爱游戏高功率密度柴油机轴承设计问题仿真分析高功率密度柴油机轴承设计问题仿真分析高功率密度柴油机轴承设计问题仿真分析 高功率密度柴油机轴承设计问题仿线月 兵工 ACTAARMAMENTARII Vo1.27No+1 Jan.2006 高功率密度柴油机轴承设计问题仿真分析 刘剑.张卫正 (北京理工大学机械与车辆工程学院,北京100081) 摘要:高功率密度柴油机是适应军用动力不断强化的要求而发展的,其超常的强化设计对发 动机可靠性提出了更高的要求.对高功率密度(HPD)柴油机(升功率PI?100kW/L)性能进行了 虚拟仿真,并利用仿真结...

　　高功率密度柴油机轴承设计问题仿线月 兵工 ACTAARMAMENTARII Vo1.27No+1 Jan.2006 高功率密度柴油机轴承设计问题仿真分析 刘剑.张卫正 (北京理工大学机械与车辆工程学院,北京100081) 摘要:高功率密度柴油机是适应军用动力不断强化的要求而发展的,其超常的强化设计对发 动机可靠性提出了更高的要求.对高功率密度(HPD)柴油机(升功率PI?100kW/L)性能进行了 虚拟仿真,并利用仿真结果计算了轴承载荷.通过分析高比压,高转速以及高温等因素对HPD柴 油机连杆大头轴承润滑性能的影响规律,提出了设计高升功率柴油机的连杆大头轴承过程中需要 解决的关键问题. 关键词:动力机械工程;高功率密度柴油机;连杆大头轴承;有限体积法;仿线文献标志码:A文章编号:1000—1093(2006)01—0005—05 AnalysisofBearingDesignforHPDDieselEngine LIUJian,ZHANGWei—hispaper,theper — formanceofHPDenginewassimulated,andthebearingloadwascalculatedbyusingthesimul ation result.Throughanalyzingtheinfluencesofhighspecificpressure,highrotatingspeedandhig htem— peratureonlubricationperformanceofcon—rodbigendbearing,thekeyproblemneededtobesolvedin thisbearingdesignwasproposed. Keywords:powermechanicalengineering;HPDdieselengine;con—rodbigendbearing;FVM;simu— lation 随着军用柴油机的不断强化,它的升功率在逐 步提高.为了适应新型作战平台的需要,德国 MTU公司开发了小缸径超高功率密度(HPD) MT890系列柴油机,其升功率接近100kW/L…,大 大高于国内高功率密度柴油机.由于HPD柴油机 强化指标提高的幅度太大,国内相关的技术储备明 显不足,尤其是在轴承方面,因此预知HPD柴油机 轴承设计的难点问题,对今后设计HPD柴油机意义 重大.本文借助相关发动机以及轴承设计软件,对 该类HPD柴油机轴承(以连杆大头轴承为例)工作 状况,有关参数影响规律以及设计中可能出现的问 题进行了计算,为开展HPD柴油机轴承系统研究提 供技术支持. 收稿日期:2005一O4—15 1HPDMT890系列柴油机的特点 1)升功率高:柴油机升功率高达92kw/L,其 12v890机型输出功率达到了1103kW. 2)转速高和缸径小:柴油机额定转速较常规柴 油机高,为4250r/min,其缸径,冲程分别为 109mm,107mm. 3)平均有效压力高:柴油机平均有效压力达到 了2.6MPa,最高燃烧压力大于20MPa. 4)喷油压力高:柴油机采用高压共轨喷油系统, 其喷射压力高达180MPa. 5)集成度高:该柴油机单位体积功率为1200, 1300kW/m3,采用集成化设计,整体尺寸大大缩小. 6兵工第27卷 其12V890柴油机较其相同功率的MT883Ka一501 柴油机相比,整机质量和体积均减少约50%….同 时为了实现高紧凑性,实现了机体与附件的集成. 2高功率密度柴油机设计的仿真实现 要设计升功率PI.=100kW/L柴油机,同时使 热负荷及机械负荷不超过当前技术水平所能达到的 上限,切实可行的

　　是采用高速小缸径柴油机,而 且提高转速的同时要相应降低冲程. 该类高功率密度发动机是全新设计,目前还没 有类似的机型能够达到这样高的功率密度,没有机 型可以对比参考,但可以通过应用仿真软件模拟其 性能参数,虚拟出一台样机.应用的仿真软件是奥 地利AVL公司的Boost.具体步骤是,以一台缸径 100mm,转速2500r/min的柴油机为调整的原形 机,通过修改转速和冲程等参数(如将原机的转速调 整到4500r/min,循环供油量由100g增加到130g, 冲程和连杆长度适当减小等),得到调整机型,如表 1所示.调整机型部分参数不合理,例如过量空气 系数偏小,但仅仅为轴承计算提供负荷参数,重点考 察最大爆发压力等,可以通过增大增压压比,减小压 比来调整,而此时爆发压力变化不大. 表1高升功率柴油机仿线ParametersofmodifiedHPDengine 3高功率密度柴油机轴承设计的仿线对轴承承载和润滑的要求 高功率密度柴油机气体爆发压力增加较多,势 必大大增加轴承的负荷;高转速导致轴承惯性负荷 增大,将减少油膜厚度,对轴承润滑不利;另外,高紧 凑型的结构设计,将减少轴承承载面积,使润滑条件 恶化. 3.2仿真实现方案 连杆大头轴承相对主轴承而言,承受更大载荷. 而且供油条件相对较差,因此本文以连杆大头轴承 为例,来考察高功率密度柴油机轴承润滑性能.仿 线所示. Boost设计 HPD柴油机 , 应用Orbit 计算轴承性能 计算得到燃 烧爆发压力 __?_______?________一 .......... ]L 计算得到 轴承负荷 图1仿线Simulationscheme 3.3轴承计算原理 轴承仿真软件Orbit采用的是有限体积法 (FVM)计算原理,该原理是基于离散润滑区域,考 虑控制体积内质量守恒来求解雷诺方程: m=(m)+().,(1) (m)=ID詈I~li)hi-1I,(1一gH.j)+ gi-1,jh, +(^一hi-1,j)l,(2) m.r)p_【0.5(h+l+hi,j-1)]? Jg一1(3) P=P+p(口,J1),ai,,?1(充油区);(4) P,:P+p(口,一1),al,1(穴蚀区).(5) 式中:m为周向质量流量;()为周向Couette 流质量流量;(m).为周向Poiseuille流质量流量; Oti, j为节点充油度数;g?为节点开关数(充油区为 1,穴蚀区为0);h为节点油膜厚度;P为节点油 膜压力. 改写雷诺方程为质量守恒条件下的二维方程: +=,?a.aa, 式中m为轴向质量流量. 第1期高功率密度柴油机轴承设计问题仿线 将润滑区域划分网格,应用有限差分算法求解, 得到轴承油膜厚度分布和油膜压力分布结果. 轴承功率损失由液力润滑功率损失(7)式和边 界润滑功率损失(8)式两部分组成: LhyajAv2dA+JAdA+ fAh3+fA茜dA.(7) Lhdy=IcfPp(+W)1/2dA.(8) 机油温升 ?T:,(9) p 式中:C为摩擦系数;为周向流动速度;御为轴向 流动速度;Q为平均机油流量. 3.4高功率密度柴油机连杆大头轴承性能计算结 果 为了使计算不至于过于复杂,在轴承计算中作 如下假设:轴颈和轴承都是刚性,不考虑变形,另外 轴颈和轴承中心线高气体爆发压力对轴承性能的计算 由Boost仿真结果,得到气体爆发压力曲线,其 最大气体爆发压力为217MPa,这么大的爆发压力 作用下,对轴瓦的

　　提出了很高的要求,尤其是机 械强度.而对于轴瓦机械强度,一般是考察轴承比 压值.在负荷确定的条件下,轴瓦宽度和轴颈直径 共同决定了轴承的比压值.轴瓦宽度对轴承润滑影 响很大,油膜压力与轴瓦宽度的三次方成正比[. 本文考虑了额定转速工况下不同宽度对轴承润滑性 能影响,其结果如图2所示. 罨 17.2 轴承宽度/ram 图2额定转速下轴瓦宽度对轴承润滑性能的影响 Fig.2Effectofaxlebushwidthonbearinglubrication 目 黑 图2表明:轴瓦宽度增加,最小油膜厚度Hi 增加,最大油膜压力p大大下降,将改善轴承的 润滑状况.而轴瓦宽度过小则会因增加边界摩擦损 失,其功率损失不降反升,而在较大轴承宽度时,由 于机油温度升高,润滑油粘度下降,导致泄油量反而 增加. 对于正常工作时最小油膜厚度的判据,本文采 用文献[3]的判别条件,即 Hi?[Hi]=2×(R:i+Rb)【3.,(10) 式中R:i和Rzb分别是轴颈和轴瓦的微观不平度十 点高度. 该计算设置Ri和Rb分别为0.2m,因此许用 的最小油膜厚度为0.8m. 轴承宽度受发动机紧凑结构的限制不能太宽. 对于军用柴油机而言,为实现紧凑缸心距,有时采用 大直径的主轴颈和薄曲柄,以薄曲柄保证必须的轴 承宽度,以轴颈重叠度弥补薄曲柄对曲轴疲劳强度 的削弱t41.如英国RollsRoyceCV12TCA柴油机, 轴颈直径di=1.08D(D为气缸直径),曲柄臂厚度 h仅为0.107D.为了使发动机尽量紧凑,新型高功 率密度发动机将采用较大主轴颈和曲柄销长度,较 小的曲柄臂厚度结构,以保证轴承有足够的承载面 积.正常V型柴油机其相对曲柄销长度lJD在 0.5,0.7之间;相对主轴颈长度zi/D在0.3,0.45 之间.考虑曲柄销长度取较大值0.68D,除去轴颈 圆角并且考虑轴承最小油膜厚度在0.8/Lm以上等 因素,该高功率密度发动机并列连杆轴承宽度取 27,30mm之间,从尽量改善轴承承载入手,本文取 宽度为30mm. 对于高功率密度发动机,高气体爆发压力将带 来轴承高负荷,进而造成轴承功率损耗增加,减小轴 颈直径是减少轴承功率损耗的有效

　　之一l5J. 本文考察了HPD柴油机工作在额定转速下,不同轴 颈直径对轴承润滑性能的影响,其结果如图3所示. 莹\ 辑 槲 19 18 17 16量 15罢 14 13 图3轴颈直径对轴承润滑性能的影响示意图 Fig.3Effectofneckdiameteronbearinglubrication 随着轴颈直径增加,最小油膜厚度增加,润滑摩 擦功耗和泄油量也同步增加,但最大油膜压力下降, 显示轴承直径增加,将有利于轴承润滑性能的改善. 如加m 事斛雷 8兵工第27卷 并且轴承直径增加,也有利于减少比压,增加曲轴刚 度以承受更高的气体负荷. 但为了拆装维修方便,连杆大头轴颈直径不宜 过大,一般在(0.65,0.80)D之间[,而能够保证 连杆从气缸孔抽出的平切口连杆的曲柄销直径 d.?0.73D(d.为连杆轴颈直径),考虑尽量选择具 有较强的单位轴承面积承载能力的平切口大头型 式,取轴颈直径为73mm,此时连杆大头需要采用4 个螺栓,屈服拧紧的结构.其比压值为 P=F/d.L,(11) 式中:F为作用在轴承上的最大负荷(由轴承载荷 计算得到);L为轴承长度. 经计算其比压值为103.9MPa.其值已超过普 通轴瓦材料极限.传统轴承材料承载能力和疲劳强 度将不能满足要求,必须改进或开发新的轴承合金 材料. 3.4.2高转速对轴承润滑性能的影响 相对汽油机,柴油机转速不高,转速导致的惯性 力对轴承润滑性能影响不大.但高功率密度柴油机 额定转速很高,惯性力的影响不能忽略.为了考察 它的影响,固定载荷,供油压力和进油温度等条件, 改变发动机转速,作热平衡计算,其结果如表2所 示. 表2不同转速下轴承润滑性能结果 Tab.2Lubricationofbearingunderdifferentrotationspeeds 转速/户一/Hn/润滑功率泄油量/供油压温升/出油温 (r?rain一)MPam损失/kw(mL?s)~J/MPa?rg/E 10005790.5190.0652.420.415.5106 25004821.2000.4269.77O.825.3115 450065】0.9691.16016.300.84】.4131 表2表明:在低转速时,随着转速增加,油膜旋 转效应增强,最小油膜厚度增大,最大油膜压力下 降,同时功率损耗和泄油量也随之增加;在高转速 时,惯性力导致的负荷对轴承润滑的影响占据优势, 最小油膜厚度反而减小,最大油膜压力增加;从结果 可知,额定转速时,惯性负荷的影响不能忽略,否则 将会得出错误的结论. 另外,当发动机工作在额定转速如4500r/min 时,轴承消耗的功率比较大,为1.16kW,同时机油 温升也比较大,为41.4?,出油温度达到131?,接 近很多轴瓦材料的温度极限,需要采用耐高温的轴 瓦材料. 3.4.3机体高温的影响 机油对温度非常敏感,温度升高,粘度下降比较 明显.为了考察温度影响,以SAE15w/40润滑油 为例,假设不同进油温度,其计算结果如图4所示. 每 \ 料 图4不同进油温度对轴承润滑性能的影响 Fig.4Effectofinjectedoiltemperatureon bearinglubrication , 赠 超 书 由图4可知,进油温度较大影响了轴承的润滑 性能,尤其是最小油膜厚度.进油温度较高如温度 为130?时,轴承最小油膜厚度为0.6/,m,将使轴 承处于混合润滑状况,且其出油温度为160?,将较 大影响轴瓦材料的高温性能以及润滑油的高温性能 (如抗氧化性和热稳定性).结合最小油膜厚度 (?0.8m)和出油温度(?150?)的限制,进油温 度需要得到控制,其值应该在110?以下,否则不能 形成正常的液体动力润滑. 4实现高升功率柴油机的技术难点分析 结合以上分析结果,实现高功率密度柴油机轴 承正常工作需要解决以下技术问题. 4.1高比压轴承设计技术 高功率密度柴油机整体体积的缩小,爆发压力 的增加,势必大大增加轴承的比压,而对轴承矛盾的 要求[嵌藏性,顺应性,抗咬合性(软)和机械强度 (硬)]又使轴承许用比压的提高难度很大.必须突 破相关技术及工艺(如采用PVD技术,利用蒸发镀 膜或离子镀膜)既保证在高比压下轴承的承载,同时 又要保证轴瓦材料有良好的顺应性和抗咬粘性等表 面性能. 4.2轴承高温润滑技术 由于高功率密度柴油机的高紧凑设计,润滑系 统油温将偏高,而高温下的润滑易产生如下问题:高 温下油膜厚度变薄,油膜承载能力减弱,混合润滑摩 擦力增大,摩擦生热高,易产生抱轴等.对于轴承高 温润滑技术的设计一方面要控制润滑系统的油温, 不能太高,

　　上应该低于110?,一方面需要选用 m啪mm啪m啪帅 日i,?; 08642O86 420864208 第1期高功率密度柴油机轴承设计问题仿线 粘温性能更好的润滑油,以及添加机油抗氧化剂等 措施,改善机油高温性能,增强高温下机油抗氧化能 力和抗热分解能力. 5结论 1)在额定高转速时,惯性力负荷占据优势,导致 最小油膜厚度相对减少,轴承润滑状况反而变差. 高转速将较大的影响高功率密度柴油机大头轴承处 润滑状况. 2)轴瓦宽度和轴颈直径越大.泄油量减少,最小 油膜厚度增加.但是轴瓦宽度受发动机紧凑结构限 制,轴颈直径受拆装维修等限制.调整轴承宽径比 以及轴承间隙的大小,以利于形成流体动力润滑. 3)高温润滑将带来很多问题,相应的解决措施 是选用粘温性能更好的润滑油,增强润滑油高温热 稳定性等. 4)设计的连杆大头轴承能满足高功率密度柴油 机正常工作需要,但仍需要解决高比压轴承材料,润 滑系统加强散热等问题. 参考文献(References) [1]张玉申.高功率密度柴油机及其关键技术[J]车用发动机 2004,(3):5. ZHANGYu—shen.Highpowerdensitydieselengineanditskey technologies[J].VehicleEngine,2004,(3):5.(inChinese) [2]徐兀.汽车发动机现代设计[M].北京;人民交通出版社, 1995:156. XUWu.ModemDesignonAutomobileEngine[M].Be~ing: ChinaJiaotongPress.1995:156.(inChinem) [3]王晓力.计入表面形貌效应的内燃机主轴承热流体动力润滑 [D].北京:清华大学.1999:99. WANGXiao-li.LubricatingAnalysisforDynamicLoadJournal BearingConsidenngSurfaceRoughnessEffects[D].Beijing:Is- inghuaUniversity,1999:99.(inChinese) [4]符锡候,杨杰民.车辆用柴油机总体设计[M].上海:上海交通 大学出版社,1992:134. FUXi—hou.YANGJie-min.IntegratedDesignonDieselforVe— hicle[M].Shanghai:ShanghaiJiaotongUniversityPress,1992: 134.(inChinese) [5]王谦,高永平.施爱平.等.发动机曲轴主轴承润滑分析与节省 功率的研究[J].农业机械,2003,(7):19—21. WANGOian,GAOYong-ping.SHIAi-ping,eta1.Lubrication analysisandpowersavingsoftheHPDenginecrankshaftmain bearings[J].TransactionsoftheChineseSocietyofAgricultural Machinery,2003,(7):19—21.(inChinese) [6]史昭熙.柴油机设计手册:上册[M].北京:中国农业机械出版 社.1984:561. SHIZhao-xi.DesignHandbookonEngineDesign:PreviousVol- ume[M].Beijing:ChinaAgriculturalMachinePress,1984: 561.(inChinese)

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