柴油发动机曲轴轴系的性能分析

岳开国

摘要：采用结合有限元法以及多体动力学系统仿真的分析方法，对某柴油发动机曲轴系的可靠性能、液力润滑轴承性能进行分析。建立了包括曲轴、活塞连杆机构和飞轮等刚性体曲轴系统的三维多体动力学模型。动力学仿真计算获取了曲轴的安全系数、液力轴承的最小油膜厚度和机油速率。分析结果表明，曲轴（42CrMo）在爆压为157bar和190bar工况下，最小安全系数分别为1.56和1.3，工作可靠;最小油膜厚度与机油速率在常用转速范围内，随着转速变大而呈现变大趋势;主轴颈和曲柄销的最小油膜厚度都大于FEV极限值，主轴承机油速率大于同类型柴油机主轴承的最小机油速率，润滑性能良好。

关键词：多体动力学;曲轴系;安全系数;最小油膜厚度;机油速率

0  引言

曲轴具有结构和受力情况复杂、制造困难、承受载荷大等特点。同时接受来自缸内气体燃烧的爆发压力、活塞组往复惯性力和旋转惯性力，以及输出端转矩和弯矩的作用[1]。随着发动机向高转速、高性能的发展，对径向液力轴承的要求越来越高，轴瓦与曲轴润滑好坏、机油属性等影响轴承摩擦大小[2]。文中根据FEV对曲轴的计算分析方法和评价方式，首先结合有限元分析软件对曲轴单拐进行结构受力分析计算，获取曲轴过度圆角处的应力集中系数。其次，采用Vritual Engine搭建曲轴系多体系统动力学模型，对曲轴安全系数、最小油膜厚度、机油速率进行评估。

1  轴承润滑基本方程

2  搭建曲轴系多体动力学模型

液动轴承计算的目标是为了检查发动机安全运转及主轴承和连杆轴承的润滑油速率。

2.1 曲轴系多刚体模型

采用多体动力学软件模板功能建立活塞、活塞销、连杆、轴瓦、飞轮、减振器等结构，建立一个通信器将它们之间连接和约束，在活塞顶部建立气体力与顶面接触关系[5]。

根据FEV计算方法，多体动力学计算需要CAE辅助计算曲轴的应力集中系数，曲轴是由多个结构相同的单拐组成。如图1所示，通过FEV的计算方法得到弯矩和扭矩分别为2540N·mm和2740N·mm。

2.2 主要参数及边界条件

该发动机和曲轴系材料属性主要参数如表1、表2所示，材料是曲轴强度计算最重要的参数之一。其中交变疲劳强度根据曲轴材料的抗拉强度或屈服强度查FEMFAT材料属性库获取;阻尼损失系数范围0.03～0.1，一般取值0.05;表面处理系数由供应商提供，对于钢曲轴取值1.7。

本次计算采用两种工况下的缸压曲线其中最大爆发压力为190bar、157bar。轴承的计算分析考虑了发动机运行的最糟糕状态，该曲轴系结构上的最大径向间隙主轴承为0.061mm，连杆轴承为0.056mm。轴瓦供油孔为圆形，孔径为5.5mm，油糟宽度为4mm。采用的机油牌号为15W-40，机油最糟糕的环境温度设置为140℃，编辑140℃下机油的温度—粘度关系、温度—转速关系和压力—转速关系的输入文件。

3  仿真结果与分析

3.1 有限有分析

曲轴时刻受交变的弯曲应力和扭转应力，容易发生应力集中现象而断裂。由此通过强度分析软件计算曲轴在弯矩和扭矩的作用下产生力弯矩应力集中系数和扭矩应力集中系数，作为多体动力学边界。单拐主轴颈和曲柄销上的弯矩和扭矩应力集中系数大小如表3，很显然扭矩应力集中系数比弯矩应力集中系数大。

3.2 曲轴安全性能分析

根据FEV评判标准，如果安全系数大于1.25，就将曲轴视为是可靠的。如图2所示，分别计算了157bar、190bar两种爆压下曲轴安全系数随曲轴转角的变化曲线。随着转速变大安全系数逐渐变小，在最大扭矩转速附近达到最低，随后会稍微有所变大。最小安全系数发生在曲轴第二拐曲柄销过渡圆角处，其中，在最大爆压为157bar的缸压下，最小安全系数为1.56;190bar最小安全系数为1.30，都大于FEV的最小极限值1.25，所以曲轴工作可靠。

3.3 液力轴承性能分析

柴油机主轴承为液体动压润滑轴承，由形成的动压油膜来承受外部载荷，避免轴颈和轴瓦的直接接触，以达到减小摩擦阻力、保护被润滑表面的目的。

通过计算分析得知，该柴油机油膜厚度随曲轴转角变化而周期性变化，一个周期内（曲轴旋转两周）存在一个波峰值（最大油膜厚度）和波谷值，且主轴承的峰值和谷值比对应的连杆轴承的峰值和谷值都要大，其中主轴承最小油膜厚度大约为1.3μm，连杆轴承大约为0.46μm。

计算得知机油速率随转速变化的曲线不是很有规律，会不定时的在某个点突然变得很大，这和机油泵、发动机的工况有关，但是它始终不会为零，说明机油泵供油正常。整体上主轴承的平均机油速率大约为1.11L/min，而连杆轴承平均机油速率大约0.475L/min。

图3为各轴承最小油膜厚度随转速变化的柱型图，图中的黑线和灰线分别是软件Virtual Engine评估主轴承和连杆轴承最小油膜厚度提供的极限标准值0.5μm和0.25μm，很明显可以看出主轴承和连杆轴承的最小油膜厚度都大于极限值。所以该曲轴的主轴颈与轴瓦、曲柄销与轴瓦之间形成足够的油膜厚度，可以保证有良好的润滑效果。

从机油速率图4可知，在常用转速范圍内各轴承的机油速率随转速变大而变大，且主轴承速率比连杆轴承大，以低速1000rpm为例，连杆轴承速率为0.22L/min，主轴承速率为0.62L/min，连杆轴承速率在4000rpm下也仅为0.602L/min。相同转速各轴承之间机油速率相差不大，连杆轴承和主轴承的最小供油速率都在合理范围之内。

如图5中所示的同类型柴油机速率，是FEV用于对比同类型柴油机主轴承的最小平均机油速率。得知该机型主轴承的机油速率比同类型最小机油速率要大，主轴承供油量充足，机油泵供油性能好。

4  结论

①探讨了基于Virtual Engine的多体动力学微分方程和径向轴承瞬态雷诺方程，了解油膜厚度计算方法。

②根据FEV的计算方法，利用有限元分析软件计算单拐曲轴过度圆角处的弯矩和扭矩应力集中系数，其结果作为曲轴安全性能分析的输入边界。

③在发动机有效运转范围内，在两种最大爆压157bar和190bar条件下，最小安全系数都大于FEV规定的最小极限值。曲轴主轴承和连杆轴承的最小油膜厚度均达到要求，工作状态较好，满足发动机的安全运行状况。

④通过对比同类型柴油机机油速率，该机型柴油机主轴承供油性能良好。

参考文献：

[1]程颖，宋潇，孙善超.曲轴系柔性多体系统动力学与动力润滑耦合仿真[J].北京理工大学学报，2006，26（4）：314-317.

[2]戴旭东，赵三星，等.内燃机系统动力学与油膜动力润滑的耦合分析[J].西安交通大学学报，2003，37（1）：56-59.

[3]Thompson J M，Stewart H B.Nonlinear dynamics and chaos：geometrical methods forengineers and scientists[M].New York：John Wiley&Sons，Inc.1986.

[4]邓晓晓.内燃机曲轴轴系多体动力学仿真分析[D].中北大学，2012.

[5]张林仙，张生保.基于多体系统仿真的内燃机曲柄连杆机构动力学分析[J].装备制造技术，2006（4）：14-16.