三缸自然吸氣汽油機軸承潤滑研究

李佳家

摘 要：曲軸及曲軸軸承作為發(fā)動機最重要的運動部件，直接影響到發(fā)動機可靠性、耐久性及壽命;但是其工作條件惡劣，需要保證軸承在發(fā)動機各種工況下的潤滑良好，從而保證發(fā)動機的正常工作。本文基于三缸小排量自然吸氣發(fā)動機，模擬計算并評估曲軸軸承潤滑性能，并對潤滑性能不足的問題進行優(yōu)化設(shè)計，消除潤滑不足的風(fēng)險。結(jié)果表明：原方案的第1、4主軸承最小油膜厚度在5400r/min、5800r/min時不滿足潤滑性能要求;通過將連桿軸頸直徑從40mm增加到43mm，主軸承最小油膜厚度顯著增加，增加幅度最大為22.3%，消除了潤滑性能不足的風(fēng)險。

關(guān)鍵詞：汽油機;曲軸軸承;最大比壓;最小油膜厚度

1 前言

曲柄連桿機構(gòu)作為活塞式發(fā)動機機最重要機構(gòu)之一，是實現(xiàn)工作循環(huán)，完成燃料燃燒后的熱能轉(zhuǎn)化為機械能，并傳遞力和改變運動方式的傳動機構(gòu);發(fā)動機正常工作時，曲軸需要承受氣體壓力、往復(fù)慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力及相應(yīng)的力矩的共同作用，其工作條件相當(dāng)惡劣[1-3]。曲軸連桿軸承、主軸承是發(fā)動機重要的摩擦副之一，其承受交變載荷和高速摩擦，軸承的性能對發(fā)動機的可靠性、耐久性和使用壽命均有影響[4]。

為保證曲柄連桿機構(gòu)的正常運行，曲軸連桿軸承、主軸承在發(fā)動機正常工況范圍內(nèi)應(yīng)處于完全潤滑狀態(tài)下工作，不應(yīng)出現(xiàn)干摩擦等其他潤滑性能不足的情況。通常通過發(fā)動機相關(guān)參數(shù)，計算和評估曲軸軸承的潤滑性能參數(shù)，主要有軸承最大比壓、最小油膜厚度、軸心軌跡等參數(shù)[5]。曲軸軸承承受缸內(nèi)混合氣燃燒產(chǎn)生的周期性壓力，周期性的載荷使得軸承與軸頸之間的潤滑油承受一定得油膜壓力，該油膜的厚度是評價軸承潤滑性能的重要參數(shù)。

本文基于三缸小排量自然吸氣發(fā)動機，通過建立曲柄連桿機構(gòu)模型，進行軸承潤滑性能模擬計算，評估其軸承潤滑性能是否滿足要求，并對潤滑性能不足的問題進行優(yōu)化設(shè)計，消除潤滑性能不足的風(fēng)險，保障曲軸及軸承的可靠運行。

2 樣機參數(shù)

本文研究的三缸小排量自然吸氣發(fā)動機，其主要參數(shù)如表1所示。

發(fā)動機軸承間隙通常受軸承孔、軸承、軸頸的加工精度影響，會存在一定的間隙范圍，該樣機曲軸主軸承間隙范圍為0.018mm～0.050mm，連桿軸承間隙范圍為0.020mm～0.052mm;為便于研究分別取其理論間隙值，主軸承間隙0.034mm，連桿軸承間隙0.036mm。

3 軸承潤滑性能計算

3.1 曲柄連桿機構(gòu)模型

根據(jù)該發(fā)動機的各相關(guān)參數(shù)，本文采用Lotus Concept Crank Train軟件搭建曲柄連桿機構(gòu)模型，對曲軸軸承潤滑性能進行模擬計算，如圖1所示。

參考升功率、升扭矩相似的同類型四缸自然吸氣發(fā)動機缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力試驗值，設(shè)定其缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力曲線，如圖2所示。

模型中的機油壓力及溫度參照同類型四缸自然吸氣發(fā)動機的臺架耐久試驗邊界值，設(shè)定其機油壓力及溫度曲線，如圖3所示。

3.2 軸承最大比壓

曲軸軸承比壓來源于發(fā)動機缸內(nèi)混合氣體燃燒產(chǎn)生的壓力作用，軸承最大比壓主要受到缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力以及曲軸軸承力的當(dāng)量作用面積的影響。該發(fā)動機曲軸軸承最大比壓計算結(jié)果如圖4所示，圖中P1、P2、P3分別為第1、2、3連桿軸承，M1、M2、M3、M4分別為第1、2、3、4主軸承。

從圖4中可知，由于連桿將燃燒壓力傳遞給曲軸，連桿軸承承受的直接載荷要遠(yuǎn)大于曲軸主軸承，因此，連桿軸承的最大比壓要比曲軸主軸承大。連桿軸承與主軸承最大比壓分別為35.13 N/mm2、22.27 N/mm2，均處于軸承材料允許的比壓范圍之內(nèi)[6]。

3.3 最小油膜厚度

在發(fā)動機正常運行的情況下，軸承與軸頸之間需要通過油膜來承載及潤滑，不允許出現(xiàn)干摩擦的情況，因此，需要保證軸承處的油膜厚度處于一個合理的范圍。軸承油膜厚度主要受到軸承間隙、機油壓力、機油溫度、機油黏度等因素的影響[7]。通過模型模擬計算，各軸承處的最小油膜厚度如圖5所示。

從圖5中可以看出，曲軸主軸承的最小油膜厚度基本上是隨著轉(zhuǎn)速的升高而下降，并且，處于兩端的第1、4主軸承的最小油膜厚度要小于中間的第2、3主軸承;其主要原因是隨著轉(zhuǎn)速的升高，缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力的增加，曲軸內(nèi)彎矩及旋轉(zhuǎn)運動離心力的增加等因素所導(dǎo)致的。與主軸承不同，連桿軸承最小油膜厚度隨著轉(zhuǎn)速的增加呈現(xiàn)先增加后減小的趨勢。

根據(jù)Lotus Concept Crank Train軟件曲軸軸承最小油膜厚度評估值，主軸承最小油膜厚度推薦值>0.5μm，連桿軸承最小油膜厚度推薦值>0.8μm[6]。根據(jù)模擬計算結(jié)果，該曲軸連桿軸承最小油膜厚度1.18μm，滿足最小油膜厚度的評估標(biāo)準(zhǔn);第1、4主軸承在發(fā)動機轉(zhuǎn)速為5400r/min、5800r/min時油膜厚度<0.5μm，存在潤滑不良的風(fēng)險。

4 軸承潤滑性能優(yōu)化分析

針對第1、4主軸承潤滑性能在發(fā)動機高轉(zhuǎn)速下存在風(fēng)險的問題，進行優(yōu)化設(shè)計并計算，對比分析優(yōu)化后方案的效果?？紤]到與現(xiàn)有產(chǎn)品的平臺化設(shè)計，通過增大曲軸連桿頸的直徑（從直徑40mm增加到43mm），增大曲軸重疊度，以提高曲軸的剛度降低內(nèi)彎矩，從而改善主軸承潤滑性能。

基于第2章節(jié)中的模型，對優(yōu)化方案進行模擬計算，其最大比壓計算結(jié)果如圖6所示。優(yōu)化方案的連桿軸承、主軸承最大比壓分別為32.68 N/mm2、20.48 N/mm2，比原方案分別降低了7%、8%，均小于軸承材料允許的最大比壓要求。

優(yōu)化方案的曲軸連桿軸承最小油膜厚度如圖7所示，從圖中可以看出，當(dāng)連桿軸頸直徑從40mm變化為43mm，優(yōu)化方案相比原方案的各個連桿軸承最小油膜厚度略有增加，變化幅度不大，約為1.1～1.6%，最小油膜厚度1.193μm，滿足最小油膜厚度大于0.8μm的評估標(biāo)準(zhǔn)。

優(yōu)化方案的曲軸主軸承最小油膜厚度如圖8所示，從圖中可以看出，當(dāng)連桿軸頸直徑從40mm變化為43mm，優(yōu)化方案相比原方案的各個主軸承最小油膜厚度均顯著增加，第1、4主軸承最小油膜厚度相比原方案明顯增加（圖8a、圖8b），優(yōu)化方案在發(fā)動機中高轉(zhuǎn)速范圍最小油膜厚度增加幅度約為20～22.3%，最小油膜厚度為0.556μm，滿足最小油膜厚度大于0.5μm的評估標(biāo)準(zhǔn)，顯著的降低了原設(shè)計方案存在的潤滑性能不足的風(fēng)險。

5 結(jié)論

（1）曲軸連桿軸承最大比壓要大于主軸承最大比壓。

（2）曲軸主軸承的最小油膜厚度隨著轉(zhuǎn)速的升高而下降，并且對于三缸發(fā)動機，處于兩端的第1、4主軸承的最小油膜厚度要小于中間的第2、3主軸承，在設(shè)計過程中需要重點注意第1、4主軸承的潤滑性能。

（3）曲軸連桿軸承油膜厚度隨著轉(zhuǎn)速的升高呈現(xiàn)先增后減的趨勢。

（4）增大曲軸連桿頸的直徑（增大曲軸重疊度），對改善曲軸兩端的主軸承最小油膜厚度有一定作用。

參考文獻：

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