TBD620V8型柴油機主軸承潤滑性能分析及優(yōu)化

1、TBD620V8 型柴油機主軸承潤滑性能分析及優(yōu)化? TBD620V8 型柴油機主軸承潤滑性能分析及優(yōu)化 TBD620V8 型柴油機主軸承潤滑性能分析及優(yōu)化 李香梅 （公安海警學院機電管理系， 浙江寧波 315801 ） 摘要： 船 用柴油機主承軸常在重載、高速的條件下運行，常常與低間 隙、薄油膜的惡劣環(huán)境對抗，直接導致了柴油機主軸承使用 壽命變短和疲勞失效。 以 TBD620V8 型柴油機為例， 分析了 主軸承在不同工況下的潤滑性能，還考慮了油膜壓力、油膜 厚度等參數(shù)對主軸承潤滑性能的影響，給出了船用柴油機主 軸承性能優(yōu)化措施。 關鍵詞：船用柴油機；主軸承；潤滑 性能 在柴油機工作過程中，主

2、軸承可以保證曲軸的工作軸 線，從而減小曲軸在轉(zhuǎn)動中所受的磨損傳遞動力與摩擦。然 而，由于主軸承承受著很大的曲軸氣體力、 慣性力及摩擦力， 容易發(fā)熱甚至發(fā)生潤滑油氧化變質(zhì)的情況，最終導致曲軸撓 曲變形過大甚至折斷。 船用柴油機主軸承潤滑性能的研究 可分為以下幾類： （ 1）對柴油機主軸承最小油膜厚度、主 軸承軸心軌跡、最大油膜壓力及最小油膜厚度等進行有限元 計算，分析主軸承的潤滑狀況與潤滑性能影響因子1 ；（2）將曲軸設為彈性體，利用彈性流體動力學理論求解船用柴油 機主軸承在不同溫度、壓力下的潤滑性能，并提出優(yōu)化對策 2-3 ； （3）結(jié)合彈性流體動力學理論、有限元法、多體動 力學多學科理論分析

3、柴油機油膜壓力分布、最小油膜厚度、 軸心軌跡、偏心距等參數(shù)，從而確定最佳主軸承潤滑性能方 案4 。 隨著柴油機科技的提升，船用柴油機主軸承的實際 應用新工況層出不窮，對主軸承設計參數(shù)的計算也需考慮得 更全面。 以 TBD620V8 型高速船用柴油機為例， 本文考慮不 同工作轉(zhuǎn)速、負荷工況下的主軸承潤滑性能與油膜潤滑狀態(tài)， 從而為提升主軸承設計提供理論參考。 1 不同工況下主軸 承潤滑性能分析 TBD620V8 型高速船用柴油機的主要技術 參數(shù)如表 1 所示。 表 1 TBD620V8 型高速船用柴油機技術 參數(shù)項目參數(shù) 氣缸數(shù) 8 工作過程四沖程 氣缸排列型式 V 型 90 夾角 缸徑 /沖程

4、 /mm170/195 燃燒方式直接噴射 冷 卻方式水冷（間接冷卻、風扇冷卻） 氣缸排量 VH （ dm3 ） 53.11旋轉(zhuǎn)方向逆時針（面向飛輪）最低穩(wěn)定轉(zhuǎn)速/（r min ） 600最低點火轉(zhuǎn)速/ / r m-n） 150 （環(huán)境溫度5C）最高 承載轉(zhuǎn)速/ / r min）I860氣缸中心距/mm250發(fā)動機最大 扭矩時的最低轉(zhuǎn)速 0.95 額定（持續(xù)運轉(zhuǎn)時）；0.85 額定 /瞬時運轉(zhuǎn)時） 充電發(fā)電機 28 V 、40 A 噪聲 105 dB（A） 1.1 不同轉(zhuǎn)速時性能對比分析 油膜軸承的各項性能直接受到油 膜壓力分布變化的影響，而油膜軸承必須達到一定轉(zhuǎn)速才能 建立起潤滑油膜，因此研究

5、不同轉(zhuǎn)速對油膜壓力的影響也具 有重要的意義。運用有限差分法計算全負荷不同轉(zhuǎn)速下柴油 機主軸承最大油膜壓力變化如表 2 所示，隨著轉(zhuǎn)速的不斷增大，柴油機主軸承最大油膜壓力不斷減小，其中相同轉(zhuǎn)速下MB7 主軸承的最大油膜壓力遠高于其他主軸承， 也說明 MB7 主軸承在低速運轉(zhuǎn)時發(fā)生疲勞失效的概率異常高。 表 2 不 同轉(zhuǎn)速下主軸承最大油膜壓力變化轉(zhuǎn)速/ (r m-n )油膜壓力/MPa MB1MB2MB3MB4MB5MB6MB7MB8MB9 8294.824.895.034.965.434.9112.34.254.82 9206.176.196.496.426.576.219.95.786.21

6、9608.858.949.119.039.458.9520.68.488.92 112012.512.612.812.713.112.622.212.012.5 全負荷不同 轉(zhuǎn)速下，運用 Holland 法求解最小油膜厚度變化如表 3 所示。 由此可見，在不同轉(zhuǎn)速下，各主軸承的最小油膜厚度存在較 大的差別。其中， MB1 、MB3 、MB4 即使不是受載最大的主 軸承，也存在油膜厚度小于許用值的情況，原因在于除了軸 承載荷之外， 軸頸運動、 油膜壓力都會對油膜厚度造成影響。 當主軸承的偏心角的變化率8 為.5時，其旋轉(zhuǎn)油膜力和剪切流為零，偏心率的變化率 e 和擠壓油膜力也接近零，因此 此時的油

7、膜厚度也降到最低的狀態(tài)。 表 3 不同轉(zhuǎn)速下主軸 承最小油膜厚度變化轉(zhuǎn)速/ (r mid )最小油膜厚度/ x 13 mm MB1MB2MB3MB4MB5MB6MB7MB8MB9 8295.846.126.386.437.226.446.236.66.76 9206.446.435.395.747.636.565.736.816.47 9606.816.856.887.288.136.876.646.846.6111206.997.197.127.938.047.585.917.196.99 1.2 不同負荷 率時性能對比分析 通過計算轉(zhuǎn)速為 829 r/min ，不同負荷率 下的最大油膜壓力

8、及最小油膜厚度結(jié)果如表4 、表 5 所示。表 4 不同負荷率下主軸承最大油膜壓力變化負荷率最大油 膜壓力 /MPa MB1MB2MB3MB4MB5MB6MB7MB8MB9 50%8.088.228.48.338.678.3516.918.488.21 75%9.399.579.719.619.939.5618.069.89.45 90%11.2711.5511.5511.4611.711.4119.8611.4611.27 100%12.4912.6312.7812.7113.0712.6422.1611.9612.49 表 5 不同負荷率下主軸承最小油膜厚度變化負荷率最小油 膜厚度/ X 1

9、-3mm MB1MB2MB3MB4MB5MB6MB7MB8MB9 50%12.4912.6312.784.9613.0712.6422.1611.9612.49 75%8.858.949.119.035.438.9520.628.484.82 90%6.176.196.496.426.576.219.865.786.21 100%4.824.895.0312.719.454.9112.34.258.92 由此可知， 轉(zhuǎn)速為 829 r/min 時，柴油機在不同負荷下各主軸承的最大 油膜壓力變化規(guī)律趨于一致，即柴油機主軸承最大油膜壓力 隨著的負荷率增大而增大。而不同負荷率時柴油機主軸承最 小油膜

10、厚度變化情況較為復雜，各主軸承的最小油膜厚度大 都出現(xiàn)在100%負荷下，也有個別例外。其中，MB4、MB5、 MB9 的最小油膜厚度分別出現(xiàn)在50% 的負荷、75% 的負荷、75% 的負荷的情況下。 1.3 典型工況時性能對比分析 經(jīng)過 研究可知，TBD620V8型高速船用柴油機在轉(zhuǎn)速 829 r/min、 負荷率 100% 工況下，柴油機主軸承所受的最大油膜壓力最 大，尤其是第 7 主軸承的潤滑性能最差，該情況下的第 7 主 軸承的軸心軌跡如圖 1 所示。 圖 1 第 7 主軸承軸心軌跡圖 當曲柄轉(zhuǎn)角為 360 CA 左右時， 其軸心軌跡做離心運動， 當 曲柄轉(zhuǎn)角為450 CA左右時，其軸心

11、軌跡出現(xiàn)向心運動。由于潤滑油具有一定的慣性與黏性，若主軸承的軸心軌跡出現(xiàn) 急速變動，軸承間隙也會迅速擴大，一旦潤滑油未及時填充 軸承間隙， 將直接導致油膜切斷， 隨后油膜局部地區(qū)的低壓、 微氣泡接踵而至，產(chǎn)生的這些微氣泡會隨著主軸承的高速運 轉(zhuǎn)而反復沖擊軸瓦表面， 最終引起柴油機主軸承的穴蝕。 進 一步探究 829 r/min ，負荷率 100% 工況下， 柴油機第 7 主軸 承的最小油膜厚度情況，如圖2所示，曲柄轉(zhuǎn)角為400500 CA左右時，第7主軸承最小油膜厚度已經(jīng)觸碰到了許 用值的底線（5卩m由于船用柴油機在工作時具有一定的 周期性，更容易出現(xiàn)低間隙、薄油膜的惡劣工況，這也是導 致柴油

12、機主軸承使用壽命變短、 疲勞失效的重要原因。 圖 2 第 7 主軸承最小油膜厚度 2 船用柴油機主軸承潤滑性能的 優(yōu)化 2.1 軸承寬徑比的選擇 作為軸承設計的重要參數(shù)，合 適的寬徑比一直是極力追求目標。如圖 3 所示，當偏心率在 0.3 0.8 范圍內(nèi)時，船用柴油機主軸承在設計中可選擇較小的寬徑比來促進油量的進入，從而改善船用柴油機主軸承的 潤滑性能。 圖 3 油膜軸承起始邊進油量隨不同寬徑比偏心 率的變化關系 選擇寬徑比為 0.4 、 0.45 、0.5、0.55 及 0.6 的柴油機軸承進行試驗，研究不同寬徑比下的應力及應變情 況，得出結(jié)論如表 6 所示。 不同寬徑比下的柴油機主軸承 最

13、大徑向應力、 軸向應力值基本穩(wěn)定， 而最大剪切應力和 最 大軸承應變隨寬徑比的變化出現(xiàn)波動。其中，柴油機主軸承 的最大剪切應力、最大軸承應變都在寬徑比為 0.4 的時候最 小，兩者取值分別為 4.58 MPa 和 0.00187 ，可見柴油機主 軸承的寬徑比選取 0.4 較為合適。 表 6 不同寬徑比下軸承 的應力及應變寬徑比最大徑向應力 /MPa 最大軸向應力 /MPa 最大剪切應力 /MPa 最大軸承應變 0.430.9204.580.00187 0.4531204.610.00194 0.53120.14.660.002204 0.5531204.620.00218 0.630.919.

14、94.610.00236 2.2 軸承 合金層厚度的選擇 長時間連續(xù)運作過程中，船用柴油機主 軸承的內(nèi)表面受到由交變載荷產(chǎn)生的交變應力及應變。當應 力及應變達到承載極限，會導致軸承合金層失效，產(chǎn)生疲勞 裂紋甚至斷裂 5 。為了盡可能提升軸承合金層性能，可從交 變應力及應變角度進行優(yōu)化設計。 選擇厚度為 0.3 mm 、0.5 mm 、 0.7 mm 、1 mm 及 1.5 mm 的柴油機軸承合金層材料 進行試驗，研究不同合金層厚度下的應力及應變情況，得出 結(jié)論如表 7 所示。 表 7 不同合金層厚度下的應力及應變厚度/mm最大徑向應力/MPa最大軸向應力/MPa最大剪切應力/MPa 最大軸承應

15、變 0.3 3120.14.540.00173 0.5 3120.14.560.0018 0.7 3120.14.580.00187 1.0 31204.610.00197 1.5 30.919.94.650.00213 不同合金層厚 度下的船用柴油機主軸承在的最大徑向應力、軸向應力基本 處于穩(wěn)定狀態(tài)，而最大剪切應力、最大軸承應變隨著合金層 厚度的加厚而不斷增大，可見減小合金層厚度是減小柴油機 主軸承最大剪切應力、最大軸承應變可考慮的要點，然而合 金層厚度的減小也需滿足0.150.2 mm的鋁合金主軸承磨損極限，以及0.6 %。1 %。的軸承及軸頸的間隙比，以滿足柴 油機的正常工作需求。 3

16、結(jié)論 本文以 TBD620V8 型柴油機 為例，考慮了油膜壓力、油膜厚度等參數(shù)對主軸承潤滑性能 的影響，給出主軸承性能優(yōu)化措施，得出結(jié)論如下。（ 1 ）TBD620V8 型高速船用柴油機在轉(zhuǎn)速 829 r/min ，負荷率 100% 工況下，柴油機主軸承所受的最大油膜壓力最大，尤其是第7 主軸承的潤滑性能最差。（ 2 ）在轉(zhuǎn)速 829 r/min 、負荷率100%工況下，柴油機第 7主軸承曲柄轉(zhuǎn)角為 360 CA左右 時，其軸心軌跡做離心運動，當曲柄轉(zhuǎn)角為450 CA左右時， 其軸心軌跡出現(xiàn)向心運動。（3）在轉(zhuǎn)速 829 r/min 、負荷率 100% 工況下，柴油機第 7 主軸承曲柄轉(zhuǎn)角為

17、400 500 CA左右時，其最小油膜厚度已經(jīng)觸碰到了許用值的底 線（5卩m。（ 4）減小合金層厚度是減小柴油機主軸承最大剪切應力、最大軸承應變可考慮的要點，然而合金層厚度的減小也需保證滿足 0.150.2 mm的鋁合金主軸承磨損極 限，以及0.6 %。1%。的軸承及軸頸的間隙比。（5）柴油機主軸承的寬徑比選取 0.4 較為合適，此時的柴油機主軸承的 最大剪切應力、 最大軸承應變都在寬徑比為 0.4 的時候最小， 兩者取值分別為 4.58 MPa 和 0.00187 。 參考文獻： 1蔡 曉霞，孫軍，劉利平，等 . 計及機體變形的內(nèi)燃機主軸承彈 性流體動力潤滑分析 J. 摩擦學學報， 2010

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19、Analysis and Optimizing of Main Bearing Lubricating of TBD620V8 Diesel Engine LI Xiangmei （ Department of Mechanical and Electrical Management, China MaritimePolice Academy, Ningbo 315801,China ） Abstract：Marinediesel engine main bearing shaft often run under the condition of heavy load and high speed, severeenvironmental resistance of low clearance and thin oil film, which directly cause the main bearing service life of the