某高速机主轴承润滑性能分析

黄驰 范焕羽 颜峰

摘要：本文以某高速船用柴油机为对象，基于多体动力学软件EXCITE，建立了柴油机主轴承的弹性液体动力学（EHD）分析模型。重点研究了在不同主轴承间隙宽度时，主轴承的最小液膜厚度、液膜压力、摩擦功耗及滑油流量等特征设计参数的变化情况，为主轴承的结构优化设计和提高主轴承的可靠性提供了技术支持。

关键词：高速机;主轴承;润滑性能

0  引言

传统润滑计算方法建立在一系列假设之上，采用简化模型进行分析。随着润滑理论的发展和计算技术的进步，润滑计算中逐渐将原来忽略的影响因素考虑进来[1-3]。现阶段的润滑计算中，对于内燃机主轴承这类重载轴承，能够基于扩展的雷诺方程和粗糙接触方程，充分考虑表面粗糙度对轴承润滑性能的影响[4]。对于重载的内燃机主轴承，表面载荷和接触压力都很大，相互作用的曲轴和基座会发生较大的弹性变形，进而导致油膜厚度的显著变化，不能忽略接触表面的弹性变形对轴承润滑性能的影响。因此应综合考虑各种因素，对内燃机主轴承进行弹性流体动力润滑（EHD）分析，精确地预测轴承性能，总结轴承关键尺寸对轴承性能的影响规律，为发动机主轴承优化设计奠定基础。

本文以某船用柴油机为例，利用多体系统动力学软件EXCITE PowerUnit，综合考虑供油特性、轴颈轴瓦表面形貌和曲轴基座弹性变形等影响因素，对船用内燃机的曲轴-轴承-基座系统进行仿真计算，分析了各主轴承的润滑特性，并研究了不同主轴承间隙时轴承润滑性能的变化规律。

1  仿真分析模型

本文研究的机型为四冲程20缸V型机，具体参数如表1所示。对于柴油机而言，按面向柴油机飞轮端来规定柴油机两侧的称呼。柴油机左侧一排气缸标记为“A”，右侧一排气缸标记为“B”。每一排的气缸从飞轮端，从1开始进行连续编号。其它柴油机部件也从飞轮端，从1开始进行编号。本文研究机型的发火顺序为：A1-B7-A7-B2-A2-B6-A6-B3-A3-B10-A10-B4-A4-B9-A9-B5-A5-B8-A8-B1。从输出端看曲轴沿逆时针方向转动。

在1455rpm额定负荷情况下气缸压力如图1所示，以第一缸活塞在上止点时定为0°。气缸最大爆压为12.2MPa。

本文基于EXCITE软件进行柴油机主轴承的弹性流体动力润滑性能（EHD）分析，建立了曲轴-主轴承-基座耦合系统分析模型。如图2所示为EXCITE模型框图和连接示意图。曲轴和基座均为弹性体，分别利用有限元方法建模，同时为了减少计算规模，通过主自由度缩减方法将曲轴和基座的有限元模型缩减为简化的主自由度模型。主轴承使用EHD2轴承分析模块。该模块能够充分考虑非线性油膜特性、轴承几何形状、轴瓦变形和机油填充率等因素对轴承性能的影响。

如图3所示，曲轴的缩减模型在EXCITE PU中生成。曲轴的缩减模型包含了曲轴原有限元模型的质量、刚度和模态信息，并在主轴颈处保留节点和自由度以和基座建立连接。

曲轴的前几阶固有频率如表2所示。

如图4所示，柴油机基座由多个重复结构组成，为减小基座有限元模型的规模，提高基座变形求解精度，提取中间某一轴承座的基本三维模型来划分网格，并设定基座底部固结，限制轴向两侧端面上节点的轴向自由度。将轴瓦瓦面上的节点设置为主自由度节点，利用EXCITE軟件调用abaqus求解器进行模型缩减。本文分析模型中有十一个轴承，每个轴承的基座均使用同样的有限元模型进行缩减，并保留轴瓦瓦面节点为主自由度节点。在缩减模型中，为了保证EHD分析精度，在每个轴瓦表面设置了660（11×60）个节点。

柴油机主轴承采用薄壁轴瓦。轴承计算中所需参数如表3所示。

轴承间隙是轴承设计过程中较为关键的参数。本次分析中轴承间隙分别取0.1mm、0.2mm、0.3mm，与轴瓦内径的比例分别为0.5‰、1‰、1.5‰，以充分研究不同轴承间隙对主轴承的润滑性能的影响规律。

柴油机曲轴、基座和轴瓦的材料参数如表4所示。

2  仿真计算结果

根据本文建立的仿真分析模型，在充分考虑基座和曲轴的弹性变形及轴颈、轴瓦表面粗糙度等因素的情况下，计算得到了不同间隙宽度时各主轴承的最小液膜厚度、液膜压力、摩擦功耗及滑油流量等轴承润滑特性参数。

如图5所示为不同间隙宽度时各主轴承的最大液膜压力值。主轴瓦最大液膜压力中包含动压液膜压力和粗糙接触压力，其变化范围较大，主要集中在60-160MPa之间。各主轴承的最大液膜压力随着间隙宽度的增加而增加。过大的最大液膜压力表明轴瓦和轴颈对磨时产生了较大的粗糙接触压力。过大粗糙接触压力容易引起轴瓦的磨损速率加快。

如图6所示，间隙宽度增大时主轴承最小液膜厚度有减小的趋势。液膜厚度主要集中在1-2微米区间内。间隙宽度较大时，主轴承的液膜厚度较小，表明轴承润滑状态变差。

如图7所示，当间隙宽度为0.1和0.2mm时各主轴承的功耗接近，均在4200～5500W之间。间隙宽度为0.3mm时各主轴承的功耗为6500～7500W之间，明显大于间隙宽度为0.1mm和0.2mm时的功耗。间隙宽度较大时，最小液膜厚度减小，粗糙接触区域增多，轴承摩擦功耗相应增加。

如图8所示为不同间隙宽度时各主轴承的润滑油流量。间隙宽度的增加将显著增加轴承平均润滑油的流量。

如图9所示为不同间隙宽度时各主轴承的润滑油平均出口温度。根据主轴承的平均功耗及轴承的平均流量计算得到间隙宽度为0.1mm、0.2mm和0.3mm时各个主轴承润滑油出口处的平均温升分别为12.1℃、2.31℃和0.965℃。轴承间隙变小时，主轴承润滑油出口平均温度快速上升。

轴承间隙宽度的增大时，轴承的最大液膜压力增大、最小液膜厚度减小同时轴承摩擦功耗增加。

轴承间隙过大时（Gap=0.3mm），轴承润滑性能变差。过大的局部最大液膜压力容易导致轴承磨损加快，且更容易发生疲劳失效。轴承功耗增加降低主机效率，同时过大的润滑油流量也加大了滑油系统的负荷，对滑油系统的可靠性及经济性产生不利影响。轴承间隙过小时（Gap=0.1mm），润滑油平均温升较大，轴承润滑间隙内主承载区的局部温度更高，不利于轴承散热。滑油平均温度升高也导致柴油机曲轴和基座有显著的温升。曲轴的热膨胀变形应大于散热能力更好的基座。因此在窄间隙的工况下，曲轴轴颈的热膨胀会进一步降低主轴承间隙值，使得轴承散热更为困难，进而引起轴瓦粘咬或者引起抱轴。

3  总结

本文以某高速船用柴油机为研究对象，基于多体动力学软件EXCITE，建立了柴油机主轴承的弹性液体动力学（EHD）分析模型，研究了不同主轴承间隙宽度对主轴承润滑性能的影响规律。可以得到以下结论：①过大的轴承间隙使的轴承的润滑性能变差，液膜厚度减小，滑油流量显著增大。②过小的轴承间隙使得滑油出口温度显著升高，轴承散热困难，容易引起曲轴额外的热变形，进而可能引起轴承的粘咬失效。

参考文献：

[1]张亮，卢熙群，赵滨，钟宁，黄福战，刘冲培.计入曲轴及机体变形的主轴承动力学摩擦学耦合分析[J].船舶工程，2019，41（S1）：146-149.

[2]李涵.大功率柴油机主轴承弹性流体动压润滑特性研究[D].中北大学，2019.

[3]李涵，赵俊生，崔随现，张忠伟，杨树彬.表面形貌对内燃机主轴承润滑性能的影响[J].润滑与密封，2018，43（06）：49-54.

[4]张宇.基于AVL EXCITE的曲轴主轴承润滑数值分析及参数优化[D].湖南大学，2018.