某高速機主軸承潤滑性能分析

黃馳 范煥羽 顏峰

摘要：本文以某高速船用柴油機為對象，基于多體動力學軟件EXCITE，建立了柴油機主軸承的彈性液體動力學（EHD）分析模型。重點研究了在不同主軸承間隙寬度時，主軸承的最小液膜厚度、液膜壓力、摩擦功耗及滑油流量等特征設計參數的變化情況，為主軸承的結構優(yōu)化設計和提高主軸承的可靠性提供了技術支持。

關鍵詞：高速機;主軸承;潤滑性能

0? 引言

傳統(tǒng)潤滑計算方法建立在一系列假設之上，采用簡化模型進行分析。隨著潤滑理論的發(fā)展和計算技術的進步，潤滑計算中逐漸將原來忽略的影響因素考慮進來[1-3]?，F階段的潤滑計算中，對于內燃機主軸承這類重載軸承，能夠基于擴展的雷諾方程和粗糙接觸方程，充分考慮表面粗糙度對軸承潤滑性能的影響[4]。對于重載的內燃機主軸承，表面載荷和接觸壓力都很大，相互作用的曲軸和基座會發(fā)生較大的彈性變形，進而導致油膜厚度的顯著變化，不能忽略接觸表面的彈性變形對軸承潤滑性能的影響。因此應綜合考慮各種因素，對內燃機主軸承進行彈性流體動力潤滑（EHD）分析，精確地預測軸承性能，總結軸承關鍵尺寸對軸承性能的影響規(guī)律，為發(fā)動機主軸承優(yōu)化設計奠定基礎。

本文以某船用柴油機為例，利用多體系統(tǒng)動力學軟件EXCITE PowerUnit，綜合考慮供油特性、軸頸軸瓦表面形貌和曲軸基座彈性變形等影響因素，對船用內燃機的曲軸-軸承-基座系統(tǒng)進行仿真計算，分析了各主軸承的潤滑特性，并研究了不同主軸承間隙時軸承潤滑性能的變化規(guī)律。

1? 仿真分析模型

本文研究的機型為四沖程20缸V型機，具體參數如表1所示。對于柴油機而言，按面向柴油機飛輪端來規(guī)定柴油機兩側的稱呼。柴油機左側一排氣缸標記為“A”，右側一排氣缸標記為“B”。每一排的氣缸從飛輪端，從1開始進行連續(xù)編號。其它柴油機部件也從飛輪端，從1開始進行編號。本文研究機型的發(fā)火順序為：A1-B7-A7-B2-A2-B6-A6-B3-A3-B10-A10-B4-A4-B9-A9-B5-A5-B8-A8-B1。從輸出端看曲軸沿逆時針方向轉動。

在1455rpm額定負荷情況下氣缸壓力如圖1所示，以第一缸活塞在上止點時定為0°。氣缸最大爆壓為12.2MPa。

本文基于EXCITE軟件進行柴油機主軸承的彈性流體動力潤滑性能（EHD）分析，建立了曲軸-主軸承-基座耦合系統(tǒng)分析模型。如圖2所示為EXCITE模型框圖和連接示意圖。曲軸和基座均為彈性體，分別利用有限元方法建模，同時為了減少計算規(guī)模，通過主自由度縮減方法將曲軸和基座的有限元模型縮減為簡化的主自由度模型。主軸承使用EHD2軸承分析模塊。該模塊能夠充分考慮非線性油膜特性、軸承幾何形狀、軸瓦變形和機油填充率等因素對軸承性能的影響。

如圖3所示，曲軸的縮減模型在EXCITE PU中生成。曲軸的縮減模型包含了曲軸原有限元模型的質量、剛度和模態(tài)信息，并在主軸頸處保留節(jié)點和自由度以和基座建立連接。

曲軸的前幾階固有頻率如表2所示。

如圖4所示，柴油機基座由多個重復結構組成，為減小基座有限元模型的規(guī)模，提高基座變形求解精度，提取中間某一軸承座的基本三維模型來劃分網格，并設定基座底部固結，限制軸向兩側端面上節(jié)點的軸向自由度。將軸瓦瓦面上的節(jié)點設置為主自由度節(jié)點，利用EXCITE軟件調用abaqus求解器進行模型縮減。本文分析模型中有十一個軸承，每個軸承的基座均使用同樣的有限元模型進行縮減，并保留軸瓦瓦面節(jié)點為主自由度節(jié)點。在縮減模型中，為了保證EHD分析精度，在每個軸瓦表面設置了660（11×60）個節(jié)點。

柴油機主軸承采用薄壁軸瓦。軸承計算中所需參數如表3所示。

軸承間隙是軸承設計過程中較為關鍵的參數。本次分析中軸承間隙分別取0.1mm、0.2mm、0.3mm，與軸瓦內徑的比例分別為0.5‰、1‰、1.5‰，以充分研究不同軸承間隙對主軸承的潤滑性能的影響規(guī)律。

柴油機曲軸、基座和軸瓦的材料參數如表4所示。

2? 仿真計算結果

根據本文建立的仿真分析模型，在充分考慮基座和曲軸的彈性變形及軸頸、軸瓦表面粗糙度等因素的情況下，計算得到了不同間隙寬度時各主軸承的最小液膜厚度、液膜壓力、摩擦功耗及滑油流量等軸承潤滑特性參數。

如圖5所示為不同間隙寬度時各主軸承的最大液膜壓力值。主軸瓦最大液膜壓力中包含動壓液膜壓力和粗糙接觸壓力，其變化范圍較大，主要集中在60-160MPa之間。各主軸承的最大液膜壓力隨著間隙寬度的增加而增加。過大的最大液膜壓力表明軸瓦和軸頸對磨時產生了較大的粗糙接觸壓力。過大粗糙接觸壓力容易引起軸瓦的磨損速率加快。

如圖6所示，間隙寬度增大時主軸承最小液膜厚度有減小的趨勢。液膜厚度主要集中在1-2微米區(qū)間內。間隙寬度較大時，主軸承的液膜厚度較小，表明軸承潤滑狀態(tài)變差。

如圖7所示，當間隙寬度為0.1和0.2mm時各主軸承的功耗接近，均在4200～5500W之間。間隙寬度為0.3mm時各主軸承的功耗為6500～7500W之間，明顯大于間隙寬度為0.1mm和0.2mm時的功耗。間隙寬度較大時，最小液膜厚度減小，粗糙接觸區(qū)域增多，軸承摩擦功耗相應增加。

如圖8所示為不同間隙寬度時各主軸承的潤滑油流量。間隙寬度的增加將顯著增加軸承平均潤滑油的流量。

如圖9所示為不同間隙寬度時各主軸承的潤滑油平均出口溫度。根據主軸承的平均功耗及軸承的平均流量計算得到間隙寬度為0.1mm、0.2mm和0.3mm時各個主軸承潤滑油出口處的平均溫升分別為12.1℃、2.31℃和0.965℃。軸承間隙變小時，主軸承潤滑油出口平均溫度快速上升。

軸承間隙寬度的增大時，軸承的最大液膜壓力增大、最小液膜厚度減小同時軸承摩擦功耗增加。

軸承間隙過大時（Gap=0.3mm），軸承潤滑性能變差。過大的局部最大液膜壓力容易導致軸承磨損加快，且更容易發(fā)生疲勞失效。軸承功耗增加降低主機效率，同時過大的潤滑油流量也加大了滑油系統(tǒng)的負荷，對滑油系統(tǒng)的可靠性及經濟性產生不利影響。軸承間隙過小時（Gap=0.1mm），潤滑油平均溫升較大，軸承潤滑間隙內主承載區(qū)的局部溫度更高，不利于軸承散熱。滑油平均溫度升高也導致柴油機曲軸和基座有顯著的溫升。曲軸的熱膨脹變形應大于散熱能力更好的基座。因此在窄間隙的工況下，曲軸軸頸的熱膨脹會進一步降低主軸承間隙值，使得軸承散熱更為困難，進而引起軸瓦粘咬或者引起抱軸。

3? 總結

本文以某高速船用柴油機為研究對象，基于多體動力學軟件EXCITE，建立了柴油機主軸承的彈性液體動力學（EHD）分析模型，研究了不同主軸承間隙寬度對主軸承潤滑性能的影響規(guī)律?？梢缘玫揭韵陆Y論：①過大的軸承間隙使的軸承的潤滑性能變差，液膜厚度減小，滑油流量顯著增大。②過小的軸承間隙使得滑油出口溫度顯著升高，軸承散熱困難，容易引起曲軸額外的熱變形，進而可能引起軸承的粘咬失效。

參考文獻：

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