301_双对置二冲程柴油机内连杆轴承润滑特性分析_北方发动机研究

双对置二冲程柴油机内连杆轴承润滑特性分析

马胜利、刘广丰、黄 亮、胡清欣、张 洁

（中国北方发动机研究所，河北廊坊065000）

摘要：运用AVL Excite PU软件进行了双对置二冲程柴油机内连杆大小头轴承润滑特性分析，通过设置供油角度变参，得到不同方案的轴心轨迹、最小油膜厚度、油膜压力、干摩擦接触压力等结果，为连杆供油方案设计提供依据。 关键词：双对置；柴油机；连杆；轴承；润滑

连杆大头轴承是发动机机的关键摩擦副，在工作过程中承受高负荷与高转速的考验，其润滑性能直接影响发动机的可靠性以及摩擦功的消耗。现代强化内燃机对连杆大头轴承的润滑性能提出了更高的要求，良好的润滑能够有效降低燃油消耗、降低摩擦损失、提高效率。

双对置二冲程柴油机综合了对置气缸、对置活塞发动机的结构特征，具有体积小、重量轻，功率密度大的特点[1]。与传统发动机不同，双对置二冲程柴油机通过外活塞代替了传统发动机的气缸盖，与内活塞共同组成燃烧室。内连杆与内活塞相连，外连杆组与外活塞相连，内外活塞相向布置，形成左右气缸，左右两缸呈V型180°对称分布。

根据二冲程发动机特点，发动机每转一圈，左右缸各发火一次，导致内连杆始终受压，活塞销与内连杆小头轴承始终紧贴，润滑油不宜进入，是连杆轴承设计的难点。双对置二冲程柴油机内连杆结构与传统连杆相似，如图1所示。通过动力学分析发现，当发动机转速较低时，内连杆始终受压；当发动机在高转速工作时，活塞组件的惯性力在某一时刻会大于缸内燃气压力，内连杆受拉。

图1 双对置发动机内连杆模型

本文通过使用AVL Excite PU软件对内连杆轴承进行分析，评价大头轴承、小头轴承的承载与摩擦行为，为连杆大小头轴承的结构设计提供了依据。

1模型建立

发动机工作过程中，轴承的工作特性与轴承基座刚度，基座与轴承材料，轴承间隙，轴颈表面形貌、润滑油黏度等因素有关。为了考虑多因素耦合对轴承润滑的影响，本次计算使用PU模块中的EHD2方法进行分析。

在Hypermesh软件中建立连杆的有限元模型，根据计算目的，重点关注大小头部位的结构特征，对杆身部位的一些过渡圆角等结构特征相应简化。有限元模型如图2所示。在EXCITE PU中建立内连杆大小头轴承润滑分析模型，定义发动机全局参数。缸套位置、活塞质量等数据。根据发动机工作范围，定义三种不同工况的燃烧压力，见图4，润滑油参数等。

根据结构设计，初步设定大头供油方式为油孔，角度为54.5°，轴颈上油。小头供油方式为油孔，角度设计了两种方案，分别为顶部供油，角度为355°，底部供油，角度为207°。模型参数定义见表1，仿真模型见图3。开始计算。

图 2 连杆有限元模型

图3 Excite仿真模型

1500r/min—13MPa 2500r/min—16Mpa 3600r/min—18Mpa

图4 转速下的燃烧压力曲线

2 计算结果分析

2.1 大头轴承 1）峰值油膜压力

现有供油方式下，油膜压力随着转速的提高变大。油膜压力最大值出现在爆发时刻，大约20°曲轴转角的油膜压力大于120MPa，其余曲轴转角范围内的最大油膜压力均小于80MPa。

由图5可知，随着转速的提高，由于惯性力增大，峰值油膜压力有所下降，在发动机的进排气行程阶段，缸内燃气压力下降，惯性力的作用明显增大。

转速范围内，峰值油膜压力最大值为168MPa，小于200MPa，满足使用要求。

图5油膜压力曲线

2） 油膜总压力

油膜总压力为油膜压力与干摩擦压力之和。观察图6结果曲线可以发现，油膜总压力与油膜压力几乎相等。说明连杆大头轴承几乎不存在干接触情况。图7为爆发时刻的干接触压力云图，由图7可知，在爆发时刻，连杆上瓦中部两侧边缘与轴颈有接触，接触应力较小，满足设计要求。

Layer_1

Peak Total Pressure(MPa)

AngR(deg)图6 油膜总压力

Asperity Contact Pressure at 370.07 deg

11.25

Bearing Width(MPa)

6.25

1.25

-3.75

-8.75

Shell Angle(deg)

图7 大头轴承干接触应力

3） 最小油膜厚度

表4所示为不同工况下，最小油膜厚度最小值。最小油膜厚度最小值为1500r/min，为0.9微米。车用发动机连杆大头轴瓦最小油膜厚度一般要求大于0.5微米。满足设计要求。

表4 大头轴承最小油膜厚度

4）轴瓦弹性变形

由于缸内燃烧压力的作用，连杆轴瓦会发生一定的弹性变形，弹性变形量要求小于轴瓦间隙，否则会发生烧瓦失效等故障。连杆大头轴承在不同工况下的弹性变形量见表5，变形量最大值是发生在3600r/min工况，最大值为0.059mm，轴颈与轴瓦之间的间隙设计最小值为0.062mm，满足设计要求。为了减小轴瓦变形，建议加强连杆大头刚度。图8～图10为轴瓦变形云图。

表

5 轴瓦最大弹性变形量

Radial Shell Deformation at 365.06 deg

Bearing Width(mm)

Shell Angle(deg)

图8 1500r/min

Radial Shell Deformation at 365.17 deg

Bearing Width(mm)

Shell Angle(deg)

图9 2500r/min

Radial Shell Deformation at 365.21 deg

Bearing Width(mm)

Shell Angle(deg)

图10 3600r/min

2.2 小头轴承

二冲程发动机每转一圈发一次火，活塞销始终与连杆小头衬套贴合，润滑油不宜进入，连杆小头衬套的润滑是二冲程柴油机设计要重点关注的地方。本次计算分析了两种不同供油 方式对小头衬套润滑特性的影响，一种方案是润滑油从连杆小头头部进入，最终流到承压面；另一种方式是润滑油自小头衬套底部进入，如图11。从峰值油膜压力、油膜总压力、干摩擦压力、最小油膜厚度、轴瓦弹性变形对两种方案进行了评价。

图11 供油方案

1） 峰值油膜压力

表6为两种供油方案的峰值油膜压力最大值，从表6可以看出，三种工况下，两种供油方案的峰值油膜压力均大于200MPa，其中供油方案一结果要优于方案二。

表6 小头轴承峰值油膜压力最大值

2） 油膜总压力

油膜总压力为油膜压力和干摩擦压力之和，根据AVL推荐，油膜总压力的值应不超过250MPa为宜[2]。如表7中显示，两种供油方案在3600r/min工况的油膜总压力值均超过250MPa，轴承结构需进一步优化。与1）中的最大油膜压力值相比，总压力与最大油膜压力之差均不超过10MPa，说明在轴承承压面干摩擦压力较小。

表7 小头轴承油膜总压力最大值

3） 干摩擦总压力

小头轴承在缸压作用下，由于润滑不充分，部分区域发生干摩擦。两种不同供油角度的干摩擦趋势不同。供油角度为355°时，干摩擦压力最大值大于供油角度207°方案，从图12可以看出，干摩擦发生的区域主要集中在承压面的两侧边缘，主要承载区域无干摩擦发生。

Bearing Width(MPa)

Bearing Width(MPa)

Shell Angle(deg)Shell Angle(deg)

1500r/min-355° 2500r/min-355°

Bearing Width(MPa)

Bearing Width(MPa)

Shell Angle(deg)Shell Angle(deg)

3600r/min-355° 1500r/min-207°

Bearing Width(MPa)

Bearing Width(MPa)

Shell Angle(deg)Shell Angle(deg)

2500r/min-207° 3600r/min-207°

图12 干摩擦压力云图

4） 最小油膜厚度

表9为两种方案的最小油膜厚度值。表中显示，供油角度207°方案的最小油膜厚度要优于供油角度355°方案。但两种方案的最小油膜厚度均较小，需结合油膜压力进行评价。

5）

轴瓦径向变形

表10为两种方案的轴瓦径向变形值。两种不同供油方案的最大变形值基本一致，最大值发生在3600r/min工况，为0.064mm。小于小头轴承间隙。满足设计要求。

3 结论

1）连杆大头轴承结构及供油方式满足设计要求。

2）从峰值油膜压力和油膜总压力来说，355°供油方案要优于207°供油方案；从最小油膜厚度来说，供油角度207°方案较好。综合评价，207°供油方案润滑油是从承压面进入，所以油膜厚度要大于355°供油方案；207°供油方案由于减小了轴承承压面，使得峰值油膜压力和油膜总压力升高。

3）轴瓦径向变形与载荷相关，与轴承润滑方式无关。

参考文献

[1]佩特·霍夫鲍尔. 对置活塞对置气缸（OPOC）军用地面车辆发动机，FEV发动机技术公司，SAE 2005-01-1548

[2]EXCITE PU 软件培训资料.