壓力損失控制在100 kPa以?xún)?nèi)，此次研究針對(duì)小功率柴油機(jī)，采用不同的阻力組合，計(jì)算機(jī)油泵出口壓力與主油道壓力的關(guān)系，得到機(jī)油濾清器和冷卻器總阻力與機(jī)油流量和泄流量的關(guān)系，如圖10所示。

圖10 機(jī)油濾清器和冷卻器總阻力與機(jī)油 出口流量和泄壓閥溢流量關(guān)系Fig 10 Relationship between the total resistance of the oil filter and cooler and the outlet flow and discharge flow of oil pump

如圖10所示，機(jī)油泵出口流量隨著阻力的增大緩慢減小，當(dāng)總阻力從20 kPa增大到130 kPa，機(jī)油泵出口流量減小0.2 L/min，而泄流量卻顯著地增大了5.8 L/min。隨著總阻力加大，泄壓閥機(jī)油流量變化明顯，表明機(jī)油濾清器和機(jī)油冷卻器阻力直接影響泄壓閥開(kāi)啟壓力，進(jìn)而影響到主油道的機(jī)油壓力。從擬合的直線(xiàn)可看出，泄流量的變化率是機(jī)油泵出口流量變化率的45倍，而機(jī)油濾清器和冷卻器的阻力增大導(dǎo)致軸承端泄量減小。

如圖11所示，隨著總阻力的增大，機(jī)油泵出口壓力呈近似線(xiàn)性增長(zhǎng)趨勢(shì)，而主油道壓力由于中間管路的壓力損失減少而快速增加。當(dāng)總阻力增加從20 kPa增加130 kPa，主油道機(jī)油壓力從350 kPa減低到309 kPa，機(jī)油泵出口壓力從498 kPa增加到514 kPa，表明總阻力的增加對(duì)主油道的壓力影響較為顯著，對(duì)機(jī)油泵出口壓力影響較小。

由于主油道油壓與機(jī)油泵供油壓力和軸承泄漏量直接相關(guān)，因此在柴油機(jī)工作時(shí)，由于機(jī)油濾清器逐漸被堵塞，機(jī)油冷卻器壁面損失加大，進(jìn)入主油道的總供油壓力下降，加上軸承長(zhǎng)期運(yùn)行后間隙加大，端泄量將加大，將會(huì)直接降低主油道機(jī)油壓力。因此，對(duì)主油道壓力和泄壓閥流量和機(jī)油泵額定流量進(jìn)行了優(yōu)化，結(jié)果見(jiàn)表2。

結(jié)合前面分析和表2中的結(jié)果，得知優(yōu)化前主油道最高機(jī)油壓力為260 kPa，機(jī)油泵處的泄壓閥無(wú)法打開(kāi)，不能滿(mǎn)足柴油機(jī)安全運(yùn)行的要求。優(yōu)化后主油道機(jī)油壓力為321 kPa，泄流量占機(jī)油泵出口流量的16%，機(jī)油泵能滿(mǎn)足柴油機(jī)工作需要。

圖11 機(jī)油濾清器和冷卻器總阻力與機(jī)油泵 出口壓力和主油道機(jī)油壓力的關(guān)系Fig 11 Relationship between total resistance of the oil filter and cooler and the outlet pressure and main oil channel pressure of oil pump

參數(shù)優(yōu)化前優(yōu)化后主油道最高壓力pmax/kPa260321泄壓閥機(jī)油流量V/(L·min-1)07.25機(jī)油泵額定流量Vq/(L·min-1)35.350

3 結(jié)論

(1)車(chē)用柴油機(jī)改非道路使用后，采用原機(jī)機(jī)油泵特性參數(shù)時(shí)，主油道機(jī)油壓力為260 kPa，機(jī)油泵處的泄壓閥沒(méi)有溢流量，未能達(dá)到柴油機(jī)安全運(yùn)行的要求。

(2)對(duì)該機(jī)油泵的額定流量和泄壓閥開(kāi)啟壓力進(jìn)行分析和優(yōu)化，優(yōu)化后主油道機(jī)油壓力達(dá)到321 kPa，泄壓閥的流量占機(jī)油泵出口流量的16%，能滿(mǎn)足柴油機(jī)相關(guān)部件潤(rùn)滑要求，且最小油膜厚度滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

(3)機(jī)油泵出口和泄壓閥的出口流量對(duì)后端阻力的影響趨勢(shì)不一致，而機(jī)油濾清器和冷卻器阻力增大導(dǎo)致軸承端泄量減低，主油道壓力降低。