計(jì)入熱效應(yīng)的曲軸主軸承潤(rùn)滑性能影響因素分析

邵 康 王廣東 畢鳳榮

（1 天津大學(xué) 內(nèi)燃機(jī)燃燒學(xué)國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 天津 300072）

（2 陸軍軍事交通學(xué)院 軍事交通運(yùn)輸研究所， 天津 300161）

0 引言

曲軸主軸承作為連接曲軸和機(jī)體的最關(guān)鍵轉(zhuǎn)動(dòng)副，是典型的動(dòng)載荷滑動(dòng)軸承，起著支撐曲軸和傳遞載荷的作用。由于內(nèi)燃機(jī)工作環(huán)境非常惡劣，工作過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生較大的氣缸壓力，該壓力經(jīng)活塞、連桿和曲軸傳遞給主軸承，導(dǎo)致主軸承受到周期性的交變載荷作用，進(jìn)而會(huì)影響內(nèi)燃機(jī)的功率輸出、工作壽命和可靠性。

曲軸主軸承在工作過(guò)程中，油膜受到剪切力而產(chǎn)生摩擦功耗，會(huì)使?jié)櫥蜏囟壬仙瑴囟鹊母淖冇址催^(guò)來(lái)影響潤(rùn)滑油的黏度，從而改變軸承的潤(rùn)滑性能。因此，主軸承熱效應(yīng)的影響不容忽視。近年來(lái)，國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)內(nèi)燃機(jī)軸承的熱效應(yīng)進(jìn)行了相應(yīng)的研究。周瑋等[1]以某高功率內(nèi)燃機(jī)主軸承為例，通過(guò)使用有限差分法和有限元法聯(lián)立求解軸承熱彈性流體潤(rùn)滑，分析軸承孔位置、形狀、軸瓦表面粗糙度和潤(rùn)滑油油品對(duì)軸承潤(rùn)滑的影響，發(fā)現(xiàn)最大剪切率是評(píng)價(jià)軸承潤(rùn)滑性能的重要指標(biāo)，且轉(zhuǎn)速變大，軸承溫度上升。Li B 等[2]通過(guò)求解廣義雷諾方程、熱傳導(dǎo)方程和能量方程，對(duì)不對(duì)中軸頸軸承的性能進(jìn)行了綜合分析，發(fā)現(xiàn)在轉(zhuǎn)速較低、傾角較大、偏心率較大的情況下，軸頸軸向運(yùn)動(dòng)對(duì)軸承潤(rùn)滑特性的影響更為明顯，軸向運(yùn)動(dòng)對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響很大程度上受到熱效應(yīng)和表面粗糙度的影響。Ozasa T等[3]采用流體動(dòng)力潤(rùn)滑對(duì)滑動(dòng)軸承的運(yùn)行和設(shè)計(jì)參數(shù)進(jìn)行了摩擦量綱分析，分析內(nèi)燃機(jī)的動(dòng)載荷功率損失，提出了一種針對(duì)摩擦的簡(jiǎn)化計(jì)算方法，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)載荷下滑動(dòng)軸承的功率損耗進(jìn)行了數(shù)值計(jì)算，并與回歸方程估計(jì)的功率損耗進(jìn)行了比較。Bi F R等[4]考慮發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承的熱效應(yīng)，采用雷諾邊界條件對(duì)油膜壓力進(jìn)行數(shù)值求解，分析過(guò)程中考慮了潤(rùn)滑油的黏溫特性、表面粗糙度和軸頸傾斜，分析發(fā)現(xiàn)，考慮熱效應(yīng)時(shí)主軸承的最大油膜壓力和最小油膜厚度都會(huì)受到影響。Lorenz N 等[5]分別采用二維和三維能量方程建立內(nèi)燃機(jī)軸承熱彈性接觸模型，分析了油膜溫度對(duì)潤(rùn)滑油黏度以及承載能力的影響，發(fā)現(xiàn)潤(rùn)滑油的溫度和剪切率會(huì)影響潤(rùn)滑油的黏度。林建輝等[6]采用質(zhì)量守恒邊界條件建立主軸承熱彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型，發(fā)現(xiàn)考慮溫度條件時(shí)軸承摩擦功耗偏大，說(shuō)明溫度對(duì)油膜有很大影響。楊靖等[7]針對(duì)軸承載荷不均導(dǎo)致軸瓦與潤(rùn)滑油非穩(wěn)態(tài)傳熱現(xiàn)象建立彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型，發(fā)現(xiàn)考慮溫度場(chǎng)和熱變形條件下軸承潤(rùn)滑性能改變明顯，軸承磨損嚴(yán)重。滕憲斌等[8]采用有限元法與多體動(dòng)力學(xué)結(jié)合的方法建立主軸承潤(rùn)滑模型，分析中考慮主軸承軸頸和軸瓦表面粗糙度、曲軸和軸承座的變形及熱效應(yīng)等影響因素，分析了曲軸軸承間隙、供油壓力和溫度、油槽寬度等參數(shù)變化時(shí)的主軸承潤(rùn)滑特性。從上述文獻(xiàn)和滑動(dòng)軸承相關(guān)文獻(xiàn)中[9-13]可以發(fā)現(xiàn)，熱效應(yīng)是影響曲軸主軸承潤(rùn)滑性能的重要因素，對(duì)主軸承熱效應(yīng)的分析有助于更好地分析曲軸主軸承的工作狀態(tài)。但是，上述分析多是從軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)角度分析軸承溫度對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的影響，忽略了不同軸承載荷與軸承溫度的關(guān)系。而在分析過(guò)程中引入軸承載荷、軸承間隙和軸承溫度等影響因素，將有助于對(duì)軸承潤(rùn)滑性能的深入分析。

本文中建立了某內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承潤(rùn)滑模型，分析計(jì)入熱效應(yīng)的曲軸主軸承潤(rùn)滑性能的影響因素，得到不同影響因素下的主軸承的工作狀態(tài)?？紤]的影響因素主要包括軸承載荷、軸承間隙和進(jìn)油溫度。主軸承的潤(rùn)滑性能通過(guò)最大油膜壓力、最小油膜厚度、最高軸承溫度和最大摩擦功率損失的變化來(lái)體現(xiàn)，為內(nèi)燃機(jī)主軸承的設(shè)計(jì)提供了參考數(shù)據(jù)。

1 基本理論模型

1.1 潤(rùn)滑油膜方程

曲軸主軸承是典型的動(dòng)載荷滑動(dòng)軸承，主軸承載荷隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化而不斷發(fā)生改變。由于內(nèi)燃機(jī)的工作過(guò)程是往復(fù)周期性運(yùn)動(dòng)，因此，曲軸主軸承會(huì)受到循環(huán)的周期性載荷作用，分析主軸承載荷時(shí)，僅分析軸承在穩(wěn)定工作狀態(tài)下的1個(gè)周期運(yùn)動(dòng)即可。潤(rùn)滑油作為曲軸和軸承之間的連接介質(zhì)，其潤(rùn)滑狀態(tài)滿足彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑理論，可以通過(guò)Reynolds方程進(jìn)行求解。Reynolds方程為

式中，p為油膜壓力；h為油膜厚度；ρ為潤(rùn)滑油密度；η為潤(rùn)滑油黏度；u1、u2分別為軸頸和軸承表面速度；x、z均為軸承表面坐標(biāo)；t為時(shí)間。

忽略彈性變形時(shí)，軸頸和軸承的油膜厚度h0為

式中，c為軸承間隙；θ為軸承展開(kāi)角；θk為軸心偏位角；ε為偏心率。

1.2 軸承表面彈性變形

軸承表面在潤(rùn)滑油膜壓力的作用下會(huì)發(fā)生彈性變形。因此，計(jì)算時(shí)需要考慮結(jié)構(gòu)彈性變形，即主軸承軸頸和軸承的彈性變形。彈性變形的存在會(huì)改變軸承油膜厚度?？紤]主軸承彈性變形時(shí)的油膜厚度為

式中，h0為軸承間隙；R為軸承半徑；v（x）為油膜壓力作用下的彈性變形。

1.3 軸承載荷方程

為保證主軸承正常工作，曲軸主軸承的載荷在曲軸的每一個(gè)轉(zhuǎn)角位置都是平衡的，即軸承受到的外部載荷和主軸承提供的載荷相等，其平衡載荷方程表達(dá)式為

式中，x、y分別為軸承水平和垂直方向的坐標(biāo)；Px、Py均為軸頸外部載荷；Fx、Fy均為軸承油膜支撐載荷；v為軸頸和軸承的相對(duì)速度；mj為主軸頸質(zhì)量。

1.4 能量守恒方程

主軸承的潤(rùn)滑油膜在工作過(guò)程中滿足瞬態(tài)能量方程。分析過(guò)程中忽略軸承沿著軸向和切向的熱傳導(dǎo)，即

式中，T為軸承溫度；K為熱傳導(dǎo)系數(shù)。

1.5 潤(rùn)滑油黏溫特性方程

考慮熱效應(yīng)存在時(shí)，潤(rùn)滑油的溫度會(huì)隨著軸承工作狀態(tài)的改變而時(shí)刻發(fā)生改變，潤(rùn)滑油的黏度也會(huì)隨之發(fā)生變化。計(jì)算中，潤(rùn)滑油黏度的整個(gè)變化過(guò)程采用雷諾黏溫方程，其表達(dá)式為

式中，T0為初始溫度；T為工作溫度；η0為壓力為0和溫度為T0時(shí)的初始黏度。

1.6 摩擦功率損失

主軸承總摩擦因數(shù)fall包括了由粗糙度接觸引起的摩擦因數(shù)fμ和由流體黏度引起的摩擦因數(shù)fη，其表達(dá)式分別為

對(duì)于功率損失Ppowerloss，它等于總摩擦因數(shù)fall和主軸頸轉(zhuǎn)速的乘積，即

式中，U為主軸頸轉(zhuǎn)速。

2 計(jì)算工況

本文中以內(nèi)燃機(jī)曲軸主軸承為研究對(duì)象，建立計(jì)入熱效應(yīng)的曲軸主軸承彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型。計(jì)算中考慮了潤(rùn)滑油溫度隨載荷和工況的變化情況，同時(shí)，分析了由潤(rùn)滑油黏溫效應(yīng)引起的軸承溫度變化，從而分析了溫度變化對(duì)主軸承潤(rùn)滑性能的影響。主軸承主要計(jì)算參數(shù)如表1所示。

表1 內(nèi)燃機(jī)主軸承主要參數(shù)Tab.1 Main parameters of engine main bearing

仿真分析模型中，設(shè)定曲軸轉(zhuǎn)速為3 000 r/min，主軸承間隙分別設(shè)定為0.03 mm、0.05 mm和0.07 mm，共計(jì)3 種工況；主軸承進(jìn)油溫度分別設(shè)定為0～120 ℃，中間間隔20 ℃；軸承載荷來(lái)自缸內(nèi)爆發(fā)壓力，即氣缸內(nèi)壓力通過(guò)活塞-連桿-曲軸傳遞給主軸承，該載荷最終由主軸承潤(rùn)滑油膜產(chǎn)生的載荷來(lái)平衡。分析模型設(shè)定3 種依次變化的軸承載荷，1 個(gè)工作周期內(nèi)軸承外部載荷在水平方向（Px）和垂直方向（Py）的變化曲線如圖1 所示，圖1 中對(duì)應(yīng)的3 種工況在垂直方向的峰值載荷分別為14 546 N、23 017 N 和31 489 N。

圖1 主軸承載荷變化曲線Fig.1 Load variation curve of the main bearing

仿真分析計(jì)算流程圖如圖2所示。

圖2 主軸承計(jì)算流程圖Fig.2 Calculation flowchart of the main bearing

3 仿真結(jié)果與分析

為了保證仿真分析結(jié)果的準(zhǔn)確性和可比性，每個(gè)計(jì)算工況都連續(xù)計(jì)算多個(gè)周期直至軸承運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，選取平穩(wěn)工況時(shí)的數(shù)據(jù)作為最終計(jì)算結(jié)果，從而保證分析模型的準(zhǔn)確性；分析中，將不同軸承載荷、不同軸承間隙和不同進(jìn)油溫度作為變量分別進(jìn)行組合計(jì)算，每次計(jì)算只改變1個(gè)變量，其他變量保持不變，保證每個(gè)計(jì)算結(jié)果只對(duì)應(yīng)1個(gè)變量，進(jìn)而確保仿真結(jié)果的可比性。

主軸承的潤(rùn)滑性能主要通過(guò)分析軸承的油膜壓力、油膜厚度、軸承溫度和摩擦功率損失來(lái)進(jìn)行，分析中考慮了計(jì)入熱效應(yīng)的曲軸主軸承潤(rùn)滑性能的影響因素。

3.1 最大油膜壓力

曲軸主軸承油膜壓力隨時(shí)間呈周期性變化，隨著曲軸的轉(zhuǎn)動(dòng)，每一曲軸轉(zhuǎn)角位置的軸承載荷都會(huì)隨著軸承外部載荷的變化而變化，每一曲軸轉(zhuǎn)角位置都可以找到與之對(duì)應(yīng)的最大油膜壓力，最大油膜壓力反映了主軸承能提供的最大油膜載荷。圖3所示為主軸承在載荷1 工況、軸承間隙0.03 mm 和進(jìn)油溫度60 ℃時(shí)，1 個(gè)穩(wěn)定工作周期內(nèi)主軸承最大油膜壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，計(jì)算結(jié)果分別考慮了計(jì)入熱效應(yīng)和不計(jì)入熱效應(yīng)兩種情況。圖4 所示為計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承在載荷1～載荷3、軸承間隙0.03～0.07 mm、進(jìn)油溫度從0～120 ℃變化時(shí)的最大油膜壓力變化規(guī)律。

圖3 主軸承最大油膜壓力對(duì)比曲線（載荷1、軸承間隙0.03 mm、進(jìn)油溫度60 ℃）Fig.3 Comparison curve of maximum oil film pressure of the main bearing(load 1,bearing clearance 0.03 mm,oil inlet temperature 60 ℃)

由圖3中可以看出，在相同外部載荷條件下，計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承最大油膜壓力為51.94 MPa，不計(jì)入熱效應(yīng)的主軸最大油膜壓力為45.89 MPa，二者最大值相差13.18%，表明熱效應(yīng)對(duì)主軸承最大油膜壓力有很大影響，計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)，主軸承最大油膜壓力會(huì)有增大趨勢(shì)。由圖4 中可以看出，計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)，主軸承最大油膜壓力隨著進(jìn)油溫度的升高而增大；隨著外部載荷的增大，主軸承的最大油膜壓力也會(huì)增大；在相同載荷作用下，隨著軸承間隙的逐步增大，最大油膜壓力也相應(yīng)增大。油膜壓力增大，軸承結(jié)構(gòu)強(qiáng)度應(yīng)相應(yīng)增加，否則主軸承故障率會(huì)增大。因此，為降低主軸承故障率，在相同主軸承結(jié)構(gòu)尺寸和軸承外部載荷的條件下，主軸承的進(jìn)油溫度和軸承間隙都不應(yīng)過(guò)大。

圖4 不同工況下主軸承最大油膜壓力變化規(guī)律對(duì)比曲線Fig.4 Comparison curve of variation law of maximum oil film pressure of the main bearing under different working conditions

3.2 最小油膜厚度

曲軸主軸承在1個(gè)工作周期內(nèi)，通過(guò)調(diào)整軸頸位置來(lái)改變油膜的承載載荷大小，主軸頸的位置會(huì)隨著軸承外部載荷的變化而不斷變化。軸頸在每個(gè)工作位置都會(huì)有一個(gè)最小油膜厚度，最小油膜厚度出現(xiàn)的位置也是主軸承工作最容易發(fā)生失效的位置。因此，通過(guò)確定軸承最小油膜厚度可以判斷軸承是否會(huì)發(fā)生失效。圖5所示為主軸承在載荷1工況、軸承間隙0.03 mm 和進(jìn)油溫度60 ℃時(shí)，1 個(gè)穩(wěn)定工作周期內(nèi)主軸承最小油膜厚度隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線，計(jì)算結(jié)果分別考慮了計(jì)入熱效應(yīng)和不計(jì)入熱效應(yīng)兩種情況。圖6所示為計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承在載荷1～載荷3、軸承間隙0.03～0.07 mm 和進(jìn)油溫度從0～120 ℃變化時(shí)的最小油膜厚度變化規(guī)律。

圖5 主軸承最小油膜厚度變化曲線（載荷1、軸承間隙0.03 mm、進(jìn)油溫度60 ℃）Fig.5 Variation curve of minimum oil film thickness of the main bearing（load 1,bearing clearance 0.03 mm,oil inlet temperature 60 ℃）

由圖5中可以看出，計(jì)入熱效應(yīng)和不計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承最小油膜厚度有明顯區(qū)別，計(jì)入熱效應(yīng)和不計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)的最小油膜厚度分別為3.1 μm 和4.1 μm，這表明在熱效應(yīng)的影響下，相同載荷工況下的主軸承最小油膜厚度會(huì)減小。由圖6 中可以看出，計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)，主軸承的最小油膜厚度隨著軸承進(jìn)油溫度的增加而變??；在相同軸承間隙條件下，隨著軸承外部載荷的增加，軸承最小油膜厚度變??；在相同載荷條件下，當(dāng)進(jìn)油溫度小于70 ℃時(shí)，軸承間隙增大，最小油膜厚度會(huì)增大，且最小油膜厚度變化較大；當(dāng)進(jìn)油溫度大于70 ℃時(shí)，軸承間隙增大，最小油膜厚度會(huì)減小，且最小油膜厚度變化基本接近。最小油膜厚度出現(xiàn)的位置是軸承最容易發(fā)生失效的位置，通過(guò)對(duì)比可以發(fā)現(xiàn)，較高的進(jìn)油溫度會(huì)造成油膜厚度變小，對(duì)主軸承的工作有直接影響。

圖6 不同工況下主軸承最小油膜厚度變化規(guī)律對(duì)比曲線Fig.6 Comparison curve of variation law of minimum oil film thickness of the main bearing under different working conditions

3.3 軸承溫度

潤(rùn)滑油在主軸頸和主軸承之間形成一層油膜，潤(rùn)滑油膜的溫度在外部載荷、剪切力和摩擦力的作用下會(huì)發(fā)生變化；隨著溫度的改變，潤(rùn)滑油的黏度和潤(rùn)滑狀態(tài)都會(huì)發(fā)生改變，最終會(huì)影響整機(jī)的工作狀態(tài)。由于主軸承工作條件惡劣，且受到軸承結(jié)構(gòu)的影響，主軸承的溫度測(cè)量相當(dāng)困難。因此，采用仿真方法對(duì)主軸承溫度進(jìn)行預(yù)測(cè)是分析主軸承潤(rùn)滑性能的重要手段。圖7 所示為主軸承在載荷1 工況、軸承間隙0.03 mm 和進(jìn)油溫度60 ℃時(shí)，1 個(gè)穩(wěn)定工作周期內(nèi)主軸承潤(rùn)滑油溫度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化的曲線，計(jì)算結(jié)果分別考慮了計(jì)入熱效應(yīng)和不計(jì)入熱效應(yīng)兩種情況。圖8 所示為計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承在載荷1～載荷3、軸承間隙0.03～0.07 mm 和進(jìn)油溫度從0～120 ℃變化時(shí)的最高溫度變化規(guī)律。

由圖7 中可以看出，在進(jìn)油溫度同為60 ℃時(shí)，計(jì)入熱效應(yīng)的軸承在穩(wěn)定工作時(shí)的溫度高于75 ℃，且溫度隨著軸承載荷的變化而變化；不計(jì)熱效應(yīng)的軸承溫度保持不變，表明熱效應(yīng)會(huì)影響軸承正常工作的溫度，計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)溫度變化量超過(guò)25%。從圖8中可以看出，軸承最高油膜溫度隨著進(jìn)油溫度的增加而增大，當(dāng)進(jìn)油溫度小于80 ℃時(shí)，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)后的溫度會(huì)比進(jìn)油溫度高，表明潤(rùn)滑油溫度會(huì)在摩擦的作用下增高，當(dāng)進(jìn)油溫度大于80 ℃時(shí)，軸承運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)后的溫度與進(jìn)油溫度基本接近；主軸承載荷變化時(shí)，潤(rùn)滑油的溫度變化規(guī)律基本接近，表明軸承外部載荷對(duì)潤(rùn)滑油的溫度影響較??；隨著軸承間隙逐漸變小，軸承溫度逐步增加，且軸承間隙越小，溫度變化量越明顯，表明軸承間隙是影響軸承溫度變化的主要因素。溫度增加，潤(rùn)滑油的黏度會(huì)下降，進(jìn)而會(huì)改變軸承潤(rùn)滑性能。因此，從計(jì)算數(shù)據(jù)看，應(yīng)當(dāng)適當(dāng)增加軸承間隙，保證軸承工作溫度在合理范圍內(nèi)。

圖7 主軸承溫度變化曲線（載荷1、軸承間隙0.03 mm、進(jìn)油溫度60 ℃）Fig.7 Temperature variation curve of the main bearing（load 1,bearing clearance 0.03 mm，oil inlet temperature 60 ℃）

圖8 不同工況下主軸承最高溫度變化規(guī)律對(duì)比曲線Fig.8 Comparison curve of maximum temperature variation law of the main bearing under different working conditions

3.4 摩擦功率損失

曲軸主軸承作為典型的滑動(dòng)摩擦副，是產(chǎn)生摩擦功率損失的主要零部件。功率損失雖然不可避免，但是可以通過(guò)合理選擇設(shè)計(jì)參數(shù)，有效降低功率損失，達(dá)到提高內(nèi)燃機(jī)工作效率的目的。圖9所示為主軸承在載荷1 工況、軸承間隙0.03 mm 和進(jìn)油溫度60 ℃時(shí)，1個(gè)穩(wěn)定工作周期內(nèi)主軸承摩擦功率損失隨著曲軸轉(zhuǎn)角變化的曲線，計(jì)算結(jié)果分別考慮了計(jì)入熱效應(yīng)和不計(jì)入熱效應(yīng)兩種情況。圖10 所示為計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承在載荷1～載荷3、軸承間隙0.03～0.07 mm和進(jìn)油溫度從0～120 ℃變化時(shí)的最大摩擦功率損失變化曲線。

圖9 主軸承摩擦功率損失變化曲線（載荷1、軸承間隙0.03 mm、進(jìn)油溫度60 ℃）Fig.9 Variation curve of friction power loss of the main bearing（load 1,bearing clearance 0.03 mm,oil inlet temperature 60 ℃）

圖10 不同工況主軸承最大摩擦功率損失對(duì)比曲線Fig.10 Comparison curve of maximum friction power loss of the main bearing under different working conditions

從圖9中可以看出，在同樣邊界條件下，計(jì)入熱效應(yīng)的軸承最大摩擦功率損失為400 W，不計(jì)入熱效應(yīng)的軸承最大摩擦功率損失為600 W，二者最大值相差50%，表明計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)的軸承摩擦功率損失下降，其原因是計(jì)入熱效應(yīng)時(shí)，潤(rùn)滑油溫度上升，導(dǎo)致潤(rùn)滑油的黏度下降，最終導(dǎo)致軸承摩擦功率損失下降。由圖10 中可以看出，軸承的最大摩擦功率損失會(huì)隨著進(jìn)油溫度的增加而減??；相同軸承間隙條件下，隨著軸承外部載荷的增大，軸承最大摩擦功率損失也會(huì)隨之增大；當(dāng)軸承間隙發(fā)生變化時(shí)，進(jìn)油溫度會(huì)影響最大摩擦功率損失；進(jìn)油溫度在40～60 ℃時(shí)，不同間隙的潤(rùn)滑油最大摩擦功率損失變化規(guī)律會(huì)發(fā)生改變，當(dāng)進(jìn)油溫度小于該溫度范圍時(shí)，軸承間隙變大，最大摩擦功率損失會(huì)增大，當(dāng)進(jìn)油溫度高于該溫度范圍時(shí)，軸承間隙變小，最大摩擦功率損失會(huì)增大。

4 總結(jié)

建立了計(jì)入熱效應(yīng)的曲軸主軸承彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型，分別考慮不同軸承載荷、不同軸承間隙和不同進(jìn)油溫度作為可變量，將其作為主軸承工作的影響因素，分析了主軸承的潤(rùn)滑性能。主軸承潤(rùn)滑性能通過(guò)最大油膜壓力、最小油膜厚度、最高軸承溫度和最大摩擦功率損失來(lái)進(jìn)行分析。

（1）計(jì)入熱效應(yīng)的主軸承潤(rùn)滑性能較不計(jì)入熱效應(yīng)的軸承有較大區(qū)別，針對(duì)軸承計(jì)算時(shí)，應(yīng)考慮計(jì)入熱效應(yīng)的影響。

（2）主軸承最大油膜壓力會(huì)隨著進(jìn)油溫度、外部載荷和軸承間隙的增大而逐步增大。

（3）主軸承最小油膜厚度會(huì)隨著進(jìn)油溫度和軸承外部載荷的增大而減?。幌嗤獠枯d荷作用時(shí)，當(dāng)進(jìn)油溫度小于70 ℃時(shí)，軸承間隙增大，最小油膜厚度增大；當(dāng)大于70 ℃時(shí)，軸承間隙增大，最小油膜厚度減小。

（4）軸承間隙是影響軸承溫度變化的主要影響因素，在相同進(jìn)油溫度條件下，軸承間隙越小，軸承溫度增加越快。

（5）進(jìn)油溫度降低、外部載荷增大時(shí)，軸承最大摩擦功率損失增大。軸承間隙對(duì)軸承最大摩擦功率損失的影響會(huì)隨著進(jìn)油溫度改變而發(fā)生變化，當(dāng)進(jìn)油溫度小于40～60 ℃時(shí)，軸承間隙增大，最大摩擦功率損失增大；當(dāng)進(jìn)油溫度大于40～60 ℃時(shí)，軸承間隙變小，最大摩擦功率損失增大。