内燃机径向滑动轴承润滑特性及影响因素研究

摘要： 本文通过对内燃机径向滑动轴承润滑特性及影响因素研究现状进行分析，并在流体动力学相关理论基础上，运用雷诺方程、雷诺边界条件等构建内燃机径向滑动轴承润滑计算模型，并通过仿真实验进行内燃机径向滑动轴承润滑特性及影响因素分析，为未来内燃机径向滑动轴承设计及工作提供了参考。

Abstract： Based on the analysis of the research status of the lubrication characteristics and influencing factors of internal combustion engine journal bearings， and based on the relevant theories of hydrodynamics， this paper constructs the lubrication calculation model of internal combustion engine journal bearings by using Reynolds equation and Reynolds boundary conditions， and analyzes the lubrication characteristics and influencing factors of internal combustion engine journal bearings through simulation experiments， It provides a reference for the design and work of internal combustion engine journal bearing in the future.

關键词： 内燃机;轴心轨迹;最小油膜厚度;径向滑动轴承

Key words： internal combustion engine;axis trajectory;minimum oil film thickness;journal bearing

中图分类号：TK403                                      文献标识码：A                                  文章编号：1674-957X（2022）05-0008-03

0  引言

随着现代科技的进步与生活水平提升，人们对机械设备的精密度与驾驶体验的舒适度，航空航天设施的精准控制性都提出了更高的要求。但是，机械无论是在制造、装配过程还是在运行过程都会由于运用、接触产生碰撞、摩擦。连杆轴承就是承接内燃机曲轴和活塞的重要组成，让内燃机曲轴和活塞通过连接实现往复运动到旋转运动的过程。为了避免连接处长期处于摩擦状态，造成曲轴的破损，当前主要方式为建立起承载油膜，减少摩擦。因此，通过深入研究内燃机径向滑动轴承润滑特性所具有的特性及影响因素，从而提升径向滑动轴承的可靠性及使用寿命，对提升内燃机的整体工作效率及寿命周期有着非常重要的作用。

1  内燃机径向滑动轴承润滑特性及影响因素研究现状

在早期内燃机滑动轴承的研究主要是基于稳定负荷、理想工况下进行内燃机滑动轴承的计算，但是这样的计算忽略了实际内燃机运行工作中问题多样性及复杂性，实际工作中并不存在常数值的情况。在考虑内燃机滑动轴承研究过程中，应该充分考虑供油系统的特性、轴承的刚性及表面光滑程度等。随着我国实验能力的提升，对滑动轴承性能、仿真能力的要求提高，研究人员开始将早期研究忽略的因素都考虑到研究当中，希望能够提高滑动轴承的研究准确度，并将其运用到实际生活当中。

Goenka P. K.（1984）建立了用于轴承瞬态分析的有限元公式，运用较低的计算成本对不同情况的连杆轴承进行计算，得出轴向上不同规则的几何图形对滑动轴承油膜有着重要的影响。随着计算机技术快速发展，研究学家们利用计算机得出结论，黏温效应、轴颈弹性变形及表面微观形貌等都对液体动压润滑轴承有着重要的影响因素。虽然当前对滑动轴承的理论研究较多也相对较为完善，但是仍然缺乏对供油压力与轴承间隙的综合性考虑研究。

2  建立内燃机径向滑动轴承润滑计算模型

2.1 流体动压润滑工作原理

至英国研究学家在火车轴承的实验研究中发现了流体动压之后，著名物理学家雷诺兹对动压原理进行深入分析，并以此研究出能够描述润滑油膜压力分布的计算表达方程式，也就是后来著名的雷诺方程。

2.2 动压润滑的形成原理

流体动压润滑指的是物体在润滑的作用下，物体与物体之间做相对运动，从而给予物体之间产生的润滑油膜形成压力，保障物体在受到外界压力时不会产生接触，产生摩擦，避免物体表面受到磨损或者损耗。对于动压润滑油膜的构成主要有：

①两个物体之间产生了间隙;

②在间隙之间存在黏性流体;

③该黏性流体会一直存在于物体表面;

④两物体之间的相对运动是由间隙大的一端向间隙小的一端进行运行。

满足以上四个主要因素就可以形成润滑油膜。

2.3 动压润滑的方程计算

对于连接内燃机曲轴和活塞的径向滑动轴承而言，可以看作变形的流体动力相关问题研究，因此可以采用雷诺方程对其进行仿真预算。在对径向滑动轴承的流体动压进行仿真计算时，为了简化计算，需要满足以下假设：

①假设在内燃机曲轴、活塞、径向滑动轴承之间的润滑剂为牛顿流体，该流体的运动方式为层流;

②假设内燃机曲轴、活塞、径向滑动轴承之间无滑动，其物体表面与黏体之间速度相同;

③假设动压润滑油膜形成厚度方向不变，密度不变;

④假设径向滑动轴承工作表面曲率半径远远大于油膜厚度，其表面近乎片面。

由上诉假设得到雷诺方程：

其中p表示润滑油膜的压力;x与y表示滑动轴承的宽度与长度方向的坐标;z表示润滑油膜的厚度方向的坐标;h表示润滑油膜的厚度;η表示润滑剂的粘度;U1、U2表示物体之间的边界速度;■表示润滑油膜的状态;■表示为润滑油膜的厚度变化率。

由于内燃机径向滑动轴承在工作过程中可能出现轴承油膜破损的情况，因此在进行雷诺方程计算润滑油膜时，首先要对润滑油膜存在的准确区域进行确定，并计算出润滑油膜可以承受到最大压力边界条件。本文对润滑油膜边界研究采用雷诺边界条件方法进行研究。在雷诺边界条件认为润滑油膜是断断续续存在的，而且其油膜压力在油膜自然破裂之后就终止润滑油膜保护，因此其边界条件可以描述为：

由于雷诺边界条件相较于其他边界条件而言，更能反应实际润滑状态，因此在滑动轴承润滑油膜的研究中应用较多，且也是较为成熟的应用方式。在实际过程中，为了简化计算，通常会采用负压充零的方式来进行润滑油膜临界破裂边界计算，以此来满足雷诺边界条件。

2.4 流体动压润滑油膜的厚度计算方程

对于流体动力学尤其是弹性流体的计算方法而言，一般考虑轴瓦和轴承座的弹性变形情况、供油特性以及空穴效应。对于温度影响一般不考虑。因此在处理润滑液粘度情况时，将其设置为等温、等粘度进行计算。

曲轴轴颈由于其硬度明显高于轴瓦表面材料所具备的表面硬度，因此在进行润滑油膜厚度方程计算时，一般只考虑润滑油膜压力下导致的轴瓦表面弹性变形，不考虑曲轴轴颈的弹性变形。因此，润滑油膜厚度的计算方程在仅考虑轴瓦表面弹性变形后的计算方程式为：

h=h0+δ

其中，h0表示在忽略滑动轴承表面变形的情况下，油膜的厚度;δ表示为在考虑滑动轴承表面变形的情況下油膜厚度的变化值;δrs表示实际润滑油膜压力作用下，滑动轴承表面各节点的径向变形量（r=1，2，3，4…n;s=1，2，3，4…n）;表示在润滑油膜压力作用于节点ij导致节点rs处所产生的径向变形量;pij表示节点ij在受到润滑油膜压力时的实际压力值。

3  实例验证

连杆在进行网格划分时，影响润滑油膜计算精度的因素还包括衬套及连杆轴瓦这两部分网格内容，因此在开展润滑油膜仿真实现时，应该对连杆轴轴向和周向这两个方面的网格进行控制划分。将处理后的连杆有限元模型按照相关要求进行模态缩减，然后与大小端衬套与轴瓦进行连接，并在连接缝隙处加入流动液体粘液充当润滑剂。

并参考实际情况，对内燃机连杆流动液体动力学仿真模型结构参数进行如下设定：内燃机缸径为180mm;连杆中心距离为350mm;活塞组质量9.47kg;连杆组质量10.38kg;大端孔中心至质心的位置：113.18mm;连杆轴瓦有效宽度40.1mm;曲柄销直径124mm;曲柄销宽度102mm;连杆轴承直径间隙为0.15mm。在进行仿真实验时，采取的仿真模型润滑油剂的牌号为CD40，润滑油所处平均温度为83℃，模型入口压力设置为5bar。当该内燃机在进行一个工作循环的工作内容时，其缸内的压力变化呈现出先继续降低后平稳再急速升高的特征。

4  仿真结果与分析

根据仿真实验结果图1显示，内燃机一个工作循环内在不同曲柄转角的情况下，大端轴瓦的润滑油膜压力呈现出不同的变化。由上图我们可以看出，在0-1400度范围内，润滑油膜的压力最大值出现在曲柄转角为1090度，其最大润滑油膜压力值为140MPa，而曲柄转角处于1080-1140度范围内时，处于润滑油膜压力急速上升又急速下降的过程。

根据仿真实验结果图2显示，内燃机一个工作循环内在不同曲柄转角的情况下，大端轴瓦的润滑油膜厚度呈现出不同的变化。由上图我们可以看出，在曲柄转角的角度1080-1140度这一阶段内为最小润滑油膜厚度最小期间，最小值处于2.6-3.4μm之间，最小润滑油膜厚度最小值出现在曲柄转角1100度时，最小值为2.6μm。其余曲柄转转角角度范围内，最小润滑油膜厚度均大于3.4μm。

根据仿真实验结果图3显示，内燃机一个工作循环内在不同曲柄转角的情况下，大端轴瓦总摩擦损失与机械摩擦损失呈现出不同的变化。由上图我们可以看出，当大端轴瓦与曲柄转角的表面没有接触时，他们之间就不存在摩擦损失，因此其摩擦损失就为零。但是在一个工作循环内，大端轴瓦与曲柄转角的摩擦损失功率最大值不是出现在轴承受力最大的时候，而是出现在轴承受力最小的一段时间内。于此同时，我们还可以从图上看出，在曲柄转角处于1080-1140度阶段时，也就是滑动轴承在承担快速增加的压力时，其摩擦损失也随之而增大，且变化幅度较大。其原因在于，在该阶段时间内，由于曲柄销在大端孔径内开展离心运动，因此使得该阶段润滑油膜的压力快速增加，导致磨损加大，其摩擦损失也相应增大，具体变化见图4轴径中心轨迹变化图。

根据本次对内燃机径向滑动轴承润滑特性及影响因素建立的仿真模型，其在内燃机100%负荷时仿真结果进行分析发现：第一，一个工作循环内，轴瓦的最高压力都出现在润滑油膜的区间范围内。文中曲柄转角为1100度范围内时，最高压力现在润滑油膜0-20度，340-360度之间，其最大压力值为140MPa;因此为了避免由于油槽和油孔等原因造成内部润滑油膜压力降低，应选择避开该区间下的油槽及油孔开设。第二，滑动轴承最小油膜厚度均随着供油压力的变大而增大。当内燃机半径间隙越大，滑动轴承最小油膜厚度受到供油压力影响就越小。第三，滑动轴承最小油膜厚度均随着供油压力的变大而增大。当内燃机半径间隙越小，滑动轴承最小油膜厚度受到供油压力影响就越大。

参考文献：

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基金项目：湖南城建职业技术学院院级项目，“电机轴承优化设计及润滑特性研究”（18KTQN1）。

作者简介：李盼（1993-），男，湖南湘乡人，助教，硕士研究生，研究方向为机械工程。