车用汽油机润滑系统理论计算

汪杰强，黄勇，叶年业，姚博炜

(上汽通用五菱汽车股份有限公司，广西柳州 545007)

0 引言

润滑系统的作用是将机油输送到发动机各所需部位，减小运动副表面摩擦以减少磨损，同时冷却和清洗零件表面，对某些部位进行防腐、密封、减振等。

为了保证润滑部位得到必需的机油量，主油道内应维持一定的油压；机油泵的供油压力除了满足主油道最小油压的需求外，还需克服滤清器、散热器、输油管道等的阻力。

文中主要通过分析发动机的润滑系统，计算各润滑部件所需求的机油压力和机油流量，从而指导机油泵的设计和制造。

1 发动机的润滑系统

发动机通过机油泵向各润滑部件输送机油，以保证各润滑部件得到有效的润滑。因此机油泵的能力直接影响发动机润滑部件的润滑，如果机油泵的能力不满足润滑部件的要求，将会导致润滑部件润滑不足而产生异常磨损，导致发动机故障；而机油泵的能力远远超过润滑部件的要求，又会导致发动机产生的功率过多的应用于机油泵的驱动，导致功率的浪费，影响发动机性能的提升。

图1为某发动机润滑系统的示意图，润滑零件包括主轴承、连杆轴承、凸轮轴轴承、VVT等。通过计算这些润滑部件所需要的最小的机油压力和最小的机油流量来进行机油泵的最优化设计。

图1 某发动机润滑系统示意

表1为样机润滑系统的基本参数。

表1 润滑系统基本参数

2 最小机油流量计算

2.1 轴承最小机油流量计算

发动机的主轴承、连杆轴承和凸轮轴轴承都是通过机油油膜来承载曲轴、连杆和凸轮轴的运动。因此，机油的流动特性对轴承润滑起着关键性的作用。不同宽径比(B/d)下的机油流量系数[1]如图2所示，横坐标ε为偏心率。

图2 机油流量系数

由图2可知，机油在轴承中的流量系数和轴承的宽径比及偏心率有关。

式(1)[1]为保证轴承正常工作所需的理论最小机油流量。

Q=2kQψωr2Bn

(1)

式中：ω为轴颈转速；r为轴径半径；kQ为机油流量系数；B为轴承宽度；ψ为轴承间隙比，ψ=c/r，c为轴承的半径间隙；n为轴承个数。

根据式(1)可以计算各轴承正常工作时所需要的理论最小机油流量, 图3为各轴承在各转速下的理论最小机油流量。主轴承理论最小机油流量Qm，连杆轴承理论最小机油流量Qcon，进气凸轮轴轴承理论最小机油流量Qcam_in，排气凸轮轴轴承理论最小机油流量Qcam_ex，由于进气凸轮轴和排气凸轮轴的参数一样，因此用Qcam来表示Qcam_in和Qcam_ex的和。

图3 各轴承理论最小机油流量

2.2 其他润滑零件的最小机油流量

除了轴承润滑的零件外，其他零件根据零件性能参数要求的机油流量来进行计算。张紧器和VVT等最小机油流量分别为Q1和Q2，如图4所示。

图4 其他零件最小机油流量

2.3 最小总机油流量

根据以上的计算结果，把各零件所需求的理论最小机油量相加就得到发动机的理论最小总机油流量Q总即机油泵出口流量，如图5所示。

图5 机油泵出口流量

3 机油泵出口压力计算

3.1 轴承最小入口油压计算

在发动机几何参数和机油的相关性能参数确定后，机油流量和机油压力呈线性关系。因此，根据第2节计算得到的各零件的最小机油流量，可以计算得到相应的各零件的最小机油压力。

主轴承需求的最小机油压力pm[3]为

(2)

式中：η为机油黏度；B为轴承宽度；a为轴承油槽宽度，当没有油槽时a=0；Δ为轴承间隙；d为轴承直径；ε为平均偏心率；下标m表示该参数为主轴承系统的参数。

连杆轴承需求的最小机油压力pcon[3]为

(3)

式中：dh-con为连杆轴颈进油孔直径，下标con表示该参数为连杆轴承系统的参数。

凸轮轴轴承需求的最小机油压力pcam[3]为

(4)

由上式可分别求得进气和排气凸轮轴轴承的最小机油压力，进而可得凸轮轴轴承的最小机油压力。下标cam表示该参数为凸轮轴轴承系统的参数。

根据表1和以上公式计算得到主轴承、连杆轴承、凸轮轴轴承的最小机油压力如图6所示。

图6 轴承最小机油压力

3.2 其他润滑零件的最小机油压力

除了轴承润滑的零件外，其他零件根据零件性能参数要求的机油压力来进行计算。

张紧器油量的控制为单向阀控制，其最低入口油压只与弹簧的弹性系数和伸长量有关。供应商提供其弹簧开启压力为0.08 MPa，在发动机怠速时就开始工作。固其对入口油压只要大于0.08 MPa即可。

张紧器和VVT等最小机油压力分别为p1和p2，如图7所示。

图7 其他零件最小机油压力

3.3 主油道机油压力计算

根据以上计算得到的各零件最小机油压力的需求，需要将各压力等效到主油道的压力需求。

(1)由于主轴承、连杆轴承与主油道比较接近，可忽略其之间的管路损失，故其入口油压可等效主油道压力的需求。

(2)张紧器只存在管路的损失，且离主油道较近，其入口油压也可等效主油道压力的需求。

(3)VVT相位器入口与主油道间存在OCV阀，相位器入口油压需加上OCV阀压降才能等效主油道压力。

(4)由于从主油道到缸盖的管路存在比较大的压力损失。其凸轮轴承入口油压需进行修正，考虑管路压力损失后才能等效主油道压力。

图8为各零件入口压力等效为主油道压力后的油压需求。

图8 等效主油道机油压力

由图8可知，选取每个转速下各零件的最大主油道油压需求，即为主油道最小油压需求。由于机油泵泵出的机油经过机滤后直接达到主油道，忽略机滤的压力损失，因此主油道的最小油压需求即为机油泵的出口油压，如图9所示。

图9 机油泵出口压力

4 对比分析

对样机现有的机油泵进行压力和流量的测试，并与理论计算的最小需求油压和最小需求流量进行了对比分析，如图10、图11所示。

图10 机油泵压力对比

图11 机油泵流量对比

由图10、图11可知，现有机油泵的流量和压力远大于理论最小需求流量和压力，因此可以通过优化机油泵的参数以减少机油泵的功耗，提升发动机的性能，这是后续机油泵设计改进的方向。

5 结论

通过对汽油机润滑系统的流量和压力进行计算，可以指导机油泵的设计开发。

(1)通过计算发现某发动机现有机油泵的流量和压力远大于理论最小需求流量和压力，因此可以通过优化机油泵的参数以减少机油泵的功耗，提升发动机的性能。

(2)提出一种机油泵理论计算的方法，指导机油泵的设计开发。