油槽设计对滑动轴承泄油量的影响

李 超 董 朵 马庆镇 李渴忻 徐菁菁

(内燃机可靠性国家重点实验室，潍柴动力股份有限公司 山东潍坊 261061)

发动机中存在大量做回转运动的轴类零部件，绝大多数采用了滑动轴承进行支撑。为了确保支撑部位润滑良好，避免产生磨损，往往根据需要在轴或轴承表面设计各种油槽。

对滑动轴承的润滑问题已有较多的研究，但这些研究主要从轴承自身可靠性的角度开展，包括油膜的分布、油膜的厚度、油膜承载力、润滑油的温升和摩擦功等。徐晓秋[1]建立了静压推力轴承间隙油膜的数学模型，探讨了回油槽宽度和深度对静压推力轴承温度和压力的影响。王锋[2]以径向滑动轴承为研究对象，对轴承的承载力和油膜稳定性进行了研究。黄付田[3]对外啮合齿轮泵进行分析，研究了不同槽型动静压滑动轴承对油膜和承载力的影响。高庆水和杨建刚[4]分析了普通圆柱轴承的压力分布，以及上下瓦开槽对滑动轴承压力分布 、承载和进油量等因素的影响。于桂昌等[5]对双油槽圆形轴瓦滑动轴承进行研究，讨论了进油压力对轴承的流场和承载能力的影响。谢帆等人[6]基于有限差分法，采用MATLAB软件编程，计算径向滑动轴承油膜压力分布。李强等人[7]提出一种基于瞬态流场计算的滑动轴承动特性的计算方法，用于计算典型滑动轴承的刚度和阻尼系数。刘乾等人[8]研究了在润滑油中悬浮颗粒和空穴现象同时作用下，静压滑动轴承油膜的承载能力和压力分布。李男儿和王琳[9]分析了不同进油孔方案对滑动轴承油膜承载力、摩擦功耗、流量、油膜压力和油膜温度分布等性能的影响规律。

一些研究人员也对轴承泄油量进行了研究，如魏聿梁[10]分析了多油槽滑动轴承油槽结构、位置、数目等参数对轴承端泄量的影响；杨世平等[11]以自润滑推力滑动轴承为研究对象，求解出滑动轴承内各润滑油流道的流量和压力。但相关研究仍是局限于滑动轴承本身。

然而增加油槽会伴随着泄油量的增加，进而影响润滑系统中其他零部件的润滑。为探讨油槽结构对滑动轴承泄油量的影响，本文作者参考发动机中间齿轮轴承，给出了3种典型的滑动轴承油槽设计方案；结合CFD瞬态仿真及一维润滑仿真，在同样的边界条件下对比3种滑动轴承的泄油量；以某发动机为案例，分析了滑动轴承泄油量对发动机润滑系统压力的影响。

1 设计方案

图1所示为某发动机的中间齿轮结构，主要由齿轮轴、齿轮、滑动轴承及齿轮盖板组成，其中滑动轴承与齿轮为过盈配合，滑动轴承与齿轮轴为间隙配合，半径方向间隙值为0.02～0.045 mm。中间齿轮工作过程中，齿轮轴固定不动，齿轮和滑动轴承共同绕齿轮轴转动。润滑油从齿轮轴端面的一个进油口流入，并从外圆周上两个相对布置的出油口流出，从而对齿轮轴和滑动轴承的接触界面进行润滑，最后到达齿轮前后表面上的8个泄油槽，并泄漏至油底壳。

图1所示的结构文中称为方案一，其齿轮轴内的油路呈T型，管路直径为6 mm。滑动轴承内壁无油槽，轴承内径75 mm，宽度33.5 mm。润滑油的流通路径，如图2中的橙色区域所示。

图1 齿轮结构示意

图2 润滑油流通路径

为了对比分析，设计两种典型的润滑油槽结构，如图3所示。方案二在滑动轴承内壁增加一个轴向油槽，油槽截面呈圆弧状，油槽宽5 mm，最深处0.8 mm，截面积为2.75 mm2。方案三在方案一的基础上再增加一个周向油槽，油槽截面呈梯形，宽边为5.5 mm，两侧边夹角为60°，深度为1 mm，截面积为4.92 mm2。

图3 两种滑动轴承油槽结构

对于带槽的滑动轴承，其泄油路径可分为两部分，一部分通过油槽泄漏，另一部分通过齿轮轴和滑动轴承之间的间隙泄漏。齿轮在运转过程中受侧向力而偏心，由于齿轮轴和滑动轴承之间的间隙极小，所以相较于油槽深度，偏心量是个极小值。基于以上基本认知，文中将滑动轴承的泄油量分为两部分进行计算，一部分是油槽泄漏，通过CFD瞬态仿真计算，忽略齿轮偏心量；一部分是间隙泄漏，通过一维仿真计算，考虑齿轮偏心量。

2 油槽泄油量对比

抽取齿轮润滑油路，进行CFD瞬态仿真计算[12]，建模时忽略齿轮轴和滑动轴承的间隙。初始状态的模型如图4所示，齿轮轴的T型油路(紫色)静止不动，滑动轴承上的油槽和齿轮上的泄油槽(灰色)绕齿轮轴的轴心转动，转速为2 612 r/min。

静止部分选择齿轮轴出油口，转动部分选择油槽内表面，建立交界面如图5中的紫色区域所示。静止交界面与转动交界面的重叠区域，认为油路是连通的。

图5 交界面

齿轮轴进油口的油压难以直接测量，而中间齿轮接近柴油机的主油道，并位于主油道下游，所以该处油压应略低于主油道压力。柴油机主油道在额定转速下的绝对压力，通常在500 kPa以上，据此定义齿轮轴进油口的绝对压力为500 kPa。8个泄油槽出油口直通大气，所以绝对压力为100 kPa，进出口总压差为400 kPa。

流体属性参考10W30润滑油，设定动力黏度为0.007 32 Pa·s，密度为810 kg/m3。

当齿轮轴的T型油路与滑动轴承上的轴向油槽对准时，滑动轴承的油槽泄油量最大，此时的油压分布计算结果如图6所示。

图6 油槽泄油量最大时的压力分布

每隔约1°的齿轮转角记录一次润滑油流量，2种方案齿轮转动一圈的油槽泄油量仿真结果如图7所示。

方案二表现为间歇性泄油，在较大的转角范围内泄油量为0，仅当齿轮轴出油口对准轴向油槽时泄油量大于0。360°范围内的最大泄油量为2.62 L/min，而泄油量平均值仅有0.19 L/min。

方案三表现为持续性泄油，泄油量随齿轮转动而周期性变化。360°范围内的最小泄油量为3.83 L/min，最大泄油量为4.89 L/min，泄油量平均值为4.19 L/min。

对比结果表明，相对于方案二，方案三在任意时刻的泄油量都明显更多。

3 总泄油量对比

搭建齿轮轴承润滑油路的一维仿真模型[13-15]，如图8所示。模型同时包括油槽泄漏和间隙泄漏两部分，以获得齿轮轴承的总泄油量。计算模型的入口压力为500 kPa，出口压力为100 kPa。

图8 轴承总泄油量一维仿真模型

油槽泄漏部分使用压力损失模型，根据前文中的CFD仿真结果，使用进出口压差和泄油量平均值，软件将根据局部压力损失公式(1)自动计算阻力系数。

(1)

式中：Δp为压差；ζ为阻力系数；ρ为润滑油密度；Q为流量；A为油路截面积。

间隙泄漏部分使用轴承模型，轴承的半径平均间隙为0.032 5 mm。侧向力根据齿轮系计算获得，为9 214 N，施加受力后齿轮轴将产生偏心。方案一和方案二的间隙泄漏模型一致，轴承表面定义两个直径6 mm油孔。对于方案三，周向油槽相当于减小了轴承宽度，使泄漏量增加，所以轴承表面定义一个周向360°分布的油槽，宽度为5.5 mm。

计算结果如图9所示，方案一的总泄油量为0.44 L/min，方案二的总泄油量为0.63 L/min，方案三的总泄油量为5.15 L/min。

图9 各方案的总泄油量

对比间隙泄油量，方案一和方案二相当，为0.44 L/min；方案三的间隙泄漏量最大，为1 L/min。

对比油槽泄油量，与前文中的CFD仿真结果基本一致。由于轴承前管路存在一定的压降，压力损失模型两端的压差略小于400 kPa，所以油槽泄油量结果略小于CFD计算值。

结果表明，相较于无油槽的滑动轴承，仅使用宽度较小的轴向油槽，轴承总泄油略有增加。但如果同时设计周向油槽配合轴向油槽，则油槽泄油量和间隙泄油量均会增长，共同导致总泄油量显著增加。进行润滑系统设计时，应特别注意方案三可能引起的系统压力过低问题。

4 润滑系统分析

4.1 润滑系统建模

中间齿轮安装在发动机齿轮室内，其泄油难以直接收集并测量。为了验证计算结果的有效性，文中通过容易观测的主油道压力进行侧面验证。通过更改中间齿轮滑动轴承的结构，观察主油道压力的变化，如果压力变化的仿真结果和试验结果是一致的，则证明前文中的计算方法是有效的。

某轻型柴油机在试验中发现润滑系统压力过低[16]，其中怠速的主油道压力仅为80 kPa，额定点主油道压力为400 kPa。该发动机的齿轮传动系统包含两个中间齿轮，并且滑动轴承采用了前文所述方案三的设计结构，因此推测主油道压力低与滑动轴承泄油量过大有关。

根据该发动机润滑系统的几何结构，以及各配附件的性能曲线，搭建其润滑系统一维仿真模型，其中中间齿轮附近的润滑系统模型如图10所示。该柴油机使用齿轮泵，额定转速下的润滑油流量为45 L/min。使用润滑油泵限压阀，限制泵后压力，阀的开启压力为520 kPa。

图10 润滑系统一维仿真模型(部分)

4.2 压力流量仿真

通过调试，使仿真结果与试验结果接近，调整后主油道压力的仿真结果如图11中的方案三所示。在2 700 r/min左右曲线出现拐点，此时润滑油泵限压阀开启，主油道压力约为390 kPa。

图11 不同方案润滑系统压力仿真结果

润滑系统流量的仿真结果如图12中的方案三所示。怠速时的总润滑油流量为9.8 L/min，主油道压力的仿真结果为79 kPa；两个齿轮的总泄油量为3.8 L/min，占总润滑油流量的39%。额定点时的总润滑油流量为45 L/min，主油道压力的仿真结果为407 kPa；两个齿轮的总泄油量为9.5 L/min，占总润滑油流量的21%。齿轮泄油量占比过高，考虑更改设计方案降低滑动轴承泄漏量。

图12 不同方案润滑系统流量仿真结果

取消滑动轴承上的油槽，修改模型并重新计算，润滑系统的压力和流量结果分别如图11和图12中的方案一所示。总润滑油流量在改进前后无变化，主油道压力在2 200 r/min左右曲线出现拐点，相较于方案三明显提前，此时主油道压力约为435 kPa。

怠速时的主油道压力为138 kPa，两个齿轮的总泄油量为0.2 L/min，占总润滑油流量的2%。额定点时的主道压力为473 kPa，两个齿轮的总泄油量为0.9 L/min，占总润滑油流量的2%。相较于方案三，方案一的齿轮泄油量明显降低，发动机主油道压力明显升高。

按方案一进行零部件优化，并进行发动机性能试验，发动机在怠速点的主油道压力实测为133 kPa，额定点的主油道压力实测为465 kPa。实测结果与仿真结果较为一致，证明改进方案是有效的，同时也证明了文中对于滑动轴承泄油量的计算是有效的。

5 结论

(1)将滑动轴承泄油量拆分为油槽泄油量和间隙泄油量分别计算，并通过试验间接证明了该方法的有效性。

(2)设计了3种不同油槽结构的滑动轴承，其中无油槽的滑动轴承总泄油量最少，仅增加轴向油槽时总泄油量略有增加，同时增加轴向和周向油槽时总泄油量显著增加；没有油槽或者仅具有轴向油槽，滑动轴承的间隙泄油量相近且较低，同时具备轴向和周向油槽时，间隙泄油量将显著增加。

(3)对于润滑油泵油量较少的轻型发动机，如果使用同时具备轴向和周向油槽的滑动轴承，由于泄油量占比过大，有可能导致发动机主油道压力异常低，应注意合理选择滑动轴承油槽的设计方案。