連桿軸承潤滑空化過程動態(tài)仿真與抑制

尹曉青，楊康博，徐菁菁，李渴忻，杜祥寧，黃鈺期

(1. 濰柴動力股份有限公司 內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，山東 濰坊 261061；2. 浙江大學(xué) 動力機(jī)械及車輛工程研究所，浙江 杭州 310027)

空化現(xiàn)象是由于液體中的局部低壓使液體汽化或者溶解于液體中的氣體釋放，從而引起的微氣泡爆發(fā)性生長．當(dāng)氣泡塌陷后，產(chǎn)生的沖擊波會造成固體表面的腐蝕，并伴有嚴(yán)重的噪聲和振動．對于連桿軸承中的潤滑油膜，空化現(xiàn)象引起的氣蝕會導(dǎo)致軸瓦表面材料脫落從而在軸瓦表面形成不規(guī)則蝕坑，成為軸承失效的主要因素之一．近年來柴油機(jī)趨于更高功率密度，使得軸承的工作條件進(jìn)一步惡化，當(dāng)轉(zhuǎn)速和爆壓提升后，連桿空蝕的現(xiàn)象更為顯著，成為掣肘高強(qiáng)度柴油機(jī)功率密度進(jìn)一步提升的瓶頸．因此，探明連桿軸承潤滑過程中出現(xiàn)的空蝕機(jī)理，對預(yù)測連桿軸承可靠性和壽命，提出可行抑制方案具有十分重要的現(xiàn)實(shí)意義．

由于柴油機(jī)軸系結(jié)構(gòu)復(fù)雜、空間緊湊，在運(yùn)行過程中很難直觀測量軸承內(nèi)部的油膜運(yùn)動特性與相關(guān)參數(shù)．計算流體力學(xué)(CFD)仿真方法在研究軸承潤滑的過程中，可以在獲得油膜內(nèi)的壓力、流速和溫度分布等各種細(xì)節(jié)數(shù)據(jù)的同時，對油膜的空化情況做出評估[1-7]，是目前研究摩擦潤滑空化問題的有效手段．早在2005 年，Guo 等[6]就使用CFD 的方法對動壓軸承的靜態(tài)性能進(jìn)行了研究．王康等[7]則進(jìn)一步探究了網(wǎng)格劃分對使用CFD 方法研究空化現(xiàn)象的影響．張楚等[8]提出了采用兩相流理論求解軸承潤滑過程的CFD 模型，提高了求解計算的效率；彭立強(qiáng)等[9]也采用CFD 方法研究了滑動軸承油膜內(nèi)單氣泡的破裂擴(kuò)散過程；季斌等[10]采用VOF 模型對軸承油膜中的氣泡裂變及運(yùn)動軌跡進(jìn)行了仿真研究．此外，還有不少研究[11-13]探討采用不同空化模型對CFD 計算結(jié)果的影響．這些研究在分析空化現(xiàn)象機(jī)理的同時，也提高了使用CFD 方法研究軸承潤滑過程時的準(zhǔn)確性和效率．

盡管對于軸承運(yùn)動過程中的空化現(xiàn)象已經(jīng)有了較多的研究，但如何改善軸承潤滑性能，提高軸瓦壽命與可靠性依舊是一個有待解決的問題．劉黃亮[14]通過建立滑動軸承的CFD 三維模型，分析了表面織構(gòu)的分布位置和幾何參數(shù)對滑動軸承性能的影響．李新新等[15]發(fā)現(xiàn)提高潤滑油的黏度以及供油的壓強(qiáng)可以減弱空化現(xiàn)象．這些研究為如何提升軸承的潤滑性能、減弱空化提出了有效的策略．但由于以上研究大多基于穩(wěn)態(tài)分析，忽略了軸頸與軸瓦之間的相對間隙變化，因此，所獲得的空化區(qū)域大體上固定不變，無法體現(xiàn)空化發(fā)生與潰滅的過程，更無法建立空化與空蝕之間的關(guān)聯(lián)影響規(guī)律．而且發(fā)動機(jī)連桿軸承潤滑的供油方式極具特點(diǎn)，需要經(jīng)過主軸承旋轉(zhuǎn)過程，從主軸的橫油道進(jìn)入斜油道，再到達(dá)連桿軸承區(qū)域．這一過程導(dǎo)致連桿軸承的供油壓力并非穩(wěn)定不變，而存在與轉(zhuǎn)速周期相同的波動，這也可能是造成柴油機(jī)連桿軸承相比于主軸承更易空蝕的根本原因．而以往研究大多孤立地考慮軸承潤滑本身，未考慮供油方式可能造成油壓波動，因而對空化的預(yù)測可能存在較大誤差；所提出的優(yōu)化策略針對不同機(jī)型的柴油機(jī)時也難以獲得推廣應(yīng)用．

筆者在前期動態(tài)仿真分析的基礎(chǔ)上[16]，探究因主軸承供油所導(dǎo)致的油壓波動對連桿軸承潤滑空化的影響，分析潤滑油膜中的空化分?jǐn)?shù)和壓力變化，根據(jù)研究結(jié)果提出基于結(jié)構(gòu)優(yōu)化的空化抑制策略，并結(jié)合仿真對優(yōu)化策略做進(jìn)一步優(yōu)化，為改善軸承運(yùn)動過程中的空化現(xiàn)象，提高軸承性能提供參考．

1 研究對象

以濰柴某重型柴油機(jī)的連桿軸承作為研究對象，提取軸承之間的潤滑油膜建立相應(yīng)的幾何模型．圖1為該柴油機(jī)的供油結(jié)構(gòu)．發(fā)現(xiàn)潤滑油從各個支路經(jīng)軸瓦進(jìn)入主軸承后，隨主軸頸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動進(jìn)入橫油道，再經(jīng)斜油道進(jìn)入連桿軸承的軸頸處．由于主軸承油膜在旋轉(zhuǎn)時也存在較大壓力波動，進(jìn)入連桿軸承的潤滑油必定也處于波動狀態(tài)．

圖1 某款柴油機(jī)軸承供油結(jié)構(gòu)Fig.1 Bearing oil supply structure of a diesel engine

為了細(xì)致考慮潤滑過程中的油膜動態(tài)空化與壓力變化，從柴油機(jī)軸系中提取連桿大頭軸承潤滑油膜，作為主要研究對象．圖2 展示連桿軸承所設(shè)定的相對運(yùn)動方式，綜合考慮了軸承運(yùn)動中所包含的轉(zhuǎn)動和平動，其網(wǎng)格形式、動網(wǎng)格設(shè)置方法等與前期研究一致[16]．

圖2 連桿軸承相對運(yùn)動方向示意Fig.2 Relative motion direction of connecting rod bearing

2 仿真模型建立

2.1 控制方程與空化模型

研究使用ANSYS Fluent 19.2 開展數(shù)值模擬，其質(zhì)量和動量守恒方程的微分形式定義為

式中：ρ 為流體密度；v 為速度矢量；p 為壓力； gρ為重力；F 為外部體積力以及依賴于模型和用戶自定義的源項(xiàng)；為應(yīng)力張量．在求解過程中選用3DDouble Precision-Pressure Based 求解器與Mixture 多相流模型，壓力-速度耦合則采用SIMPLEC 算法．

對于考慮傳熱的可壓縮流動過程，其能量方程定義為

式中：k 為有效導(dǎo)熱系數(shù)；T 為溫度；h 為比焓；Sh為熱源項(xiàng)(如內(nèi)部熱源)；E 為常數(shù)．

在前期研究[16]中對比了Singhal 模型、Schnerr and Sauer 模型和Zwart-Gerber-Belamri 模型3 種空化不同模型在計算潤滑油膜空化時的準(zhǔn)確度，最終選取Singhal 模型作為所采用的空化模型，并開展數(shù)值模擬計算．

2.2 邊界條件

根據(jù)柴油機(jī)連桿軸承的實(shí)際運(yùn)行工況與相關(guān)經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)，仿真計算的邊界條件是：位于連桿軸頸的進(jìn)油口(潤滑油從主軸承進(jìn)入橫油道，再經(jīng)曲軸斜油道進(jìn)入連桿大頭軸承時的進(jìn)口)設(shè)置為壓力入口，而且進(jìn)油的方向與進(jìn)油口表面有一定的角度(與斜油道傾斜角度一致)．對于恒定壓力入口條件，入口壓力為565 kPa；對于波動壓力入口條件，入口壓力為隨時間變化的正弦函數(shù)．其中波動周期為軸承旋轉(zhuǎn)周期，壓力的波動范圍則根據(jù)主軸承內(nèi)油膜壓力沿軸承表面的壓力峰值進(jìn)行多點(diǎn)平均后確定．將連桿軸承的軸瓦表面設(shè)置為旋轉(zhuǎn)面以還原軸頸和軸瓦之間的相對旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，軸瓦面的溫度取140 ℃；軸承間隙兩側(cè)端面設(shè)為壓力出口，表壓為0 Pa；潤滑油入口壓力與溫度根據(jù)給定參數(shù)進(jìn)行設(shè)定，具體數(shù)據(jù)如表1 所示．

表1 油膜主要參數(shù)及數(shù)值Tab.1 Main parameters and values of oil film

其中潤滑油表面張力設(shè)定為0.071 7 N/m，液態(tài)密度和液態(tài)黏度分別由10～150 ℃之間的18 個溫度點(diǎn)的數(shù)據(jù)，通過分段插值方法確定，每兩個溫度點(diǎn)之間的變化關(guān)系按線性插值方法計算；氣態(tài)比熱容則由式(5)確定．

2.3 網(wǎng)格無關(guān)性分析與仿真驗(yàn)證

使用Hypermesh 14.0 軟件對油膜進(jìn)行結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分．為實(shí)現(xiàn)邊界運(yùn)動和網(wǎng)格變形，避免負(fù)體積的出現(xiàn)，對進(jìn)油口做了一些近似處理，由此在軸頸面上生成四邊形結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，然后在徑向進(jìn)行拉伸，生成整體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格，計算域和網(wǎng)格形式示意如圖3a 所示．通過穩(wěn)態(tài)分析，對比不同尺寸網(wǎng)格所獲得的油膜的周向氣相體積分?jǐn)?shù)以及壓力分布可以發(fā)現(xiàn)，隨著網(wǎng)格數(shù)目的增多，仿真得到的油膜壓力與氣相體積分?jǐn)?shù)變化不大見圖3b．結(jié)合計算資源綜合考慮，最后選用網(wǎng)格數(shù)為9.6×105的劃分方法進(jìn)行模擬計算．

圖3 計算域、網(wǎng)格形式說明及無關(guān)性分析Fig.3 Computing domain，grid form description and independence analysis

在前期研究[13,17]中通過與文獻(xiàn)[18—19]數(shù)據(jù)的對比，證明了所采用的仿真方法可準(zhǔn)確模擬軸承潤滑過程中的周向壓力與溫度分布．為進(jìn)一步驗(yàn)證仿真，采用上述方法對某實(shí)機(jī)軸承潤滑過程開展仿真，對比該軸承在疲勞試驗(yàn)運(yùn)行后發(fā)生空蝕的位置如圖4 所示，發(fā)現(xiàn)仿真獲得的劇烈空化區(qū)與軸承實(shí)際發(fā)生空蝕損傷的形狀和位置均較為一致，表明該方法在預(yù)測空蝕方面也具有較高的可靠性．

圖4 仿真空化區(qū)域與試驗(yàn)損傷區(qū)形狀對比Fig.4 Shape comparison between simulated cavitation area and test damage area

3 計算結(jié)果及討論

3.1 入口油壓波動對潤滑空化的影響

由圖1 可知，潤滑油從各支路首先到達(dá)主軸承，對主軸承進(jìn)行潤滑后，從位于主軸承軸頸兩側(cè)的出口進(jìn)入橫油道，匯流后經(jīng)曲軸上的斜油道到達(dá)連桿軸承的軸頸，再對連桿軸承進(jìn)行潤滑．因此，主軸承油膜的內(nèi)部壓力直接關(guān)聯(lián)連桿軸承的潤滑油入口壓力．而在以往研究與工程經(jīng)驗(yàn)中，均發(fā)現(xiàn)主軸承油膜沿周向的壓力存在明顯差異，經(jīng)主軸承進(jìn)入橫油道的潤滑油壓力也不可能是穩(wěn)定不變的，這可能對連桿軸承的空化情況產(chǎn)生重要影響．

由此，采用動網(wǎng)格模擬軸承潤滑過程中的平動(軸承間隙變化)與轉(zhuǎn)動(軸承旋轉(zhuǎn))，對不同入口條件的軸承潤滑過程進(jìn)行仿真計算．為還原軸頸和軸瓦之間的相對運(yùn)動，通過編輯用戶自定義函數(shù)(UDF)文件，將油膜模型中的軸頸面設(shè)置為沿-45°與135°方向(圖2 中的虛線)的直線運(yùn)動．其中，軸頸的移動速度為0.72 mm/s，最小油膜厚度在1～500μm 范圍內(nèi)變化，如圖5a 所示．圖中紅色實(shí)線為連桿大頭軸承的軸心軌跡，藍(lán)色線為曲柄梢(連桿軸頸)的軸心軌跡．當(dāng)兩者的軸心軌跡距離最遠(yuǎn)時，表明軸頸在軸承內(nèi)出現(xiàn)了最大的偏置，軸承間隙最小，因而油膜厚度也最?。畯膱D5a 來看，最小油膜厚度出現(xiàn)在圖中紅色虛線框所示的位置，這一過程對應(yīng)了柴油機(jī)在不同沖程時，連桿大頭軸承旋轉(zhuǎn)的同時在徑向負(fù)荷作用下貼近再遠(yuǎn)離軸頸的過程．因而將該部分運(yùn)動近似為黑色實(shí)線箭頭所示的運(yùn)動，作為徑向相對運(yùn)動的依據(jù)．入口壓力則設(shè)置為正弦波動函數(shù)，波動振幅從0到565 kPa，對應(yīng)轉(zhuǎn)速為1 800 r/min，負(fù)荷為4 kN 時油膜的峰值壓力為1.13 MPa(主軸承軸頸的出油口為橫油道，當(dāng)油道一端對應(yīng)峰值壓力時，另一端壓力為0，因而取橫油道兩端壓力的平均值作為連桿入口壓力峰值)．

圖5 最小油膜厚度與入口壓力波動隨時間變化示意Fig.5 Schematic diagram of minimum oil film thickness and inlet pressure fluctuation with time

由于最小油膜厚度的出現(xiàn)是因?yàn)檩S頸的徑向移動，假設(shè)最小油膜厚度用d 表示，則在油膜間隙逐漸縮小的過程中，有

在油膜間隙逐漸增大的過程中，有

式中：t 為時間，在每個過程的起始時，時間初始化為0．

根據(jù)這一設(shè)置開展仿真，得到了不同壓力條件下油膜的相關(guān)數(shù)據(jù)見圖6，其中進(jìn)油口為斜油道與連桿軸承的接觸口(圖3a)．對比穩(wěn)定入口和波動入口下的壓力峰值的變化規(guī)律可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)最小油膜厚度較大(大于110μm)時，油膜的壓力峰值主要受到入口壓力的影響，特別是在波動入口條件下，油膜的壓力峰值隨時間的變化規(guī)律與入口壓力的波動規(guī)律一致．當(dāng)最小油膜厚度較小(小于110μm)時，此時的油膜壓力峰值主要受到最小油膜厚度的影響．兩種入口條件下油膜的壓力峰值均在這一階段顯著上升，但相比波動入口，恒定入口條件下的壓力峰值上升更為顯著．這可能是因?yàn)檫M(jìn)油口處與壓力峰值處有一定的距離(圖2)，隨著軸承旋轉(zhuǎn)，波動的入口條件對最小間隙處的高壓反而起到了一定的消解作用．

圖6 不同入口條件下的油膜壓力峰值隨時間變化Fig.6 Variation of oil film pressure peak value with time under different inlet conditions

雖然波動入口與恒定入口壓力在油膜周向壓力上有較大差距，但從圖7 氣相分?jǐn)?shù)峰值來看，卻發(fā)現(xiàn)兩種工況的峰值空化程度非常接近．在波動入口條件下，氣相體積分?jǐn)?shù)的峰值變化趨勢與入口壓力的變化相近，在最小油膜厚度開始增大的過程，也就是空化現(xiàn)象最嚴(yán)重時，氣相體積分?jǐn)?shù)的峰值在兩種入口條件下達(dá)到的最大值基本一致(均為0.94)．表明空化現(xiàn)象的位置和嚴(yán)重程度主要受到軸承運(yùn)動的影響，而非油壓入口條件的影響．

圖7 不同入口條件下油膜的氣相體積分?jǐn)?shù)峰值隨時間變化Fig.7 Changes of peak volume fraction of the oil film vapor phase under different inlet conditions with time

但是，相比于恒定入口條件，在波動條件下，當(dāng)最小油膜厚度增大時，空化峰值會急速下降，表明此時出現(xiàn)顯著的空化潰滅現(xiàn)象．總體來看，入口油壓波動會導(dǎo)致空化狀態(tài)的迅速變化，氣相體積分?jǐn)?shù)出現(xiàn)多個陡升陡降的過程，這種快速的空化-潰滅更易引發(fā)空蝕．這一現(xiàn)象也解釋了重型柴油機(jī)中，為何相對于主軸承，連桿軸承的空蝕程度遠(yuǎn)遠(yuǎn)要更為惡劣．

3.2 軸瓦開槽對空化過程的影響

軸瓦開槽被認(rèn)為是緩解連桿軸承空蝕的一種有效策略，但開槽方式如槽寬、槽深和槽長等卻并無定論．因此，進(jìn)一步采用數(shù)值仿真方法比較軸瓦開槽對空化的影響．前期研究發(fā)現(xiàn)，雖然入口油壓波動會影響空化的發(fā)生和潰滅頻率，但并不會影響空化分?jǐn)?shù)，也就是空化發(fā)生的劇烈程度．所以在對比開槽和槽深的影響時，選用穩(wěn)態(tài)計算方法．圖8 列出不同的開槽方式，而總的槽寬和槽深一致．此外，還對比了同時在上、下瓦開槽與僅在下瓦開槽的影響．

圖8 軸瓦開槽的位置以及油槽寬度示意Fig.8 Position of the bearing grooving and the width of the sump

圖9 和圖10 分別為不同開槽數(shù)的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)和油膜壓力分布．這里重點(diǎn)顯示了氣相體積分?jǐn)?shù)較高(大于0.5)和壓力較高(大于10 MPa)的區(qū)域．可以看出，氣相體積分?jǐn)?shù)較高的區(qū)域位于最小油膜厚度的下游位置，而壓力較高的區(qū)域主要位于最小油膜厚度的上游位置；開槽可以明顯改變空化區(qū)的形態(tài)，使得空化區(qū)從連續(xù)的舌型分裂成面積較小的梯形．當(dāng)油槽的數(shù)目連續(xù)增多時，通過進(jìn)一步減少連續(xù)的空化區(qū)范圍，從而限定了空化氣泡的大小和大面積同步潰滅的可能，也增加抑制空化現(xiàn)象的效果．

圖9 不同開槽數(shù)的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)分布Fig.9 Volume fraction distribution of oil film vapor phase with different numbers of grooves

圖10 不同開槽數(shù)的油膜壓力分布Fig.10 Oil film pressure distribution with different numbers of grooves

圖11 為不同開槽情況下的周向油膜氣相體積分?jǐn)?shù)以及周向油膜壓力的對比．其中，氣相體積分?jǐn)?shù)和壓力均沿油膜的徑向和軸向求平均．開槽可以顯著降低氣相體積分?jǐn)?shù)的大小以及油膜空化的范圍．對于槽的總寬一定的條件下，槽數(shù)的增多能進(jìn)一步地提高緩解空化現(xiàn)象的效果，但是提升的程度卻逐漸減弱．對于油膜的壓力分布而言，相比于無槽模型，開槽可以有效地降低油膜壓力．其中，單槽和三槽模型降低油膜壓力的效果更加顯著，這可能是因?yàn)檩S承沿軸向方向的中線位置是承壓最顯著的地方，壓力波動最為劇烈，此處開槽可以對峰值壓力進(jìn)行一定程度的控制．綜合來看，采用單槽或者三槽是更為合理的優(yōu)化方式．

3.3 不同槽深對空化現(xiàn)象的影響

綜合加工可行性與強(qiáng)度需求，在單槽的基礎(chǔ)上考慮了4 種不同的油槽深度，分別為0.5、1.0、1.5 和2.0 mm．通過仿真計算得到了不同槽深的油膜壓力與油膜氣相體積分?jǐn)?shù)如圖12 和圖13 所示．增加槽深能夠使空化范圍減小，改變空化范圍的形狀，進(jìn)一步緩解空化．

圖12 不同槽深的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)分布Fig.12 Volume fraction distribution of oil film vapor phase at different groove depths

圖13 不同槽深的油膜壓力分布Fig.13 Oil film pressure distribution at different groove depths

圖14 為不同槽深的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)和油膜壓力沿周向位置的分布．開槽的深度會影響油槽緩解空化現(xiàn)象的效果．隨開槽深度的增加，空化范圍和程度都有一定的減少，但總體提升幅度有限．從無槽到開槽1.0 mm 所帶來的緩解空化現(xiàn)象的效果要明顯高于從開槽1.0 mm 到開槽2.0 mm 提升的效果．這可能是因?yàn)椴鄣暮穸?1.0 mm)已經(jīng)遠(yuǎn)大于油膜最小間隙處的厚度(1.0μm)．結(jié)合圖14b 可知，0.5～1.0 mm的槽深已經(jīng)能夠明顯改善軸承內(nèi)部最小油膜厚度處的壓力峰值和空化分?jǐn)?shù)，達(dá)到抑制空蝕的效果．

圖14 不同槽深的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)和油膜壓力沿周向位置分布Fig.14 Volume fraction of the oil film vapor phase and oil film pressure at different groove depths distributed along the circumferential position

3.4 不同槽形對空化現(xiàn)象的影響

最后，通過不同槽形對空化現(xiàn)象的影響效果進(jìn)行探究．在上瓦和下瓦全槽模型的基礎(chǔ)上，設(shè)計了半槽模型．其中半槽模型中油槽的范圍為-180°～0°(參考圖2 中的角度分布)．圖15 和圖16 分別示出槽深為1.0 mm 的不同槽形模型的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)和油膜壓力分布．相對于全槽模型而言，半槽模型更能緩解油膜的空化現(xiàn)象．特別是在改變空化區(qū)域形狀方面，半槽模型中的空化區(qū)域遠(yuǎn)離油槽，空化范圍也顯著減?。@可能是因?yàn)樵诎氩勰Ｐ椭?，處于最小油膜厚度下游的潤滑油從油槽中流出的時候，一部分從油槽末端流出，另一部分則從油槽的兩側(cè)流出，形成了沿軸向的流動，使得半槽模型中油槽兩側(cè)的空化區(qū)域范圍被進(jìn)一步“擠壓”，有效緩解了空化現(xiàn)象．圖17 顯示半槽模型中潤滑油在最小油膜厚度下游的流動情況，也進(jìn)一步證實(shí)了半槽模型中空化區(qū)域較小的原因．

圖15 不同槽形的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)分布Fig.15 Volume fraction distribution of oil film vapor phase of different grooves

圖16 不同槽形的油膜壓力分布Fig.16 Oil film pressure distribution of different grooves

圖17 半槽模型中油膜流線Fig.17 Oil film streamlining in a half-groove model

圖18 為不同槽形的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)和油膜壓力沿周向位置的分布．從圖18a 可以得到，無槽、半槽和全槽3 種模型的氣相體積分?jǐn)?shù)最大值分別為0.94、0.61 和0.39．相比于無槽模型，半槽模型將氣相體積分?jǐn)?shù)的最大值降低了58.51%．從圖18b 可以看出，半槽和全槽模型對軸承內(nèi)部最小油膜厚度處的壓力改善效果較為接近．因此，結(jié)合軸瓦整體結(jié)構(gòu)可靠性需求，選擇適當(dāng)槽深的半圈單槽即可有效抑制油膜的空化現(xiàn)象．

圖18 不同槽形的油膜氣相體積分?jǐn)?shù)和油膜壓力沿周向位置分布Fig.18 Volume fraction of the oil film vapor phase and oil film pressure of the different grooves distributed along the circumferential position

4 結(jié) 論

以濰柴某型號的柴油發(fā)動機(jī)連桿軸承潤滑油膜為研究對象，通過動網(wǎng)格動態(tài)仿真計算得到了油膜壓力及氣相體積分?jǐn)?shù)隨軸承運(yùn)動的變化情況，探討了入口壓力波動對連桿軸承潤滑空化可能的影響，并對比了不同的油槽設(shè)計對抑制空化的影響，得到的結(jié)論主要如下：

(1) 由于柴油機(jī)供油特性，連桿軸承中的潤滑油入口條件必然存在波動；而波動入口條件下，雖然油膜的氣相體積分?jǐn)?shù)在峰值數(shù)據(jù)上與恒定入口工況幾乎一致，峰值壓力還有所降低，但油膜內(nèi)氣相體積分?jǐn)?shù)的變化卻受入口壓力波動的影響發(fā)生劇烈變化，對應(yīng)著頻繁的空化潰滅，可導(dǎo)致更為嚴(yán)重的空蝕破壞；這一發(fā)現(xiàn)解釋了柴油機(jī)連桿大頭軸承相較于主軸承更易發(fā)生空蝕的客觀現(xiàn)象．

(2) 軸瓦開槽確實(shí)能有效減緩空化，其中增加槽數(shù)和槽深均能夠提升抑制效果，但隨著油槽數(shù)目和油槽深度的進(jìn)一步增加，提升的程度逐漸減少．

(3) 槽型對油膜空化現(xiàn)象的影響較大，在油槽深度和數(shù)目一致的情況下，半槽模型可以引發(fā)油膜內(nèi)發(fā)生軸向流動，顯著改變油膜空化區(qū)域的形狀，相比全槽模型具有更好的抑制效果，可將氣相體積分?jǐn)?shù)最大值從未開槽時的0.94 降至0.39．

總體來看，綜合軸瓦的厚度與強(qiáng)度需求，選擇適當(dāng)槽深的半環(huán)單槽或三槽即可有效地抑制軸承運(yùn)動過程中油膜的空化現(xiàn)象；這一結(jié)論不僅適用于所研究的重型柴油機(jī)，也可為其他機(jī)型的優(yōu)化提供參考．