机油温度对多缸柴油机润滑系统性能影响的试验研究

顾磊，杜巍，孙亚东

(1.北京理工大学机械与车辆学院，北京 100081；2.32382部队，北京 100071)

润滑系统作为柴油机的重要系统之一，为柴油机的可靠性提供了重要保证。润滑系统通过向运动副间隙输送具有一定压力、温度适宜的清洁机油，实现润滑、清洁、密封、除锈等功能，其性能直接影响着柴油机的动力性和可靠性。机油作为润滑系统的流动介质，温度是影响其工作性能的主要因素。

机油温度较低时，机油黏度大，机油泵泵送性差，机油到达工作表面所需的时间较长，发动机起动困难[1]，各运动部件处于“干摩擦”或“边界润滑”状态，磨损严重[2]，发动机工作时克服机油流动产生的摩擦所耗功率增加，发动机有效功率降低，燃油消耗率增大；另一方面，高黏度的机油流动性差，其中的杂质不能及时通过滤清器滤除，会加剧发动机的磨损[3]，也不利于活塞缸套接触面的润滑和冷却，容易使发动机过热，可靠性下降。而机油温度过高会导致机油氧化、老化加快，机油黏度过低，机内积炭增多，发动机润滑部位的油膜容易被破坏，机件磨损加剧[4]，高温润滑油不能及时将气缸、活塞、曲轴等摩擦表面的热量吸收，使运动部件温度过高，导致金属析出，甚至导致轴承与轴颈熔结[5]。同时活塞与气缸壁之间得不到有效密封，机油蒸发和窜气导致发动机功率降低，燃料和机油消耗增大[6]。因此，对不同机油温度下发动机的润滑特性展开研究具有重要意义。

丁宁等[7]利用FlowMaster软件对主油道油压反馈控制的汽油机新型润滑系统进行一维稳态和瞬态仿真计算，对比分析了正常工况(90 ℃)和极限工况(140 ℃)下各管路润滑油的压力、流量和流速，并研究了正常工况下发动机转速从3 500 r/min升至4 500 r/min的加速过程中润滑系统的工作性能。结果表明，润滑系统各处油压、流量和流速均在合理范围内，系统具有良好的匹配适应性。李明海等[8]基于GT-CRANK建立了某柴油机曲轴系统的动力学模型，对70 ℃，75 ℃，80 ℃，85 ℃和90 ℃机油温度下柴油机主轴颈轴承的润滑性能进行对比分析，确定了相对理想的机油温度，为柴油机的改进设计提供了参考。白崇慧等[9]针对LR6A3Z-22工程机械用柴油机机油温度偏高的情况进行分析研究，对机油冷却器结构进行改进，提高了换热效率，使机油温度始终保持在合理范围内。马海建等[10]提出了一种内置螺旋片的新型管式机油冷却器结构，并对其进行了优化试验，结果表明，该机油冷却器的技术性能和经济性能都优于普通管式冷却器。谈建等[11]在各部件专用的试验台上，对某4105柴油机用机油泵、机油滤清器和机油散热器的工作性能进行试验研究，分析了在40～105 ℃温度范围内，机油流经滤清器和散热器时流量与压降之间的关系，为发动机润滑系统的设计和分析提供了参考。孟祥廷等[12]利用FlowMaster软件对某16缸柴油机在标定转速1 000 r/min，机油温度60～90 ℃范围内进行润滑系统仿真计算分析，得到了各关键节点压力和流量，通过数据分析验证了柴油机润滑系统的工作可靠性。Chun等[13-15]以某4缸汽油机为研究对象，建立液压挺杆、活塞冷却喷嘴等关键部位机油流动的数学模型，得出了润滑系统各部位的压力和流量分布情况，以及机油温度和总流量对于机油流动损失的影响，通过仿真数据和试验数据的对比，证实了该模型的可靠性，为该型汽油机润滑系统的优化设计提供了参考。

V型多缸柴油机有着功率密度大、扭矩大等优点，被广泛应用于重型机械中，在工作过程中转速较高、承受的载荷较大，其主轴承、活塞、配气机构等零部件工作环境恶劣，因此对于润滑系统的性能要求也更高。本研究针对某V型6缸柴油机，搭建了润滑系统压力测试平台，根据不同工况下润滑系统各关键节点的机油压力、发动机阻力矩和机械损失功率，得到了机油温度在40～115 ℃范围内发动机润滑系统性能和机械损失的变化规律，并对极限工况下的润滑特性进行预估，由于该型柴油机后期面临着改进设计，本研究得出的试验规律将为下一步V型多缸柴油机润滑系统的改进设计和仿真研究提供数据储备。

1 试验设备

以某V型6缸柴油机为研究对象，搭建柴油机润滑系统压力测试平台，包括V型6缸柴油机、机油加热系统、冷却液加热系统、数据测量系统和电力测功机系统。

该柴油机的润滑系统主要由机油泵、机油散热器、机油滤清器、主油道、各泄油部件(供油凸轮轴轴承、曲轴轴承、配气凸轮轴轴承、活塞冷却喷嘴、单体泵、配气机构、限压阀、增压器轴承)等组成，机油泵由曲轴通过齿轮驱动向润滑系统供油。图1示出该柴油机润滑系统的结构示意，图2示出润滑系统的几何模型。

图1 柴油机润滑系统结构示意

图2 柴油机润滑系统几何模型

机油加热系统用于控制机油的温度，在进行试验之前将油底壳内的机油加热至待测工况的目标温度并保持。机油加热系统主要包括机油泵、电机、加热棒、机油滤清器、温度传感器、泄压阀和机油温度控制表，温度精度可达0.1 ℃。在进行试验前，通过冷却液加热系统，将冷却液加热至与机油相同的目标温度并保持，可以减少机油与冷却液在机油散热器中的对流换热，以保持机油温度稳定。冷却液加热系统主要包括冷却水箱、加热棒、控制阀、二次流量表、温度传感器和冷却液温度控制表。

在试验过程中，润滑系统各关键节点在不同工况下的润滑特性参数由数据采集系统获取和储存。数据采集系统由压力传感器、温度传感器和数据记录仪组成，图3示出传感器在发动机上的安装位置。

图3 传感器安装示意

2 试验方案

在本试验研究中，发动机的转速在800 r/min至2 200 r/min之间变化。试验采用15W40润滑油，机油温度在40 ℃至115 ℃范围变化，每一转速下均进行全温度范围的试验。冷却液温度在各工况下均与机油温度设置相同。发动机在各工况下的机械损失功率和阻力矩由电力测功机系统测得。试验的具体参数设置如表1所示。

3 试验结果分析

3.1 关键节点机油压力变化规律

在不同转速下，机油泵出口、滤清器入口、主油道入口、左排主油道末端和右排主油道末端的机油压力随温度的变化如图4所示。从图中可以看出，在各转速下，随着机油温度从40 ℃上升到115 ℃，机油泵出口、滤清器入口、主油道入口、左排主油道末端和右排主油道末端的机油压力近似线性减小，其中机油泵出口压力随温度的变化率最大，左排主油道末端的压力变化率最小。另外，在发动机转速从800 r/min升高至2 200 r/min过程中，转速越高，机油泵出口处的机油压力随温度升高而下降得越快。这一现象可归因于以下因素：一方面，在相同发动机转速下，温度越高，机油的黏度越低，各摩擦副的泄流量越多，系统机油压力较低；另一方面，在相同机油温度下，转速越高，机油流量越大，油路中的压力差就越大。

图4 不同转速下各关键节点机油压力随温度的变化

3.2 机油压力损失变化规律

本研究以机油泵出口处与滤清器入口处的机油压力差表征散热器流阻，以滤清器入口处与主油道入口处的机油压力差来表征滤清器的流阻，以主油道入口处与主油道末端的机油压力的差值表征主油道压力降。

图5示出不同转速下各关键节点间的机油压力损失随温度的变化。由图可知，在各转速下，随着机油温度从40 ℃上升到115 ℃，散热器流阻、滤清器流阻、左排主油道压降和右排主油道压降均不断减小，同时机油压力损失减小的速率也逐渐减小。在相同的转速和机油温度下，散热器的流阻始终大于其他部分，而且其随温度的变化率也最大。右排主油道压降大于左排主油道压降，二者差值随温度升高而减小。

图5 不同转速下各关键节点间机油压力损失随温度的变化

以上现象可归因于以下因素：

1)黏性流体在管路中流动而产生的压力损失分为沿程压力损失和局部压力损失，沿程压力损失主要与管路长度、管路内径、表面粗糙度、黏度和流量有关，而局部压力损失主要与管路结构和流量有关[16]；相同发动机转速下，机油在润滑系统管路中流动的沿程压力损失主要与机油黏度有关，随温度的升高机油黏度下降，各处的沿程压力损失都将减小，而在高温工况下，机油黏度随温度变化的速率减小，因此机油压力损失减小的速率也逐渐减小。

2)机油泵出口到滤清器入口的油道长度相对较长，且机油与散热器内壁接触面大，散热片之间的缝隙狭小，机油所受阻力较大，导致机油散热器的压力损失高于其他部分。同时，受机油黏度的影响，散热器流阻随温度的变化率也大于其他部分。

3)左排主油道和右排主油道上的部件润滑方式主要是压力润滑，主油道压力随温度升高而降低，泄油口泄油量减小，主油道压力降减小，而右排主油道相对于左排主油道，还要对配气凸轮轴轴承、曲轴轴承和连杆大端轴承进行润滑，泄油量较高；另一方面，右排主油道末端距离溢流阀较近，也会增加泄油量，最终导致压力损失较大。

为了更深入地研究机油温度对各关键部位压力损失的影响，对不同工况下机油散热器、机油滤清器和右排主油道压力降占比变化进行分析。图6、图7、图8示出发动机转速为1 000 r/min和2 000 r/min，机油温度分别为55 ℃，70 ℃，85 ℃，100 ℃时，机油散热器、机油滤清器和右排主油道的压力降分配比例变化。

图6 机油散热器压力降分配比例

图7 机油滤清器压力降分配比例

图8 右排主油道压力降分配比例

由图6至图8可知，随着机油温度升高，机油散热器的压力降占比呈下降趋势，机油滤清器的压力降占比逐渐上升，而右排主油道的压力降占比波动范围不大。在转速较低时，机油温度对各个部分压力损失占比的影响较大；转速较高时，机油温度对各个部分压力损失占比的影响较小。随着转速增加，机油散热器的压力降占比减小，机油滤清器的压力降占比减小，右排主油道的压力降占比增加。

对机油滤清器处结构(见图9)进行分析可知，机油散热器出口管道相对较短，且管道截面积由上至下存在突变，导致沿程阻力损失影响较小，而局部压力损失影响较大，随着机油温度升高该管道整体压力损失增大。而机油滤清器出口到主油道入口管道相比于上述油道而言，形状更加不规则，含有两个直角弯道，导致局部压力损失的影响占主导地位，随着温度升高机油流量增大，局部压力损失增大，因此该油道整体压力损失增大，且压力损失增长的幅度要大于机油散热器出口管道。正是因为这两段管道压力损失的增大，才导致机油滤清器处的机油压降占比随温度的升高而不断增加。

图9 机油滤清器结构

3.3 机械损失变化规律

图10、图11示出了不同转速下测功机带动发动机运转所受的阻力矩和机械损失功率随温度的变化。对图11中的曲线进行拟合，可以得到不同转速下机械损失功率与机油温度的关系式(见表2)。

图10 不同转速下阻力矩随温度的变化

图11 不同转速下机械损失功率随温度的变化

表2 拟合公式

上述拟合公式可总结为

Pm=A2t2+B2t+C2。

(1)

式中：Pm为机械损失功率；t为机油摄氏温度；A2，B2，C2为系数。

由图10、图11和式(1)可知，各转速下，随着机油温度从40 ℃增加到115 ℃，阻力矩均逐渐降低，机械损失功率也逐渐降低，且发动机转速越高，相同温度区间内阻力矩和机械损失功率的变化率越大。

这是因为在相同转速下，高温机油相比于低温机油，机油黏度小，流动性好，发动机运动副之间的摩擦损耗较小[17-18]，发动机运转时的阻力矩小，同时摩擦损失功率小。另外，在相同转速下，机油温度增加，黏度减小，机油的压力降低，也使得机油泵消耗的功率减少。所以，总体上机油的温度越高，机械损失的功率越低。

3.4 极限工况性能预估

由于在本试验室环境下，柴油机润滑系统压力测试平台无法完成2 200 r/min以上转速和机油温度为0 ℃时的性能测试，所以在已有试验规律的基础之上，使用origin软件进行数据拟合处理，对低温冷起动和高温高转速两种极限工况下柴油机的润滑特性进行预估。

图12、图13示出机油温度115 ℃，发动机转速2 200～2 800 r/min下，润滑系统各关键节点压力降与柴油机机械损失功率的拟合图。由图可知，当转速为2 800 r/min时，机油散热器的压降估值为0.212 MPa，机油滤清器的压降估值为0.143 MPa，右排主油道的压降估值为0.138 MPa，发动机的机械损失功率估值为62.76 kW。

图12 机油温度115 ℃，2 200～2 800 r/min转速下各关键节点压力降拟合图

图13 机油温度115 ℃，2 200～2 800 r/min转速下机械损失功率拟合图

图14、图15示出机油温度0～40 ℃，400 r/min转速下各关键节点压力降和柴油机机械损失功率拟合图。由图可知，当机油温度为0 ℃时，机油散热器的压降估值为0.177 MPa，机油滤清器的压降估值为0.082 MPa，右排主油道的压降估值为0.049 MPa，发动机机械损失功率估值为8.73 kW。

图14 机油温度0～40 ℃，400 r/min转速下各关键节点压力降拟合图

图15 机油温度0～40 ℃，400 r/min转速下机械损失功率拟合图

4 结论

a)在各转速下，V型多缸柴油机的机油泵出口、机油滤清器入口、主油道入口、左排主油道末端和右排主油道末端等关键节点的机油压力均近似线性地减小，且低黏度的机油降低了沿程压力损失，使得机油散热器流阻、机油滤清器流阻、左排主油道压降和右排主油道压降也都逐渐减小；在高温工况下，机油黏度随温度变化的速率减小，因此各处机油压力损失减小的速率也逐渐减小；

b)机油散热器复杂的内部结构导致机油所受阻力较大，所以在试验温度和转速范围内，散热器流阻始终大于其他部分，其随温度变化的变化率也最大；由于右排主油道需要对更多摩擦部件进行润滑，其泄油量大于左排主油道，因此右排主油道压降大于左排主油道压降，受机油黏度影响，二者差值随温度升高而减小；

c)在低转速下，机油温度对各个部分压力降占比的影响较大，而在高转速下影响较小；具体地，机油散热器的压力降占比随机油温度的升高而减小，机油滤清器的压力降占比随转速的升高而增大；

d)在各转速下，随着机油温度升高，发动机的机械损失功率和阻力矩均逐渐降低；相同温度区间内，发动机转速越高，发动机阻力矩的变化率越大。