多軸驅(qū)動(dòng)型柴油機(jī)發(fā)電機(jī)組主軸承潤(rùn)滑分析

多軸驅(qū)動(dòng)型柴油機(jī)發(fā)電機(jī)組主軸承潤(rùn)滑分析

0軸系彎曲傾斜近年來(lái)，研究人員在葉片橫截面分析中將有限、多因素、摩擦學(xué)和汽油模擬應(yīng)用于車輛動(dòng)態(tài)分析。為了研究主軸的傾斜，充分考慮了主軸的傾斜，充分考慮了主軸的流動(dòng)力。孫軍等人指出，在這項(xiàng)研究中，如果考慮主軸的傾斜趨勢(shì)，這將對(duì)結(jié)果的潤(rùn)度產(chǎn)生重大影響。曲線的彎曲趨勢(shì)影響局部黨政機(jī)關(guān)的軸軌跡、最大油膜壓、最小油膜厚和油膜壓分布。在這項(xiàng)工作中，我們還使用了分析結(jié)構(gòu)動(dòng)態(tài)和流體動(dòng)態(tài)滑動(dòng)的方法，并將軸和體定義為彈性體，以考慮軸和軸之間的變形影響軸和軸之間的流度分布。彈性流t動(dòng)態(tài)潤(rùn)度潤(rùn)度算法用于計(jì)算主軸承的滑動(dòng)。在軸的工作過(guò)程中，由于外部力的外部作用，主頸部在主軸承上傾斜。當(dāng)斜率增加時(shí)，主頸部和主殼體之間的之間會(huì)發(fā)生摩擦，接觸位置會(huì)變成半干摩擦。在這項(xiàng)工作中，使用了一種粗糙的接觸模型，計(jì)算和比較了不同功率（2000、2300、2600、650、940千瓦）下的軸主缸的滑動(dòng)結(jié)果，確定主缸的相對(duì)危險(xiǎn)位置和相對(duì)分子量，并分析主缸的摩擦結(jié)構(gòu)因素。1基礎(chǔ)研究1.1油膜壓力及進(jìn)行油膜黏度pz的計(jì)算主軸承潤(rùn)滑模型基于擴(kuò)展雷諾方程建立,采用彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑算法求解,能夠考慮軸頸軸瓦的彈性變形和機(jī)油填充狀態(tài)的影響.具體如下:??z(112ηh3θ?p?z)+??x(112ηh3θ?p?x)=θu1+u22?h?x+hu1+u22?θ?x+?(hθ)?t(1)??z(112ηh3θ?p?z)+??x(112ηh3θ?p?x)=θu1+u22?h?x+hu1+u22?θ?x+?(hθ)?t(1)式中:p為油膜壓力;θ為機(jī)油填充率;h為油膜厚度;η為機(jī)油黏度;u1、u2分別代表軸頸、軸瓦沿圓周方向的速度;t為時(shí)間;x、z分別代表沿著圓周方向的坐標(biāo)和沿著軸向的坐標(biāo)(軸瓦固定).1.2表面壓力和密度的計(jì)算當(dāng)潤(rùn)滑油膜的厚度減小到與軸頸軸瓦表面間的復(fù)合粗糙度相接近時(shí),就會(huì)發(fā)生摩擦接觸.本文采用Greenwood-Tripp模型來(lái)計(jì)算粗糙接觸摩擦力.假設(shè)軸頸、軸瓦表面輪廓高度對(duì)基準(zhǔn)平面的隨機(jī)變化服從高斯分布,接觸面上的名義壓力可表示為pa=162√π15(σsβηs)2E?σsβ??√F5/2(eσs)(2)pa=162π15(σsβηs)2E*σsβF5/2(eσs)(2)式中當(dāng)h/σs<4時(shí)F5/2=4.4086×10?5(4?e/σs)6.804F5/2=4.4086×10-5(4-e/σs)6.804當(dāng)h/σs≥4時(shí)F5/2=0F5/2=0式中的E*采用下式計(jì)算:E?=11?ν21E1+1?ν22E2E*=11-ν12E1+1-ν22E2其中σs為粗糙接觸面間的復(fù)合間隙的方差;β為接觸點(diǎn)半徑;ηs為接觸面峰值密度;e為接觸面間的名義間隙;E1、E2分別為上下接觸表面的彈性模量;ν1、ν2分別為上下接觸表面的泊松比.2主軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)本文采用帶有彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑分析功能的發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力學(xué)商業(yè)軟件AVLEXCITE進(jìn)行計(jì)算.用有限元軟件MSC.Patran和MSC.Nastran做有限元建模和接口文件的轉(zhuǎn)換,如圖1所示,建立了曲軸、機(jī)體等部件的有限元模型.圖2顯示了EXCITE模型中各部件間的連接關(guān)系.該模型中包含曲軸、機(jī)體、活塞、連桿和發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子等.曲軸、機(jī)體、轉(zhuǎn)子設(shè)成彈性體,由有限元模型轉(zhuǎn)換后導(dǎo)入.本研究關(guān)注的主要對(duì)象是曲軸,對(duì)活塞、連桿等其他部件只在EXCITE軟件中建立了簡(jiǎn)化模型,模擬出這些部件對(duì)曲軸、機(jī)體的動(dòng)力學(xué)效應(yīng).主軸承潤(rùn)滑是研究關(guān)注的重點(diǎn),采用彈性流體動(dòng)力潤(rùn)滑算法求解.考慮到潤(rùn)滑中可能會(huì)出現(xiàn)的摩擦接觸情況,采用了Greenwood-Tripp粗糙接觸模型來(lái)計(jì)算接觸摩擦力.為減少計(jì)算量,對(duì)非主要關(guān)心的連桿大端軸承采用了彈簧連接來(lái)模擬.主軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1.9個(gè)主軸承按著從自由端到輸出端的排列順序編號(hào)為1到9.每次仿真計(jì)算所包含的柴油機(jī)工作循環(huán)數(shù)應(yīng)足夠多,以減少初始參數(shù)選取不當(dāng)對(duì)結(jié)果的影響.根據(jù)經(jīng)驗(yàn)取6個(gè)柴油機(jī)工作循環(huán)計(jì)算,即0°CA～4320°CA.取第6個(gè)工作循環(huán)的計(jì)算結(jié)果作為評(píng)價(jià)依據(jù).3軸瓦粗糙度接觸壓力分布本文計(jì)算了柴油發(fā)電機(jī)組在固定轉(zhuǎn)速、固定功率下的4種工況,分別是代表柴油機(jī)最大做功能力的小時(shí)功率2940kW、代表持續(xù)做功能力的額定功率2650kW、使用中的最大運(yùn)用功率2430kW和部分負(fù)荷下的功率2000kW,轉(zhuǎn)速均為1000r/min.對(duì)潤(rùn)滑結(jié)果的評(píng)價(jià)借鑒了AVL對(duì)民用車發(fā)動(dòng)機(jī)中高級(jí)軸瓦的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn),即當(dāng)EXCITE計(jì)算結(jié)果的峰值液動(dòng)油膜壓力小于100～150MPa、峰值粗糙接觸壓力小于50MPa、最小油膜厚度大于1.5μm時(shí),可認(rèn)為工作狀態(tài)是正常的.在4種工況下算得的第6工作循環(huán)中各主軸承最高峰值液動(dòng)油膜壓力、最高平均液動(dòng)油膜壓力、最高峰值粗糙接觸壓力、最高平均粗糙接觸壓力、最小油膜厚度等結(jié)果見(jiàn)表2.根據(jù)AVL的評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn),液動(dòng)油膜壓力要小于100～150MPa,從表2的最高峰值液動(dòng)油膜壓力一項(xiàng)中可以看到各工況下9個(gè)主軸承的最高液動(dòng)油膜壓力均小于100～150MPa,滿足AVL相關(guān)要求.圖3為2430kW工況下9個(gè)主軸承平均液動(dòng)油膜壓力p分布云圖(其他工況下的類似).圖中橫坐標(biāo)代表主軸承內(nèi)表面一圈的周向長(zhǎng)度l,以圓心角度0°～360°來(lái)表達(dá),取垂直向上方向?yàn)槠鹗嘉恢?°,則0°～90°和270°～360°范圍為上軸瓦,90°～270°范圍為下軸瓦.圖中的縱坐標(biāo)代表軸瓦的寬度w.該云圖是對(duì)軸瓦上的每個(gè)點(diǎn)在一個(gè)工作循環(huán)內(nèi)的油膜壓力累加后再取時(shí)間上的平均值得到的.從該云圖能直觀地看出軸瓦上的高油膜壓力區(qū)(即圖中的深色部分).由圖3可見(jiàn)各主軸瓦中的高油膜壓力區(qū)的分布位置都很一致,即集中在下瓦中央位置180°處的附近.而且各個(gè)軸瓦的高油膜壓力區(qū)的分布范圍都比較廣,有利于曲軸在各主軸承的下瓦中部得到較好的潤(rùn)滑油膜支撐.從表2的最高峰值粗糙接觸壓力一項(xiàng)來(lái)看,9個(gè)主軸承在4種計(jì)算工況下的粗糙接觸壓力最高為47.98MPa,出現(xiàn)在2000kW工況下的第1主軸承處.2940kW工況下的第7、8主軸承和2650kW工況下的第7主軸承的峰值粗糙接觸壓力分別為40.3500、40.2310和36.0410MPa,也都較高.但以上各主軸承的峰值粗糙接觸壓力均沒(méi)超過(guò)AVL規(guī)定的50MPa的標(biāo)準(zhǔn).再?gòu)谋?的最高平均粗糙接觸壓力一項(xiàng)上看,從高到低的平均粗糙接觸壓力依次為2940kW下的第8、7主軸承,2650kW下的第7主軸承,2000kW下的第1主軸承和2940kW下的第2主軸承,其他主軸承的平均粗糙接觸壓力相比之下或是不高或是沒(méi)有.平均粗糙接觸壓力越高則相同時(shí)間內(nèi)軸瓦受到的摩擦力越大,軸瓦出現(xiàn)疲勞的可能性也越大.圖4所示為第8、7、1主軸承平均粗糙接觸壓力云圖.圖中箭頭所指部分代表發(fā)生粗糙接觸的區(qū)域.由圖4可見(jiàn)發(fā)生粗糙接觸的區(qū)域只占整個(gè)軸瓦工作面積中很小的比例;第8、7主軸承的接觸位置是在下瓦180°附近的軸瓦邊緣.而第1主軸承發(fā)生接觸的位置是在上瓦320°附近的軸瓦邊緣.在2940、2650kW等高負(fù)荷下第8、7主軸承處出現(xiàn)較高的粗糙接觸壓力,在較低的2000kW時(shí),第1主軸承處出現(xiàn)較高的粗糙接觸壓力.2430kW介于兩種情況之間,其自由端、輸出端的軸承潤(rùn)滑都較好.所以2430kW為4組工況中潤(rùn)滑最好的工況.從表2的最小油膜厚度指標(biāo)上看,第3、4、5、6、9主軸承在各個(gè)工況下的最小油膜厚度都比AVL標(biāo)準(zhǔn)要求的1.5μm大得多,反映了這些軸承在各個(gè)工況下潤(rùn)滑油膜都能有效地隔開(kāi)主軸頸主軸瓦間的工作表面,使兩表面間的間隙足夠大,兩表面間沒(méi)有或只有很小的摩擦接觸.故這些軸承潤(rùn)滑良好,運(yùn)行穩(wěn)定.第2主軸承在2940kW下最小油膜厚度偏低,為1.5036μm,但仍超過(guò)了1.5μm,可正常運(yùn)行.而2940kW下的第7、8主軸承,2650kW下的第7主軸承和2000kW下的第1主軸承的最小油膜厚度均低于AVL相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)的要求,這和這些軸承在相應(yīng)工況下存在著很高的峰值粗糙接觸壓力的情況是相一致的,油膜厚度過(guò)小則主軸頸主軸瓦間易發(fā)生摩擦接觸.所以第8、7、1主軸承為工作中的危險(xiǎn)主軸承位置,這一結(jié)論與柴油發(fā)電機(jī)組生產(chǎn)廠家的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)相符合.圖5所示為柴油發(fā)電機(jī)組在實(shí)際運(yùn)用過(guò)程中柴油機(jī)自由端的主軸瓦因局部過(guò)載發(fā)生疲勞損傷的情況.發(fā)生疲勞的部位在上瓦,磨損最嚴(yán)重的部分在軸瓦邊緣,這和2000kW工況計(jì)算結(jié)果中第1主軸承發(fā)生粗糙接觸的位置相接近.由表2的計(jì)算結(jié)果可看出,第1主軸承只在2000kW這種部分負(fù)荷下潤(rùn)滑差,而在高負(fù)荷下潤(rùn)滑好.而鐵路機(jī)車的特點(diǎn)恰好是在線路上運(yùn)行時(shí),由于線路坡度、彎道、限速、臨時(shí)停車、到站、發(fā)車等情況需要經(jīng)常變換轉(zhuǎn)速功率,機(jī)車柴油機(jī)在標(biāo)定工況下運(yùn)轉(zhuǎn)的時(shí)間并不多,大部分是在部分負(fù)荷甚至空負(fù)荷情況下工作.如果柴油機(jī)長(zhǎng)時(shí)間持續(xù)地在2000kW這種部分負(fù)荷下工作,則第1主軸瓦的局部長(zhǎng)時(shí)間持續(xù)地受到高摩擦接觸壓力作用,就容易造成疲勞損傷.計(jì)算時(shí)所用的主軸頸、主軸瓦的表面粗糙度是根據(jù)軸頸軸瓦工作表面的加工工藝要求選取的,為“名義”粗糙度,反映的是零件工作表面未磨合前的粗糙度情況.有文獻(xiàn)考慮了磨合對(duì)工作表面粗糙度的影響,認(rèn)為如果軸承在工作時(shí)所建立起的最小油膜厚度大于軸頸表面和軸承表面粗糙度之和,則可以斷定軸承能長(zhǎng)期可靠地工作.而實(shí)際情況往往是柴油機(jī)經(jīng)過(guò)適當(dāng)?shù)某跄ズ线\(yùn)轉(zhuǎn)工況之后,軸頸和軸承的表面粗糙度得到改善,所以最小油膜厚度還可以小到其和的一半,但延續(xù)角度則不應(yīng)超過(guò)整個(gè)工作循環(huán)角的20%(這是半干摩擦狀態(tài)),則軸承也有可能可靠地工作.本例中曲軸主軸頸的表面粗糙度為0.50μm,主軸瓦表面粗糙度為1.00μm,其和的一半為0.75μm.由表2可知,所有的主軸承在各個(gè)工況下的最小油膜厚度均超過(guò)了0.75μm.如果再檢查軸承處于半干摩擦狀態(tài)下的持續(xù)角度的話,如圖6所示,第8、7主軸承在2940kW下出現(xiàn)摩擦接觸的持續(xù)角度分別為46°CA和50°CA,第7主軸承在2650kW工況下出現(xiàn)摩擦接觸的持續(xù)角度為43°CA,第1主軸承在2000kW工況下出現(xiàn)摩擦接觸的持續(xù)角度為11°CA,都遠(yuǎn)低于整個(gè)工作循環(huán)角的20%(即144°CA).綜上所述,盡管第8、7、1主軸承最小油膜厚度值低于AVL標(biāo)準(zhǔn)所要求的1.5μm,但如果考慮主軸頸主軸承經(jīng)初磨合后帶來(lái)的表面粗糙度改善,這些軸承在較高的摩擦接觸壓力下的最小油膜厚度仍不低于軸頸軸瓦表面粗糙度之和的一半,而且摩擦接觸持續(xù)時(shí)間也遠(yuǎn)小于一個(gè)工作循環(huán)的20%,故可斷定這些軸承有可能可靠地運(yùn)行.4轉(zhuǎn)子最近的潤(rùn)滑情況輸出端的第7、8主軸承的潤(rùn)滑較差,這與該柴油發(fā)電機(jī)組的結(jié)構(gòu)形式有關(guān).如圖7所示,該柴油發(fā)電機(jī)的轉(zhuǎn)子一側(cè)由發(fā)電機(jī)定子處的滾柱軸承支撐,另一側(cè)通過(guò)聯(lián)軸節(jié)由柴油機(jī)輸出端的主軸承支撐,這種結(jié)構(gòu)布置形式會(huì)使輸出端軸承的負(fù)荷加大.輸出端的第7、8、9主軸承中,第7、8主軸承不僅要承受其兩側(cè)共4個(gè)氣缸氣體爆發(fā)壓力的作用,還要承擔(dān)起支撐發(fā)電機(jī)轉(zhuǎn)子的部分負(fù)荷.而第9主軸承雖離轉(zhuǎn)子最近,承擔(dān)轉(zhuǎn)子負(fù)荷也最大,但因其只受單側(cè)兩個(gè)相鄰氣缸的氣體爆發(fā)壓力作用,故總的主軸承負(fù)荷沒(méi)有第7、8主軸承高.所以第7、8主軸承為9個(gè)主軸承中負(fù)荷最重的,潤(rùn)滑也相對(duì)較差.在2430kW和2000kW工況下,因氣體爆發(fā)壓力降低,第7、8主軸承的潤(rùn)滑相應(yīng)得到改善.自由端的第1主軸承出現(xiàn)了較高的摩擦接觸,是因?yàn)?如圖1中所示,曲軸自由端帶有一個(gè)質(zhì)量、慣量很大的蓋斯林格扭振減振器,減振器與曲軸形成了一個(gè)輪軸系統(tǒng),在一定的條件下會(huì)產(chǎn)生一個(gè)陀螺力矩,引起主軸頸撓度和傾角的耦合,見(jiàn)圖8(a).由于陀螺效應(yīng),第1主軸頸在軸承內(nèi)邊旋轉(zhuǎn)邊撓曲擺動(dòng),造成主軸頸變形傾斜,如圖8(b)所示.2000kW與2430、2650、2940kW等工況相比,轉(zhuǎn)速仍為1000r/min,撓曲擺動(dòng)程度不變;而功率的降低、氣體爆發(fā)壓力的下降,使得主軸頸不容易被“約束”在軸承下部.另外由圖3可以看到,液動(dòng)油膜壓力的高壓區(qū)主要集中在下瓦中部,當(dāng)主軸頸處在下瓦時(shí)能得到有效承托,當(dāng)主軸頸運(yùn)動(dòng)到上瓦時(shí),缺乏有效的油膜力來(lái)承載,容易造成主軸頸與主軸瓦上瓦邊緣直接接觸.圖9所示為第1、2主軸頸軸心軌跡的對(duì)比.可見(jiàn)第2主軸頸軸心軌跡基本上位于軸承下方,而第1主軸頸的軸心軌跡有明顯向軸承上方運(yùn)動(dòng)的趨勢(shì).5數(shù)值試驗(yàn)與潤(rùn)滑效果(1)比較4種不同功率下的潤(rùn)滑計(jì)算結(jié)果,可發(fā)現(xiàn)2430kW工況下各軸承都能達(dá)到AVL標(biāo)準(zhǔn)的各項(xiàng)要求,為4種計(jì)算工況中潤(rùn)滑情況最好的工況,能長(zhǎng)期可靠地運(yùn)行.在柴油發(fā)電機(jī)組實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中可多選擇運(yùn)行在該工況下.2940和2650kW工況比2430kW工況的功率高,氣體爆發(fā)壓力大,潤(rùn)滑相對(duì)較差,尤其是在第7、8主軸承位置,故不宜為追求高功率而使柴油機(jī)長(zhǎng)時(shí)間連續(xù)運(yùn)轉(zhuǎn)在這兩種高負(fù)荷狀態(tài)下.而第1主軸承在2000kW工況下潤(rùn)滑較差,有發(fā)生疲勞損傷的風(fēng)險(xiǎn),在實(shí)際使用過(guò)程中也不宜一味追求經(jīng)濟(jì)性而使柴油機(jī)長(zhǎng)時(shí)間持續(xù)地在2000kW部分負(fù)荷下運(yùn)轉(zhuǎn).(2)根據(jù)AVL的相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)評(píng)價(jià)了4種功率下9個(gè)主軸承的潤(rùn)滑情況,發(fā)現(xiàn)第2、3、4、5、6、