船用柴油机曲轴主轴承润滑性能数值分析

邓飞云，蒋 磊

(1. 海军装备部驻上海地区第一军事代表室，上海 201913；2. 中国舰船研究设计中心，湖北 武汉 430064)

0 引 言

曲轴主轴承是柴油机关键部件，其工作环境较为恶劣，运行时承受着较大的交变载荷[1-3]。随着柴油机技术发展和性能不断提高，曲轴主轴承所承受的负载越来越大。在运行过程中，需要在曲轴主轴颈表面形成一定厚度润滑油膜，必将增加摩擦损耗，加剧轴瓦磨损，降低机械效率。因此，相关特性研究对提高柴油机整机效率及可靠性具有非常重要的意义。

国内外针对柴油机曲轴主轴承润滑性能开展了大量工作[4-5]。随着研究不断深入，越来越多影响因素被考虑，数值仿真结果与曲轴主轴承实际运行状态逐渐接近。

本文针对某型船用柴油机，开展曲轴主轴承流体动压润滑数值分析。基于计算结果，对曲轴主轴瓦发生过度磨损的原因进行了对比分析，为曲轴主轴承进一步改进设计提供参考。

1 数值建模

1.1 几何模型

针对某16缸V型船用柴油机开展曲轴主轴承润滑特性数值分析。该机基本结构参数如表1所示。

根据设计图纸，建立柴油机曲柄连杆机构各零件三维实体模型。在此基础上，根据装配关系，完成三维装配体模型建立，如图1所示。

1.2 基本假设

建立柴油机曲轴主轴承流体润滑模型时，进行如下假设[1]：

表1 船用柴油机结构参数Tab. 1 Structural parameters of marine diesel engine

图1 曲柄连杆机构装配体三维模型Fig. 1 Three dimensional model of crank connecting rod mechanism assembly

1）润滑流体为层流运动；

2）润滑流体为牛顿流体；

3）由于膜厚较薄，沿油膜厚度方向忽略油膜压力的变化。

1.3 流体控制方程

为考虑表面粗糙度对主轴承润滑性能影响，采用基于平均Reynolds方程建立曲轴主轴承流体润滑模型，如下式：

1.4 实际油膜厚度hT

在考虑润滑表面粗糙度时，曲轴主轴颈和轴瓦间实际油膜厚度hT[6-7]为：

式中：δ1，δ2分别为轴颈和轴瓦润滑表面粗糙峰高度。

2 计算工况与参数

2.1 计算参数

本文针对船用柴油机曲轴主轴承进行润滑性能分析，计算所需主要参数如表2所示。

表2 润滑计算参数Tab. 2 Lubrication calculation parameters

2.2 载荷定义

建立该型柴油机工作过程计算模型，并根据测得的缸内爆压值对计算模型进行标定。计算得到不同转速工况下缸内气体压力随曲轴转角的变化关系[8-11]，如图2所示。将缸内压力值作为边界值，导入该型柴油机曲柄连杆机构动力学模型，最终可获得作用在曲轴主轴承上的负载。

图2 各转速下气缸压力曲线Fig. 2 Cylinder pressure curve at various rotational speed

3 主轴承润滑性能分析

3.1 曲轴各主轴承润滑特性分析

在1 050 r/min工况下，曲轴各主轴承载荷、偏心率、最大油膜压力及摩擦损失等性参数随曲轴转角的变化情况，如图3所示。

从图3可知，与其余主轴承相比，第5主轴承工作状态最为恶劣，表现为所受载荷最大，油膜压力偏高，偏心率较大，磨损状况较为严重。

提取各主轴承不同性能参数最大值，如表3所示。从表中数据可知，第5主轴承受到的外载荷最大，为816.21 kN。相应地第5主轴承产生的油膜压力也最大，为195.72 MPa，油膜厚度最薄，只有7.29 μm。这些都与所承受载荷密切相关。

图3 1 050 r/min下各主轴承润滑性能参数变化规律Fig. 3 Variation of lubrication performance of main bearings under 1 050 r/min

表3 各主轴承工作状态参数对比Tab. 3 Comparison of working state parameters of main bearings

3.2 第5主轴承润滑特性分析

综上所述，第5主轴承所受外载荷最大，油膜压力偏高，润滑状况最为恶劣，这与试验测试结果一致，在实际运行过程中容易发生过度磨损。对第5主轴承润滑性能作进一步分析，以揭示其润滑机理。

3.2.1 标定工况下第5主轴承润滑特性分析

标定工况下，在1个工作循环内第5主轴承润滑性能参数沿轴承圆周方向上的变化规律，如图4所示。

图4 标定工况下第5主轴承润滑性能参数变化规律Fig. 4 Variation law of lubrication performance parameters of the 5th main bearing under rated condition

可知，第5主轴承下轴瓦180°附近区域所受载荷相对较大，轴心的偏心率较大，导致油膜厚度较小，引起油膜压力急剧变化，粗糙接触压力较大，润滑条件较为恶劣。所以，在下轴瓦中部区域易出现严重磨损，且在此区域范围内不应布置油槽和油孔。

3.2.2 不同转速工况下第5主轴承润滑特性对比

不同转速工况下，在1个工作循环内第5主轴承润滑性能参数沿轴承圆周方向上的变化规律，如图5所示。

图5 不同转速工况下第5主轴承润滑性能参数变化规律Fig. 5 Variation law of lubrication performance parameters of the fifth main bearing under different speed conditions

可知，曲轴转角为640 CA时，第5主轴承受载最为严重。随着转速的递增，缸内压力随之增加，作用在第5主轴承上的载荷也随之增大，且转速越大，作用在第5主轴承上的最大负载越大，摩擦损失越大。此外，在不同转速工况下，下轴瓦180°附近区域偏心比较严重，造成在此区域内轴承工作条件较为恶劣，易出现异常磨损的问题。

4 结 语

本文建立了某船用柴油机曲轴主轴承流体润滑数值模型。通过数值分析，获得了轴承载荷、油膜压力、轴心偏心率等润滑性能参数。经分析，可获得如下结论：

1）与其他轴承相比，作用在第5主轴承上的外载荷最大。标定工况下，其最大外载荷为816.21 kN，比平均值大了近29%。

2）相应地，第5主轴承工作最大油膜压力为195.72 MPa，最小油膜厚度只有7.29 μm，与主轴承平均值相比小了42.70%。轴颈与轴瓦发生接触磨损的概率有所增加。

3）从轴心轨迹图可见，第5主轴承轴心偏心率相对较大，润滑油膜厚度相对较薄的位置出现在在下轴瓦170°～230°区域内，易出现异常磨损，应予以关注。