基于12V620柴油機的活塞二階運動及敲擊噪聲的預測

1評價以往人們對于曲柄滑動軸承這樣在動載荷下運轉的軸承的數值研究往往采用雷諾邊界條件進行分析計算，該邊界條件應用在油膜破裂處較合理，但無法正確解釋油膜再形成時的情況。近年來國際上出現(xiàn)的NO邊界條件不僅提供了油膜破裂條件，而且提供了油膜再形成條件，比雷諾邊界條件更符合動壓潤滑過程的實際情況。本文首先采用有限差分法求解采用JFO邊界條件下滑動軸承在純旋轉狀態(tài)下的各項潤滑性能，并將所得結果與有關經典研究結論進行對比，證明本研究所采用的新型邊界條件以及數值模擬的科學性和可行性。通過對內燃機曲柄活塞機構進行運動學和力學的研究，分析了各關鍵運動參數之間的變化關系和各種力之間的變化關系，在此基礎上，將JFO邊界條件引入到內燃機曲柄滑動軸承潤滑特性的數值模擬研究中，成功求出了內燃機曲柄滑動軸承有關摩擦學性能。選定16V240型柴油機曲柄滑動軸承作為研究對象，詳細研究了其軸心軌跡、油膜厚度、摩擦力的變化過程。研究了若千參數變化對這些性能的影響過程，得出了一系列有益2結論。本論文的研究結論，對內燃機曲柄滑動軸承潤滑特性的進一步研究以及曲柄滑動軸承的實際設計和應用有一定的借鑒作內燃機曲軸一軸承系統(tǒng)是內燃機的關鍵部件，其摩擦學、動力學性能不僅直接影響到內燃機工作的可靠性和耐久性，還限制了內燃機潛力的發(fā)揮。因而，摩擦學、動力學性能分析歷來是該系統(tǒng)設計理論基礎的重要組成部分。然而，長期以來，由于曲軸一軸承系統(tǒng)特殊的結構形式和復雜的受力狀況，理論研究難度較大，其摩擦學和動力學行為的分析是在兩個獨立的領域里分別進行的。因此，進行曲軸一軸承系統(tǒng)摩擦學和動力學的禍合研究、提高曲軸一軸承系統(tǒng)理論分析的準確性，具有重要的理論意義和現(xiàn)實的應用價值。首先,本文在分析現(xiàn)有內燃機軸承潤滑分析、曲軸動力學分析和轉子動力學相關領域研究現(xiàn)狀的基礎上，探討了軸一軸承系統(tǒng)摩擦學、動力學禍合的必要性。認為軸一軸承系統(tǒng)所承受的最普遍、最常見的載荷形式是變載荷，即使是工作在恒定載荷工況下軸一軸承系統(tǒng)，其在加載與卸載過程中也是承受變載荷作用；對變載荷軸承的分析必須同時考慮軸的動力學效應和軸承的摩擦學效應.據此提出將軸和軸承視為一個整體系統(tǒng)，根據軸的動力學方程和滑動軸承的油膜力方程。采用數值積分方法直接禍合求解軸一軸承系統(tǒng)的摩擦學、動力學行為?；钊脫粼肼暤目刂剖莾热紮C振動與噪聲控制領域內的一個重要研究方向。本文以12V620柴油機為具體研究對象，對其活塞二階運動及敲擊噪聲的預測進行了深入的研究。采用有限元分析軟件ANSYS計算了12V620柴油機活塞的溫度場，得到了與實測結果相吻合的溫度場分布，并分析熱變性對活塞與缸套間隙的影響，得出熱態(tài)下活塞二階運動較冷態(tài)下明顯；推導了活塞二階運動的動力學方程及為裙部潤滑分析所建立的Reynolds方程，并給出了相應的數值解法；針對12V620柴油機運用Glide軟件進行了活塞二階運動仿真，并分析了活塞結構參數對活塞二階運動的影響。利用APDL語言建立了機體和油底殼的有限元模型，將活塞敲擊力加載到有限元模型上，進行結構的瞬態(tài)振動分析，得到了整體結構在敲擊力作用下的響應；在此基礎上，使用SYSNOISE軟件利用無限元方法對機體和油底殼表面的瞬態(tài)聲場進行了分析，通過不同工況的計算，發(fā)現(xiàn)隨著轉速增大敲擊噪聲也變大，活塞銷存在一定的偏心矩能降低敲擊噪聲；最后又在模型上加載氣缸壓力，分析外部載荷對燃燒噪聲和敲擊噪聲的影響，得出敲擊力對混合噪聲起主導作用。關鍵詞：活塞；二階運動；溫度場；敲擊噪聲；Glide碩士學位論文3objectinthispaperandthesecondarymotionofpistonandimpactnoiseofthistotheexperimentresult.Thenthedistortionofthepistonskirtcanbegot,ThefiniteelementmodelofengineblockandoilpanwasbuiltwithANSYS.Thedistortionprocessofmodelwasstudiedbytransientdynamicanalysisundertheimpactforceofpiston.BcarriedonindifKeywords:Piston;Secondarymotion;Thermalfield;Impact碩士學位論文4 6 61.1.1活塞裙部潤滑研究的意義 21.1.2曲軸軸承潤滑研究的意義 31.2國內外研究的歷史與現(xiàn)狀 41.2.1活塞裙部潤滑研究 41.2.2曲軸軸承潤滑研究 5軸承潤滑的氣穴效應 8考慮空穴邊界條件和彈流潤滑的研究 91.2.3研究現(xiàn)狀的總結 1.3本文研究的主要內容和工作 第2章活塞裙部雷諾方程的推導 2.1普通雷諾方程的推導 2.1.1等溫條件下雷諾方程的推導 錯誤!未定義書簽。132.1.2基于平均流量模型雷諾方程的推導 表面方向參數 壓力流量因子 剪切流量因子 2.1.3潤滑油粘度、密度與壓力、溫度的關系 潤滑油粘度與壓力、溫度的關系 潤滑油粘度與溫度的關系 粘度同時隨壓力和溫度變化的規(guī)律 潤滑油密度與壓力、溫度的關系 2.1.4含有接觸因子和壓力、剪切流量因子雷諾方程的推導錯誤!未定義書簽。242.2適用于活塞裙部油膜潤滑雷諾方程的推導 2.2.1推導適用于活塞裙部油膜潤滑結構的雷諾方程 2.2.2活塞裙部與缸套間油膜厚度的計算 2.2.3活塞裙部與缸套間兩潤滑表面法向總彈性變形量的計算.38碩士學位論文52.3本章小結 第3章雷諾方程的數值求解和結果分析 3.1富油區(qū)雷諾方程的有限元解法 3.2貧油區(qū)油膜混合潤滑的解法 3.3程序和參數說明 3.4計算結果及分析 3.5本章小結 第4章曲軸軸承潤滑的分析和數值計算 4.1考慮氣穴效應雷諾方程的推導 4.2軸承潤滑邊界條件的分析 4.2.1油膜破裂邊界條件 4.2.2油膜再形成邊界條件 錯誤!未定義書簽。534.3軸頸未傾斜時的質量守恒算法 4.3.1質量守恒算法的推導 4.3.2質量守恒算法的修正 錯誤!未定義書簽。604.4軸頸傾斜時的近似因式分解算法 4.4.1控制方程的轉換 4.4.2控制方程的求解 錯誤!未定義書簽。634.5本章小結 第5章曲軸軸承潤滑的計算程序和結果分析 5.1質量守恒算法程序說明 5.2軸頸未傾斜時結果分析 5.3近似因式分解算法程序說明 5.4軸頸傾斜時結果分析 5.5本章小結 第6章軸承中的彈性流體動力潤滑分析 6.1本章小結 結論 主要符號說明 參考文獻 攻讀碩士學位期間發(fā)表的論文和取得的科研成果 致謝 碩士學位論文6內燃機作為一種動力機械，廣泛應用于國民經濟各個行業(yè)，汽車工業(yè)是其最大的用戶。內燃機和汽車給世界帶來了現(xiàn)代物質文明，但也同時對人類的生存環(huán)境帶來挑戰(zhàn)。上世紀70年代爆發(fā)的石油危機，使節(jié)能成為一個永恒的主題；80年代全球溫室效應的加劇，使汽車有害氣體排放成為“眾矢之的”;隨著汽車保有量的迅速增加，由汽車帶來的污染越來越嚴重，有關限制排放和噪聲的法規(guī)也越來越嚴格。為了達到“低能耗、低排放、低噪聲”的性能要求，增壓、高壓噴射、廢氣再循環(huán)、高轉速、高壓縮比發(fā)動機等一系列新技術被廣泛應用于汽車內燃機。上述新技術的應用，滿足了內燃機高性能、低排放的要求，但帶來的直接后果是使曲柄活塞連桿和曲軸軸承系統(tǒng)的負荷大幅度增加。伴隨著內燃機性能的日益提高，現(xiàn)代內燃機設計要求盡可能地提高輸出功率、降低摩擦損失、降低燃油耗率以及提高工作可靠性及整機壽命等。曲柄活塞連桿和曲軸軸承是內燃機的關鍵運動部件，其工作性能嚴重影響整機的工作性能。同時，曲柄活塞連桿和軸承潤滑研究對曲柄活塞連桿和軸承工作可靠性、損壞原因及優(yōu)化設計方案具有舉足輕重的作用。近20年來高轉速、大爆發(fā)壓力發(fā)動機的使用，使得曲柄活塞連桿和曲軸一軸承系統(tǒng)所承受的爆發(fā)壓力、扭矩、往復慣性力、離心慣性力急劇增加。內燃機越來越苛刻的工作條件，對曲柄活塞連桿和曲軸一軸承系統(tǒng)的設計提出了更高的要求。因此，應對曲柄活塞連桿和曲軸軸承進行潤滑研究，精確預測軸承性能，從而提高內燃機的動力性、經濟性。作為動力源的發(fā)動機是一個集往復、回轉、沖擊等運動零件于一體的復雜的摩擦學系統(tǒng)。磨損是導致發(fā)動機零部件失效和整機性能劣化的主要原因，尤其是隨著科技發(fā)展，對發(fā)動機的可靠性、壽命、排放、經濟性等要求越來越高，使得其摩擦磨損問題更加突出。實踐證明，要提高發(fā)動機的減磨耐磨性能，已非強度設計、結構設計等所能勝任，其唯一的出路在7于開展摩擦學設計，即用摩擦、磨損、潤滑的理論，從系統(tǒng)的觀點出發(fā)，去分析影響零件磨損的各種因素，使設計出的發(fā)動機有更高可靠度、最佳經濟性能和合理使用壽命。所以，對發(fā)動機的潤滑系統(tǒng)進行研究優(yōu)化，從而提高發(fā)動機的潤滑性能，對減少發(fā)動機排放和提高燃油經濟性有重要意義。進行發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的優(yōu)化研究后，可以較精確地估計摩擦表面所需的潤滑油量，結合潤滑油的溫升、油壓、油速的非線形方程得出最小循環(huán)油量，優(yōu)化各表面的潤滑性，控制發(fā)動機的零件溫度在正常工作范圍內。內燃機曲柄活塞連桿和曲軸連桿機構將燃料燃燒時產生的熱能轉變?yōu)榛钊鶑瓦\動的機械能，再轉變?yōu)榍S旋轉運動而對外輸出動力。潤滑系統(tǒng)是發(fā)動機的重要系統(tǒng)之一，主要功能是供給發(fā)動機運動摩擦副適當壓力和流量的機油，保證良好的潤滑、冷卻散熱和清潔磨粒的作用，還可增加活塞與活塞環(huán)的密封性，在有些情況下，它對受熱零件進行冷卻，如通過活塞噴嘴向活塞噴油達到冷卻活塞的作用。潤滑系統(tǒng)性能的好壞，是影響發(fā)動機正常運轉和壽命的主要因素之一，潤滑不良導致機械損失和零件磨損增大，動力性和經濟性下降。要是在發(fā)動機的摩擦表面上沒有潤滑的話，即使冶金、材料及工藝技術人員取得了巨大成就，發(fā)明了耐磨性能極好的材料，把摩擦表面加工得具有高度的光潔度和精確度，它們仍然是不能正常工作的。而且隨著內燃機性能的日益提高，市場上對高效率的發(fā)動機的需求也越來越迫切。顯而易見，快速簡單的評估潤滑系統(tǒng)，對每個元件確保足夠的潤滑油量是非常重要的。1.1.1活塞裙部潤滑研究的意義活塞在缸內運動時，一方面受到氣體爆發(fā)壓力的作用，另一方面由于活塞的質量較大，使活塞受到較大的慣性力，再由上述兩個力在活塞上引起側向力。側向力方向改變將使活塞在缸內發(fā)生微小的橫向運動和搖擺運動(即活塞的二階運動)。活塞的二階運動是引起柴油機噪音、汽缸套的振動和汽缸壁穴蝕的一個重要原因，而合理的裙部設計應是中部凸起的鼓形，可以在活塞上下運動時形成一個裙部和汽缸套之間楔形油膜，改善兩者間的潤滑條件和減少活塞換向運動時對汽缸套的撞擊。因此，研究裙部型面等因素對活塞二階運動的影響不僅可以降低噪音和振動，而且對提高內燃機的可靠性等有著8研究人員通過透明缸套所進行的試驗中發(fā)現(xiàn)，活塞裙部與缸套之間極小的間隙內存在著一層油膜，這不得不引發(fā)人們思考：這層油膜可能起到了子”的作用，用以抵抗運行表面的嚴重沖擊，從而使沖擊滯后。也有人在活塞裙部加入潤滑劑后觀察到，發(fā)動機的噪音明顯地降了下來。由于缸套—活塞裙部之間的潤滑劑明顯扮演了一個重要的角色，其對活塞動力的作用越來越引起人們的重視，而且試圖對其進行評價.進入八十年代，人們更加深刻認在油膜厚度間的橫向振蕩運動。這種橫向擺動雖然非常微小，但是對活塞的工作可靠性起著極為重要的作用。而且，所有與活塞設計有關的因素，如摩擦功耗、機油消耗、機器噪音和抗磨損壽命等，都與活塞的運動和潤滑緊密地相關，因此為了更好地理解和有效地預測活塞與缸套界面間的運動、摩擦和潤滑，確實有必要發(fā)展和改善裙部的潤滑數值分析。1.1.2曲軸軸承潤滑研究的意義內燃機發(fā)動機曲軸軸承是一種典型的動載荷滑動軸承。近年來隨著新型發(fā)動機性能要求的提高，發(fā)動機軸承的設計也在不斷更新和完善?，F(xiàn)代發(fā)動機設計追求的目標是：提高工作壽命和可靠性，降低燃油耗，盡可能地提高輸出功率，降低摩擦損失等等，對應于軸承來說，就要求使用低粘度潤滑油，減小尺寸，承受更高載荷，在更薄的油膜下工作。所有這些將使軸承工作處于更加苛刻的狀態(tài)，因此對內燃機曲軸滑動軸承的摩擦學性能進行研究、確定影響其性能的各種因素、精確地預測軸承性能，對于改善汽車發(fā)動機的工作性能及可靠性、延長壽命，具有十分重大的意義?？v觀內燃機曲軸滑動軸承的研究歷史可以看出，以往的研究主要從兩個方面來進行：一是采用實驗研究的方法，二是采用數值模擬計算研究的方法。實驗研究主要側重于利用傳感器對軸心軌跡進行測試，但研究的結果往往不夠精確，同時研究成本很高；隨著計算機技術而興起的數值模擬研究是在對內燃機曲軸滑動軸承的潤滑工況進行科學建模的基礎上而進行的研究方法，具有精度高、成本低、效率高的特點，廣泛受到重視和采納，并且通過大量的實驗證明這種方法十分有效。然而，以往對于內燃機發(fā)動9機曲軸軸承潤滑特性的數值模擬研究仍存在一些不足，尤其在潤滑理論建模和求解過程遠未達到最佳，難以形成統(tǒng)一和廣泛接受的研究方法和研究結論，所得到的結果大多處于近似和定性的狀態(tài)，對生產實際的指導作用十分有限，尚未形成系統(tǒng)的研究成果。但是，當今世界汽車工業(yè)的發(fā)展要求對曲軸滑動軸承的潤滑特性要求愈來愈高，目前的研究水平不能滿足實際的要求。1.2國內外研究的歷史與現(xiàn)狀人們對活塞潤滑研究最早是從活塞環(huán)開始的，早期對活塞環(huán)進行的摩擦學研究主要是求內燃機的摩擦損失?；钊h(huán)-缸套的磨損是非常復雜的，其中包括粘著磨損、磨粒磨損、腐蝕磨損等多種磨損形式，受許多因素的影響。1980年，S.D.Haddad和D.A.H動的理論分析，運用計算機技術進行求解，引出的降低活塞敲擊噪聲的一些預測性的優(yōu)化設計最新結果。1992年，DequanZou和TheodosiosKorakianitis給出了包含活塞、連桿和曲軸的活塞組的活塞敲擊理論分析模型，并考慮了活塞銷、曲柄銷上的摩擦力和活塞裙部潤滑油膜的影響。1995年，SamD.Haddad回顧了以往研究活塞運動的理論分析成果并由此編寫的預測高效低噪聲發(fā)動機的優(yōu)化設計程序。1995年，SamD.Haddad和Kek-tjenTjan給出了研究內燃機活塞運動的理論方法，并編寫了由于活塞重心、活塞銷和曲柄銷的偏移引起振動激勵的高效低噪聲發(fā)動機的優(yōu)化程序。1999年，KazuhiroNakashima,YujiYajima,KyochiSuzuki指出通過活塞銷的偏移來優(yōu)化活塞敲擊已經比較成熟，但是如果設計參數在發(fā)動機怠速時做一個調整，發(fā)動機在高速時的噪聲會增加，反之亦然。所以很難在發(fā)動機所有轉速下降低活塞敲擊噪聲。通過活塞重心和活塞銷偏移量的調整，在發(fā)動機怠速和高速運轉下，成功地對發(fā)動機噪聲進行了仿真。國內關于活塞二階運動的研究起步較晚，1989年，姜恩滬等從活塞的受力狀況和流體動力潤滑分析著手，建立和開發(fā)了能模擬其二階運動的計算程序。1992年，樓狄明，姜恩滬等從鉸接活塞的結構特點和受力狀況著碩士學位論文手，建立和開發(fā)了能模擬其二階運動的計算程序。1997年，劉琨，桂長林從活塞、活塞環(huán)、缸套所組成的摩擦學系統(tǒng)著手，基于活塞的運動方程、并與流體潤滑理論相結合。研究了活塞系統(tǒng)結構參數的變化對活塞系統(tǒng)二階運動的影響以及由此而引起的活塞環(huán)-缸套潤滑特性的變化，并探討了活塞系統(tǒng)摩擦功耗的組成。1998年，劉琨，桂長林等將活塞的動力學方程和活塞裙部-缸套間流體動力潤滑分析相結合，分析活塞二階運動。并從減小活塞二階運動和摩擦功耗兩個方面研究了活塞結構參數的設計。1999年，王政，唐建等從活塞的動力學分析開始，結合流體動力潤滑方程，建立了缸套-活塞裙部之間的潤滑模型。并將原始的直線型線和國外先進的中凸型線進行比較，討論其對活塞裙部型面的作用和優(yōu)劣。2003年，戴旭東，袁小陽等建立了內燃機缸套-活塞系統(tǒng)油膜潤滑與動力學行為的耦合分析模型，并用數值方法對單缸四沖程內燃機進行了仿真計算，在分析中同時考慮了活塞二階運動和缸套振動對缸套-活塞間油膜潤滑的影響。1.2.2曲軸軸承潤滑研究內燃機軸承潤滑分析在摩擦學研究領域國內外學者已經做了大量的工作，取得了令人矚目的成就。內燃機軸承潤滑分析最具代表性的基礎性方法是漢(Hahn)法(1957)、荷蘭德(Holland)法(1959)和遷移率(Mobility)法(1965)三種。漢(Hahn)法用壓力疊加法計算動載荷軸承的軸心軌跡，從理論上來說是很嚴格的，但計算工作量很大。荷蘭德(Holland)法將旋轉運動和擠壓運動分開處理，按不同的邊界條件分別獨立計算旋轉運動和擠壓運動產生的油膜力，再將兩者矢量迭加為總油膜力，根據與外載荷靜力平衡的條件得到軸心的運動微分方程，最后求得軸心軌跡。這種方法根據兩種不同的邊界條件計算旋轉運動和擠壓運動產生的油膜壓力，忽略了兩種邊界負壓區(qū)的相互影響，從理論上來說不夠嚴密，存在一定誤差。遷移率(Mobility)方法的基本原理是應用無限短軸承理論求出油膜壓力的解析解，根據油膜力與外載荷的靜平衡求出軸心軌跡。遷移率法的主要特點是求解軸心運動時不需求解Reynolds方程，所以求解速度快，并具有一定精度，但由于其建立在無限短軸承假設之上，難以用來作為動載荷軸承的精確計算方法。雖然這些分析方法為內燃機軸承設計奠定了基礎，但它們的共同缺點是這些方法都是靜力學分析方法，沒有考慮曲軸動力學效應的影響。上世紀70年代末，國內外許多學者對軸承負荷的連續(xù)性梁計算法作了1982年，Jones在Booker提出的遷移率法的基礎上，去除了無限窄軸承的假設，考慮了供油槽對油膜承載的影響，并同時采用油膜歷程模型，計算結果與實測值吻合得很好，但由于耗費機時過長，幾乎比短軸承遷移率法慢一萬倍，因而難以用作快速設計工具。1984年Goenka提出了曲線擬合的遷移率法，該方法雖然計算精度略差，但所求得的軸心軌跡的幾何形狀與Jones的精度法非常相似，最突出的優(yōu)點是計算時間由數小時減少到幾秒鐘，因而作為快速計算工具在英美內燃機行業(yè)很受歡迎。對于滑動軸承，Reynolds邊界條件比較合理，因而被廣泛采用。然而實際上，Reynolds邊界條件僅在油膜破裂邊界滿足流量的質量守恒條件，而在起始邊界不滿足。Elord于1981年提出質量守恒的空穴算法，該方法克服了Reynolds邊界條件的缺點，保證了油膜邊界的質量守恒，使得潤滑分析中的流速、流量和功耗計算更加合理。1990年，ParanjPe首先應用質量守恒法對內燃機曲軸軸承進行性能分析，并與Reynolds邊界條件下的計算結果相比較，發(fā)現(xiàn)兩種算法所計算的最大油膜壓力與最小油膜壓力厚度都很相近，但用質量守恒法計算出的空穴要大得多，且流量也大不相同。實驗證明，質量守恒法可以精確地預測流速、流量及功耗?，F(xiàn)代內燃機采用潤滑劑往往可視為非牛頓性流體，主要有粘度的剪切變薄和粘彈效應。1992年Paranipe研究了剪切變薄效應對于內燃機軸承潤滑的影響，結果表明，對于一個存在典型剪切變薄效應的非牛頓潤滑油，當采用非牛頓模型進行計算時，其功耗比牛頓流體模型減少25%,最小油膜厚度減少30%,最大油膜厚度增加15%,流量增加了25%～35%,而計算時間增加了50%。此外，該研究還采用Maxwel模型分析了粘彈效應對潤滑性能的影響。但研究者為簡化本構方程，限制松弛時間為10~?s,所以由粘彈效應帶來的計算結果上的差別不大。在內燃機軸承分析中，傳統(tǒng)上都視軸承為剛性，忽略彈性變形的作用。當動載軸承表面粗糙度的幅值與最小油膜厚度處于同一級時，表面粗糙度對滑動軸承性能的影響不容忽視。1983年，Sinha應用Christensen的流體動力潤滑下的粗糙表面隨機模型分析研究了一般意義的動載荷無限長粗糙軸承的潤滑特性。國內對于發(fā)動機曲軸軸承潤滑狀況的研究起步相對較晚。1993年復旦大學裘祖干等在Sinha工作的基礎上分析研究了內燃機動載有限長粗糙軸承，獲得一維粗糙度(或者是縱向或者是橫向)動載軸承潤滑分析方法，得到了粗糙度對軸承承載力、流量系數和摩擦系數的影響及一定工況下保證軸承處于完全流體潤滑下軸頸與軸承表面粗糙度的臨界值。在上世紀90年代，包括美國通用在內的著名汽車公司所用的發(fā)動機軸承分析方法都是等溫的。由于摩擦熱使機油溫度沿軸承四周變化，因而包括粘度隨溫度變化的熱流動力潤滑(THD)分析對內燃機軸承設計是十分重要的。采用數據庫輔助的方法分析動載徑向滑動軸承的特性，庫中數據通過差分聯(lián)立求解雷諾方程和熱平衡方程獲得，數據庫由對應于全油槽，半油槽和單孔油槽的無量綱特性參數組成：包括油膜承載力、最大油膜壓力、流量系數和消耗功系數。對確定的軸承結構和運行條件，可將數據庫中的數據線性差值，計算軸心軌跡、最大油膜壓力、流量、耗功和溫升。該方法對于確定的軸承結構具有計算準確、速度快的優(yōu)點。武漢交通科技大學輪機工程學院的張雨等人將存在油膜破裂的有限長徑向軸承的配置點計算法應用于內燃機滑動軸承，進一步給出了表征徑向擠壓效應的油膜壓力分布級數表達式，對“準二維”簡化計算的問題提出平均因子k,并給出其表達式。計算結果給出了195s系列內燃機主軸承工作時的潤滑特性參數如Sommerfold數S,摩擦系數f,720度曲軸轉角范圍內油膜壓力分布以及軸心軌跡等，并對有限長動載荷滑動軸承的雷諾方程數值解應用于內燃機滑動軸承工作時的潤滑狀況和工作性能進行了數值仿真。西南交通大學的肖緋雄等提出了分析計算曲軸軸承潤滑狀態(tài)較為精確的方法。介紹了改進的軸心軌跡計算程序的計算模型、原理及方法，并應用該程序對16240柴油機的曲軸軸承進行分析計算。計算結果表明，所得的結果比較精確。他們通過精確理論計算和現(xiàn)場檢測資料分析，系統(tǒng)地研究內燃機曲軸軸承的潤滑狀態(tài)，提出改善曲軸軸承潤滑，防止“碾瓦”的方法。分析計算結果和長期測量結果，找出能保證良好潤滑的合理的軸承間隙，指出控制主軸承孔不同軸度，曲軸軸頸跳動量，確保良好軸承間隙和控制所用機油的品質，是防止“碾瓦”的關鍵；并提出碩士學位論文10L207E柴油機軸承間隙，主軸承孔和曲軸的檢修標準及檢修方法。1999年張朝等分析了剪切變薄的非牛頓流變學特性和表面粗糙度對動載荷軸承的綜合影響，對比研究了不同粗糙結構條件下牛頓流體和非牛頓流體的名義最小油膜厚度。1999年，王曉力研究并提出了計入完整表面形貌參數的內燃機主軸承熱流體動力潤滑分析的數學模型，獲得了完全數值解并從以下幾個方面進行了研究：(a)分析了不同表面形貌對軸承溫度和潤滑的影分布和溫度分布的影響；(d)考察了溫度隨工作時間的變化。軸承潤滑中的氣穴效應穴蝕通常發(fā)生在零部件與液體接觸并伴有相對運動的條件下。由于液體中溶有其他氣體或空氣，當外界條件改變引起氣體壓力變化，局部壓力降低到某一值時，液體中的氣體便以氣泡或蒸汽形式存在于液體中，并具有一定壓力，連同液體本身形成的氣泡一起運動，當高壓區(qū)液體的壓力超過氣泡內部壓力時，氣泡就潰滅了，并產生瞬時沖擊和高溫。水擊的壓力波以高溫超音速向四周傳播，傳到零件表面時，便產生很大的沖擊和高溫作用。這樣的氣泡形成和潰滅的過程反復出現(xiàn)，使零件材料表面產生疲勞而逐漸脫落，呈麻點狀小孔。隨后擴展成泡沫海綿狀孔穴群。一般來說，液體不能承受負壓強，在負壓的作用下液體里產生空穴，里面本來溶解著周圍環(huán)境的氣體，當壓強降至大氣壓以下，溶解度也隨著降低，于是氣體逃逸出來形成了空穴；另一種是壓強降至油的液態(tài)和氣態(tài)在通常的軸承運轉溫度下，油的飽和壓強比大氣壓低很多，而油膜破裂的現(xiàn)象卻在油膜壓強稍小于大氣壓時就發(fā)生了，所以軸承里的油膜破裂現(xiàn)象一般都屬于前一種情形。在低壓區(qū)域形成的氣泡隨潤滑油運動，當氣泡周圍壓力大于氣泡內蒸汽壓力時，氣泡內的蒸汽會迅速水凝，降低泡的壓力，但流場各點壓力不均可使氣泡變形并最后潰滅。在潰滅瞬間，冷凝液滴及泡周圍介質以非常高的速度沖向材料表面使之形成非常高速的水錘沖擊，形成穴蝕。在歷史上有很長一段時間，對空穴的研究度被認為僅是流體動壓軸承及密封研究的一個小分支，并未得到大的重視，但隨著高速重載及其它更為復雜工況的增多，由穴蝕引起的損失越來越大，己有越來越多的研究者將注意力放到這方面。最初的研究者忽略了空穴的影響，機械地定邊界條件所得結果在動載時與實際相比存在較大誤差。大量文獻指出，空穴對軸承性能有非常大的影響，并形成了多種描述油膜邊界的理論模型。大功率內燃機經常出現(xiàn)一種氣蝕損壞，利用軸心軌跡圖可對軸瓦的氣蝕損壞給出比較可靠的解釋。按氣蝕形成的機理，可分為流動氣蝕和波動氣蝕兩種。潤滑油在通道中流動時，如遇到通道截面突然變化，由于潤滑油的粘性及慣性可能使油流瞬時切斷，出現(xiàn)低壓，形成氣泡。這些氣泡在軸頤的擠壓作用下爆破，釋放出離壓波沖擊軸瓦表面，即形成流動氣蝕若軸頸在某瞬時作高速向心運動，由于粘油的粘性與慣性，來不及補充突然增大的油隙空間，油穴出現(xiàn)瞬時抽空現(xiàn)象，導致發(fā)生瞬時低壓狀態(tài)，形成氣泡。當軸頸作高速離心運動時，軸頸迅速沖向軸承表面，氣泡受壓爆破，釋放高壓波導致軸瓦合金層剝落，即形成波動氣蝕。當發(fā)生氣蝕損傷時，應從軸心軌跡圖上分析，改變軌跡曲線此外，還應從油道設計、油槽、油孔邊緣形狀方面入手，采取合理措施予以解決?？紤]空穴邊界條件和彈流潤滑的研究1990年，Paranjpe等人首次考慮空穴邊界條件，用質量守恒算法對發(fā)動機曲軸軸承進行性能分析，并與用Reynolds邊界條件下計算的結果比較，發(fā)現(xiàn)兩種算法所求得的最大油膜壓力與最小油膜厚度都很相近，但用質量守恒算法計算出的空穴區(qū)要大得多，且流量也大不相同。實驗證明：采用質量守恒算法可以更精確地預測流速，流量及功耗，為進行更精確的熱流體動力潤滑分析莫定良好的基礎。關于如何確定軸承間隙油膜承載區(qū)，Jones還提出了油膜歷程的模型，這是1983年在第九屆利茲一里昂摩擦學會議上提出的。其要點是：關于軸承間隙總是充入足夠的油的假設是不能反映實際工況的，因為軸承中的油來自油孔或油槽，它在軸的旋轉及流體動壓共同作用下被傳送到軸承間隙，而這個傳送過程需要花費一定的時間，所以會出現(xiàn)這樣一種情形：即在本該產生動壓的某一區(qū)域內，填入的油是不充分碩士學位論文的，因而實際的油膜區(qū)比估算的油膜區(qū)要小，從而影響承載力及流量的計算。油膜歷程模型的基本思想是對油的傳送過程進行跟蹤，計算每個位置上軸承間隙油的填入程度，將完全充滿油的那些點連起來便構成油膜承載區(qū)。該模型的計算結果與質量守恒算法的結果相當接近，他們是用不同的方法研究了一個共同的問題：即發(fā)動機軸承的乏油問題。由于連桿軸承的結構剛度非常有限，因此需要考慮軸承工作表面的彈性變形對油膜壓力分布和油膜承載力的影響，以更精確地預測軸承工作性能。1985年，Oh和Goenka用彈流理論求解動載軸承，得到了與剛性表面模型不同的兩個結果：其一是存在雙峰壓力分布，其二是在最小油膜厚度附近，膜厚出現(xiàn)兩次收斂一發(fā)散的變化趨勢，而這正是導致雙峰壓力分布的原因所在。作者還證明：利用彈流理論進行連桿軸承設計，可以提高軸承的疲勞壽命。然而該方法由于計算時間過長而不可能被用做日常設計工具，于是1986年Goenka在此基礎上進一步提出簡化方法(FEHD法),并提出建議：在進行活塞裙部油膜壓力計算時，往往采用光滑表面的Reynolds方程，這樣就忽略了表面波度和粗糙度的影響，而且研究表明，接觸面的表觀接觸滑如何準確地區(qū)分，特別是在潤滑條件惡劣的情況下，尚是目前存在的一個難點。且在混合潤滑中，載荷如何分配，粗糙度峰高之間是否除了彈性接觸而是類似橢圓的復雜曲線，因此在進行外形的精密測量時，不能僅測一個象同時在潤滑計算時，如何分別考慮主、次推力邊上裙部型線對油膜厚度的影制約內燃機曲軸滑動軸承數值模擬研究水平提高的主要因素在于如何確定有關曲軸滑動軸承潤滑理論求解過程的邊界條件。以往的研究過程中曾出現(xiàn)過若干形式不同的邊界條件，但通過實踐檢驗均存在一定程度上的不足。從查得的資料可以看出，質量守恒邊界條件是到目前為止被大家認為較為合理的一種邊界條件，它在滿足其它邊界的基礎上還考慮了空穴現(xiàn)象，受到較為廣泛的接受。而在動載滑動軸承的潤滑研究中，由于載荷大小或方向的不斷變化，空穴現(xiàn)象更為嚴重，且是不斷變化的。因此，為了充分考慮這一因素，質量守恒邊界條件就更適用于動載滑動軸承的潤滑研究。與其它邊界條件相比近年出現(xiàn)的JFO邊界條件處理方法從原理上具有較為明顯的合理性，如果將這一理論應用于內燃機曲軸滑動軸承的數值模擬研究勢必能大大改善這一研究的準確性。但目前看來，這一工作尚很少有人進行系統(tǒng)的研究。1.3本文研究的主要內容和工作1.結合活塞裙部與缸套間的流體動力潤滑理論和文獻[2]活塞組的力平衡方程，建立了分析活塞二階運動的分析模型，采用了平均流量模型，考慮使得潤滑計算模型更加精確，更為全面地反映活塞裙部的潤滑狀態(tài)。對活塞2.以研究內燃機發(fā)動機曲軸軸承的潤滑問題為研究目標，采用數值模擬的方法，根據前人在滑動軸承潤滑理論方面的貢獻為基礎進行歸納、組合、以及修正，探討更為科學合理的數值模擬算法，形成適合于內燃機曲軸滑動軸承的潤滑理論模型，將JFO邊界條件引入數值模擬研究過程，建立動載滑動軸承流體動力潤滑理論的數學模型，研究其數值算法，探討一種更為科學、收斂速度更快和較高的收斂精度的算法，選擇合適的計算機語言進行編程，進行計算機數值求解，對計算機求解出的數值結果進行整理，通過這些數值模擬計算，得出各種因素對內燃機發(fā)動機曲柄滑動軸承摩擦學性能的影響過程和影響規(guī)律，弄清內燃機發(fā)動機曲軸軸承潤滑的過程和規(guī)律，所得出的有關結論將對該領域的進一步研究和實際應用起指導和推碩士學位論文1.通過對內燃機發(fā)動機曲柄活塞連桿、曲軸滑動軸承的摩擦學特性進行的專門、系統(tǒng)的研究，豐富該理論體系，為該領域的進一步研究提供理曲軸滑動軸承，且更為科學合理、收斂速度和精度更高的數值模擬算法，3.對一具體內燃機發(fā)動機曲柄活塞連桿、曲軸滑動軸承的潤滑性能作曲軸滑動軸承的設計、應用及進一步研究具有理論上的指導意義。1.推導考慮了含有壓力流量因子、剪切流量因子、接觸因子的雷諾2.推導了適用于活塞裙部結構油膜潤滑的雷諾方程；4.推導了考慮了氣穴條件下軸承潤滑的雷諾方程；5.利用質量守恒算法和近似因式分解、牛頓迭代法對雷諾方程進行6.利用有限元法計算軸承的彈性流體動力潤滑問題第2章活塞裙部雷諾方程的推導活塞-缸套系統(tǒng)是內燃機中重要的一對摩擦副，對內燃機的工作狀況有非常大的影響。活塞裙部在氣缸內起著導向、承受側推力和傳熱等作用。當內燃機工作時，燃燒室的氣體壓力推動活塞沿缸套軸線方向往復運動，在活塞裙部和缸套間形成潤滑油膜。然而由于活塞和缸套之間存在間隙，活塞在沿缸套軸線運動的同時，存在著偏擺和橫向運動，即活塞的二階運動。潤滑油膜的狀況對活塞系統(tǒng)的二階運動有很大的影響，同時活塞系統(tǒng)的二階運動又直接影響了缸套-活塞間的潤滑特性及摩擦力，影響了內燃機的機械效率和可2.1普通雷諾方程的推導2.1.1等溫條件下雷諾方程的推導推導中使用的假設口：1.忽略體積力的作用，如重力和磁力，除了電流體和磁流體潤滑理論2.流體在固體界面上無滑動，即附著于界面上的流體質點的速度與界面上該點的速度相同；3.在沿潤滑膜厚度的方向上，不計壓力的變化。因為膜厚僅為不足一微米至數十微米，在如此之薄的范圍內，事實上壓力不可能發(fā)生明顯的變化，也可從本假設引出一個推論，流體粘度和密度在膜厚方向上也不變化；4.與膜厚相比，支承表面的曲率半徑很大，因而可以忽略由表面曲率5.潤滑劑為牛頓流體，即潤滑劑服從牛頓粘性定律；6.流動為層流，不存在渦流和湍流；碩士學位論文7.與粘性力比較，可以忽略慣性力的影響，包括流體加速的慣性力和流體膜彎曲的離心力；8.潤滑系統(tǒng)的溫度處處相等，故不必考慮潤滑劑的粘度和密度隨溫度以上假設對于一般流體潤滑問題基本上是正確的，在具體分析某個實際問題時可做相應的修改。建立右手直角坐標系如圖2.1所示。表面1和表面2之間為流體潤滑膜。表面1和表面2均處于運動中，其形狀也處于變動中。在流體膜中任取一點P,令其位置坐標為x、y、z,令P點沿三個坐標方向的流速分別平面的直線，交表面1和表面2與P和P?點。記R點在三個坐標方向上的速度為U?、V?、W,P?點在三個坐標方向上的速度為U?、V?、W?。記點P與坐標平面xoy的距離為h,P?點到坐標平面xoy的距離為h?,則P點的膜厚為h=h?-h。圖2.1坐標系和固體表面以P點為頂點，從流體膜中截取一個棱邊分別為dx、dy、dz的流體微元(見圖2.2)。規(guī)定壓力P的正方向為指向流體微元的表面，剪應力的正方向為在正面上與坐標方向相同，在負面上與坐標方向相反。所謂正面是指外法線方向與某一坐標方向相同的微元表面，如圖2.2中微元的上表面；反之為負表面，如圖2.2中微元的下表面。對于流體膜，z方向的尺度比x和y方向的尺度小若干個數量級，因此，與速度梯度ou/az和0v/Qz相比較，其它速度梯度均為高階小量，可以忽略不計。于是，圖2.2的微元的兩個側面上的剪應力也可以忽略不計。按假設1和4忽略流體的體積力和慣性力，即可畫出圖2.2所示的x方向的應力及其變化關系，圖2.2中的應力均是按正方向繪出的。由x方向的受力分析可得：由牛頓粘性定律知，η為潤滑油粘度，代入得：根據假設3,p和η均不是z的函數，可以把0p/ax和η均作為常量，分別對(2-1)、(2-2)式的z積分兩次，積分一次得：使用無滑動速度邊界條件(假設2):z=h時，u=U?,z=h?時，u=U?,聯(lián)立(2-4)式和(2-5)式可以解出積分常數,將C?和C?的值代回到(2-3)得：同理可以導出y方向的流速為定義X方向的體積流量為,將(2-6)代入，完成積分，注意到h=h?-h,記質量流量為m,=pq,m,=pq,,p為潤滑油密度，則有由流體力學知，粘性流體非定常流動的連續(xù)性方程(質量守恒方程)為對(2-10)式中變量z積分并應用z=h時w=W和z=h?時w=W?的無滑動因為兩表面均在運動，不能簡單地認為,碩士學位論文動引起的遷移位移,因此,于是有把該法則應用于公式(2-11)的三個積分，得：把(2-12)(2-13)(2-14)(2-15)(2-16)代入(2-11)得積分以后的連續(xù)性再將(2-8)、(2-9)代入(2-17),經整理得等溫條件下的雷諾方程2.1.2基于平均流量模型的雷諾方程的推導任何物體表面都不可能是絕對光滑的，都存在著或大或小的表面粗糙度，當兩潤滑表面之間的潤滑油膜非常薄時，接觸表面粗糙度就會對摩擦系統(tǒng)的潤滑性能產生決定性的影響。厚度h和油膜壓力p是隨機的，所以q,q,也隨機變化，用兩表面之間的實際油膜厚度h,取代體積流量q,q,中的名義油膜厚度h,定義進入單位控制PatirNadir和ChengH.S.提出了粗糙表面的部分油膜潤滑理論，通過在經典Reynolds方程中引入壓力流量因子和剪切流量因子來反映粗糙表面粗糙度對潤滑性能的影響。根據該理論可知，膜厚比及粗糙表面方向參數γ對壓力和剪切流量因子的取值具有非常重要的影響。表面方向參數粗糙表面方向參數定義為,形象地表示了粗糙表面微凸體接觸的長寬比，表征了表面粗糙度的條紋方向。λos、和λosy分別表示粗糙表面在x和y方向上輪廓曲線的自相關函數值為粗糙表面粗糙高度一半時的相關長度。粗糙表面方向參數的定義與粗糙表面流體的運動方向有關如2.4圖所當γ>1時表示縱向粗糙條紋；當γ<1時表示橫向粗糙條紋；當γ=1時則為各向同性的粗糙條紋，圖1.4中虛線表示潤滑油的流動方向。從圖2.4中可以看出當粗糙表面方向參數與潤滑油的流動方向一致時γ>1,粗糙表面上的微凸體就有利于潤滑油的流動；當粗糙表面方向參數與潤滑油的流動方向不一致時γ<1,粗糙表面上的微凸體對潤滑油的流動起到阻礙的作用，不利于潤滑油的流動；而當粗糙表面方向參數為各向同性時其粗糙表面上的微凸體對潤滑油流動的影響則介于前面兩者之間。壓力流量因子壓力流量與光滑表面間的壓力流量之比，由于粗糙表面在x方向上的表面方向參數與在y方向上的表面方向參數互為倒數，假定表面是各向同性的，其表達式為：表2.1壓力流量因子中各系數的值直γCrHYCrH136——碩士學位論文9;表2.2剪切流量因子中各系數的值Y1369力p取代p,故有,并用平均油膜壓碩士學位論文把(2-21)(2-22)代入連續(xù)性方程(2-17)得基于平均流量模型的雷諾方程2.1.3潤滑油粘度、密度與壓力、溫度的關系潤滑油粘度與壓力的關系潤滑油的粘壓特性是不可忽略的影響因素。隨著潤滑油所受壓力的增加，分子間距減小，分子間作用力增大，粘度也隨之增加。潤滑油粘度是壓力的強函數，同時粘度與溫度的關系也是強函數，但兩者之間的作用恰好相反，即壓力增加使粘度急劇增加，而溫度增加卻使粘度急劇減小。這里選用Roelands根據大量實驗資料提出的被認為是最精確的粘度與壓力關系式：可改寫為：在缺乏實驗數據的情況下，常數z可以利用Barus粘壓公式(η=noe”)中的粘壓系數α來決定，實踐表明，當壓力較低時，Barus關系式具有足夠的精確度，如由(1-24)式定義的當量粘壓系數,則當壓力較低時，α'與α相等，粘壓系數a應以實驗數據為準，但在缺乏實驗數據時，對于等溫彈流潤滑問題，通常取礦物油的α=2.1]m2/N。潤滑油粘度與溫度的關系潤滑油粘度是壓力的強函數，而粘度與溫度的關系也是強函數，但兩者的作用恰好相反，即壓力增加使粘度急劇增加，而溫度增加卻使粘度急表2.36種CD級柴油潤滑油的粘溫關系式CD級潤滑油Vogel公式表2.45種SE級汽油機油的粘溫關系式潤滑油Vogel公式η=ae(T+e)對于Vogel和Walther-ASTM2種粘溫模型，在相同溫度下的粘度非常接近，多級油的粘溫性能較單級油好。在6種CD級柴油機油中，CD5W/30的粘溫性能最好，而CD40最差.在5種SE級汽油機油中，SE5W/30的粘溫性能最好，而SE40最差。同樣粘度等級的柴油機油和汽油機油，其粘溫特性也很接近。在熱彈流研究中，必須把粘度同時作為壓力和溫度的函數。常用的關系式是由Barus粘壓公式(η=n?e)和Reynolds粘溫公式(η=be?)組合而成的指數形式，它可表達為η=noexp[ap-β(T-T?)],α仍為η=n,e中的α,β為η=beT的a。準確的粘度與壓力、溫度的關系式仍是Roelands公式，采用SI單位制，溫度為絕對溫度，經變化后為下式,推導過程與粘壓關系式中z的推導類似。潤滑油密度與壓力、溫度關系實驗表明，潤滑油密度是壓力和溫度的函數。在某些條件下例如彈性流體動壓潤滑狀況，必須考慮潤滑油的密度變化，進行變密度的潤滑計算。在計算潤滑油密度與溫度、壓力的變化關系時采用最多且目前最為精確的Dowson和Higginson關系式：式中p?為在大氣壓、溫度為T,時的密度，C?、Cg、D,為實驗參數，對于礦物油，在上式中的實驗參數通常可取C?=0.6×10°m2/N,當膜厚比H≥3~4時，此時的潤滑稱為全膜潤滑，兩粗糙表面微凸體被潤滑油膜隔開，沒有發(fā)生接觸現(xiàn)象，對于這種潤滑狀態(tài)可以不考慮表面此時的潤滑稱為部分潤滑，這是一種兩固體表面粗糙度發(fā)生接觸的潤滑狀態(tài)，此時必須考慮表面粗糙度對潤滑性能的影響，部分潤滑是一種油膜潤比較復雜且困難。這里看圖2.5,仔細分析粗糙度的變形可知，當表面粗糙度的分布特,,,,))這里采用大連理工大學機械系吳承偉教授提出的無量綱參數回：接觸。φ.的推導過程：根據隨機過程理論，兩表面的粗糙度相互獨立，當兩潤滑面的粗糙度有接觸時，我們只需要研究粗糙度的聯(lián)合概率分布特性。若粗糙度在在沒有接觸時的聯(lián)合高度分布概率密度(簡稱概率密度)為f(x),,如圖2.6-a,接觸變形后的真實概率密度如圖2.6-b所示，可取理想模型概率密度圖2.6-c所示，它在x=-h處為δ函數，其強度等于黑影處的面積，,所以接觸后的概率密度為，X稱為膜稱為膜;厚比，當表面粗糙度的分布特性確定后，接觸因子僅僅為膜厚的函數，它斯分布的接觸因子，將誤差函數：公式不宜直接使用，可用下面的擬合公式代替，最大誤差不超過0.5%,由接觸因子的物理意義可知，在整個潤滑區(qū)，非接觸總面積：接觸的總面積,S為潤滑區(qū)總名義面積。接觸因子在數學上等于潤滑表面某點粗糙度非接觸的概率，在物理意義上它是表面租糙度非接觸部分的面積所占的比例。φ越小，粗糙度的接觸越嚴重，被潤滑的面積越少，因此接觸因子也可作為判別摩擦狀態(tài)轉換的一個重要指標。考慮潤滑油密度只是壓力和溫度的函數，方程(2-23)兩邊可消去p,根據復合函數求導法則有：把(2-28)(2-29)(2-30)(2-31)(2-32)(2-33)(2-34)(2-35)代入到(2-23)中，得到含有接觸因子和壓力流量因子、剪切流量因子的普通雷諾方程：這樣，雷諾方程(2-36)把粗糙度的潤滑效應和接觸變形的影響全部歸結到4個無量綱參數：壓力流量因子φ、φ、剪切流量因子φ、接觸因子φ,前三個參數是表面粗糙度紋向參數γ和膜厚比H的函數，φ僅僅是膜厚比H的函數，與粗糙度紋向無關，這樣在求解(2-36)時，只需知道潤滑表面原始粗糙度分布和膜厚比，而不須考慮在具體工況下的粗糙度分布。PatirNadir和ChengH.S.從粗糙度對流體的動壓效應和剪切效應出發(fā)，把壓力流量因子和剪切流量因子進了粗糙面潤滑雷諾方程，簡化了方程，吳承偉教授從粗糙度的接觸變形出發(fā)，引進了接觸因子，并找到了它與膜厚比的關系，簡化了部分膜潤滑方程，從而減少了數值計算工作量，為研究部分膜潤滑問題提供了重要理論。2.2適用于活塞裙部油膜潤滑雷諾方程的推導內燃機的缸套、活塞組件、連桿組件、曲軸、曲軸主軸承及在它們間起動力潤滑作用的潤滑油膜共同構成了一臺內燃機的核心動力部分。內燃機工作時，燃燒室的氣體壓力推動活塞沿缸套軸線方向運動，帶動曲軸作回轉運動，同時輸出力矩。在此循環(huán)運動過程中，活塞裙部和缸套間、活塞與活塞銷間、連桿兩端軸承中及曲軸主軸承中的潤滑油形成流體潤滑油膜，在整個動力傳遞過程中，潤滑油膜起著不同零件間的動力耦合作用。毫無疑問，此系統(tǒng)中各組成件的運動狀態(tài)及動力學性能不僅與此系統(tǒng)的系統(tǒng)動力學特性有關，而且與它們間的摩擦學動力特性有關。以往由于需要和計算能力有限等方面的原因，人們都把摩擦學問題與動力學問題孤立起來研究，在進行曲軸主軸承油膜動力潤滑分析時往往把軸承(或曲軸)的動態(tài)外載荷作為固定輸入，而在進行系統(tǒng)動力學分析中則往往忽略油膜潤滑的影響或以簡單的線性模型代替。實際上摩擦學行為與動力學行為之間存在著不容忽視的強耦合作用，內燃機中的活塞在氣體壓力，連桿的作用力，潤滑油膜壓力及摩擦力的同時作用下除了沿缸套軸線方向的往復運動外還存著在缸套內的微小的平動和轉動，為便于求解，在應用于活塞裙部油膜流體動力潤滑時，可把一些影響很小的項略去，活塞裙部和缸套間油膜厚度遠遠小于其相鄰的活塞裙部和缸套表面曲率半徑，油膜在x,y方向上的尺度遠大于z方向的油膜厚度，活塞裙部在缸套內壁的上下往復運動可用一加載滑塊在一固定平板的來回往復運動來模擬，這也等同于一固定滑塊和一具有相對運動的平板所組成的系統(tǒng)，如2.7圖所示：圖2.7滑塊平板潤滑模型這里就可以利用前面推導出的(2-36)式，再考慮到活塞裙部與缸套間油膜潤滑的結構和工作情況，作以下處理：1.潤滑油密度在等溫定常條件下，T=T,,碩士學位論文潤滑油密度僅僅為壓力的函數；3.把直角坐標系下的雷諾方程轉換為極坐標系下的方程：令相同的值U,該速度總是與z軸垂直，因此它們在擠壓速度方向上的投影為零，或者說即使有桶型面的存在，也不會產生擠壓效應。u?=U將(2-38)(2-39)(2-40)(2-41)(2-42)代入(2-37)得：因為研究的流場為活塞裙展開后所覆蓋的區(qū)域，該區(qū)域的流體在x向的流速差別很小，由于油膜厚度h的變化率是十分微小的量，.□相比，可略去不計。這樣雷諾方程可簡化為2.2.2活塞裙部與缸套間油膜厚度的計算碩士學位論文圖2.9活塞裙部油膜厚度的幾何關系碩士學位論文圖2.10油膜厚度的幾何關系0.35×10?≤2C≤1.4×10?,A為裙部橢圓長軸，拋物線沿裙部橢圓繞x軸旋轉一周所形成的曲面方程為：R,為氣缸套半徑，β為活塞中心線與氣缸中心線的夾角，e為活塞中心線與氣缸中心線之間的距離。橫截面為標準橢圓，縱向型線為拋物線的活塞。對許多活塞，因活塞頂部受高溫高熱產生較大變形，在活塞裙部頂端橫截面橢圓是最大的，在底端橫截面的橢圓是最小的。受活塞裙部偏心和傾斜影響形成的油膜厚度：h=esinφ(2-57)受標準橢圓型線影響沿φ方向的油膜厚度：h=BD=AB-AD(2-58)受活塞軸向型線影響形成的油膜厚度：(2-59)從圖2.10看出，AE=a和AF=b為橢圓EDF的長軸、短軸，f?=fm+f?(L,-x)f.為活塞裙部底端的橢圓度，可由(2-60)算出。f?為影響橢圓變化的系數，對于圓形橫截面，t.=L=0,f.為活塞裙部頂端的橢圓度，可由(2-60)算出。由(2-50)(2-51)(2-56)得AE=a=R,max-h,橢圓EDF的短軸AF=b可以由(2-61)(2-63)算出b=a-0.5f?=AE-0.5f.=R,m-h,-0.5(f.+f?(L標準橢圓EDF的方程為以AE為半徑的圓上一點x=ztan(φ-270)聯(lián)立(2-65)(2-66)得對AD級數展開把(2-69)代入到(2-58)得3.橫截面為半橢圓型線的活塞一個影響活塞橢圓度的參數。由于活塞裙部復雜的熱膨脹，活塞的橢圓度型線很少是標準的橢圓，這里介紹一種更接近實際、更復雜、但靈活的半橢圓型線。通過主推力面因活塞裙部受到的主要載荷在主推力面上，例如奔茨轎車的活塞裙部就是按不對稱橢圓度設計的。從(2-65)中注意到該式僅含偶數次冪的cosφ,,故(2-70)可被表示為含2φ,4φ…的余弦函數，設計半橢圓曲線也是用這樣相似系列的余弦函數。這里取前三項，定義受半橢圓型線影響的油膜厚度h=A?+A?cos2φ+A?cos4φ把(2-72)(2-73)(2-74)代入(2-71)得把(2-75)(2-76)(2-77)代回(2-71)得碩士學位論文(2-79)即為比較實用的橢圓計算公式，當f=0.5時，得到單橢圓的計算公式，當f,<0.5,徑向縮減減少，橢圓變胖，反之則瘦，因此通過改變f,可確定橢圓截面的規(guī)律。圖2.13表明了不同f,值的半橢圓型線與標準橢圓的區(qū)別，為闡明主要設計特點，圖中尺寸被夸大，如長軸a=5cm,短軸b=3cm,而實際活塞的a-b值很小，在0.5mm量級上，這樣做是為了在圖中顯示橢圓。圖2.13中，當f,=0.1或f=0.2時，半橢圓超出了指定圓的范圍，也就是說h<0,很可能發(fā)生活塞裙部與缸套的刮擦，顯然是不好的。圖2.13半橢圓型線的結構示意圖碩士學位論文j[b-a-hto]aj圖2.14沿半橢圓b軸扭曲變形的影響f,提供了在橢圓型線凸起上更靈活的控制，設計特點可以用量化，如果這個值比零小，它意味著半橢圓型線沿短軸發(fā)生了扭曲變形，圖2.14中(a)(b)(c)為活塞實際尺寸時繪出的圖，當圖中橫坐標的無量綱參數值J=f./a=0],縱坐標得值在f,=0.1]總是比零大，圖2.7中(d)為夸大的橢圓，即長軸a=5cm,圖2.15實際活塞尺寸時的標準橢圓和半橢圓之間油膜厚度差碩士學位論文取值一般比0.25大。相應偏導數的計算：一般情況下，活塞的熱變形大于機械變形，僅考慮熱變形的潤滑分析對大多數剛度較大的活塞來說已經足夠，但隨著發(fā)動機的不斷強化，最大爆發(fā)壓力不斷提高，而且活塞的重量設計越來越小，使得活塞剛度設計非常困難，在保證強度的前提下，剛度會有所下降，活塞裙部的變形比較大，因此在進行潤滑計算時，對相應的活塞的機械變形應加以考慮相對活塞裙部的機械變形，缸套由于剛度較大，在同樣的力作用下變形量遠小于活塞。本節(jié)內容就是計算v(x,y):活塞裙部與缸套兩潤滑表面法向總的彈性變形量。在點火上止點附近，由于燃燒室氣體壓力急劇上升，導致潤滑油膜壓力也隨之陡然上升，油膜厚度大幅下降，活塞裙部與氣缸套潤滑表面在較高油膜壓力的作用下必然發(fā)生彈性變形，此時需考慮潤滑表面彈性變形對活塞裙部潤滑性能的影響。通過將潤滑表面法向彈性變形方程與平均Reynolds方程聯(lián)立建立了活塞裙部三維彈性流體動壓潤滑分析模型。根據接觸區(qū)形狀的不同，表面彈性變形分為線接觸彈性變形和點接觸彈性變形兩大類。線接觸表面彈性變形問題通常視為無限長柱體的接觸，它屬于平面應變問題。而點接觸表面彈性變形問題實際上是求解半無限體表面在任意分布壓力作用下的變形。由于其壓力分布是二維的，因此點接觸問題的變形計算遠比線接觸問題復雜。由于本文假設氣缸套在圓周方向上是非軸對稱的，也就是說在圓周方向上氣缸套所受的油膜壓力是不一致的，故采用點接觸表面彈性變形問題來分析活塞裙部與氣缸套潤滑表面的彈性變形。對圖2.17所示的半無限體，在表面集中力p的作用下，體內任意點Mr;z)上的彈性位移回可以表達為式中：u為徑向方向上的位移，v為法向方向上的位移，E為彈性體的彈性模量，v為彈性體的泊松比，p為作用在彈性體表面上的集中力。在進行彈流潤滑分析時只需要計算彈性體表面上即z=0移。故由(2-86)式可得處的法向位向位移為式中Ω表示整個分布壓力的作用域。在彈流潤滑分析中，由于油膜壓力同時作用在兩潤滑表面上，故總的法向變形量應為兩潤滑表面法向變形量的總和，記為v(x,y)其表達式為代入(2-87)得上式就是點接觸彈流潤滑分析的彈性變形方程。分析點接觸彈性變形方程可知，該方程右端項的二次積分是奇異的，為無窮大，該積分是一個廣義積分。此處由于p(x,y)沒有解析解所以上述積分也無法得到解析解如果采用數值積分的方法如Simpson法直接在整個油膜作用區(qū)域內積分的話，就會存在以下兩個問題。首先，在奇異點處數值積分無法進行即使設法避開奇異點數值積分的準確性也難以保證，其次為求取某一點的彈性變形就需要對整個求解域計算積分。而在聯(lián)立求解Reynolds方程和彈性變形方程時，每一次迭代都需要對所有的節(jié)點在全域內重新進行數值積分計算彈性變形，計算工作量極大而且很難達到精度要求。所以直接用數值積分法計算點接觸彈性變形方程是不可取的。由于在求解彈流潤滑問題數值解的過程中所應用的和求得的都是節(jié)點上的物理量，如油膜壓力、油膜厚度、潤滑油的粘度和密度等，根據這一特點可以采用變形矩陣的方法來解決上述問題。采用變形矩陣的方法來計算表面彈性變形的依據是：表面彈性變形是一個線性系統(tǒng)，因此可以采用疊加原理，將某一點的彈性變形量表示為各個節(jié)點上油膜壓力的線性組合。變形矩陣的建立實際上是應用了有限元法的原理具體來說就是將計算區(qū)域劃分為若干個單元，在每個單元上用該單元節(jié)點壓力的多項式函數來代替實際的油膜壓力分布，并用解析法計算每個單元上的近似壓力分布在所求節(jié)點上引起的彈性變形，然后進行疊加。本文用單元節(jié)點壓力的平均值作為描述單元油膜壓力的分布函數，即每個單元內的油膜壓力值為：現(xiàn)在主要分析求解域內的任意一單元上的單位作用力在任意一節(jié)點上所引起的彈性變形，對于求解域內其他單元上的單位作用力對該節(jié)點彈性變形的影響與此相類似。根據(2-89)可知求解域內某一單元在所求節(jié)點碩士學位論文對于不同單元與所求節(jié)點之間不同的位置關系，該積分項的積分結果相對位置。碩士學位論文④x=X?,X≠x?,Y)n=Yo,Y;≠y?2.3本章小結本文從普通雷諾方程的推導出發(fā)，建立了適用于活塞裙部結構油膜潤滑的雷諾方程，采用了平均流量模型，考慮了表面粗糙度等因素的影響，克服了光滑表面模型的不足，使分析模型更為全面和完善，將表面接觸模型進入到計算之中，考慮了表面微凸體接觸的影響，對活塞裙部型面進行了分析工作包括縱向型線的設計因素型線，同時對活塞裙部橫向型線規(guī)律進行了分析，使得潤滑計算模型更加精確，更為全面地反映活塞裙部的潤滑狀態(tài)。第3章雷諾方程的數值求解和結果分析3.1富油區(qū)雷諾方程的有限元解法在富油區(qū)(油膜充分潤滑區(qū))油膜壓力占主導，考慮定常情況下的雷諾方程雷諾方程的有限元解法將整個計算域D離散為E個單元，每個單元有n。個節(jié)點，共有n個節(jié)點。各單元以節(jié)點相連展布整個計算域中。若單元有一個邊在在域D的邊界上，則該單元稱為邊界單元?？疾炖字Z方程，壓力p(0,z)為待求的未知應用高等數學中的高斯公式對(3-2)應用得：碩士學位論文將(3-4)代入(3-2)得E,為域D中內部單元總數。當把(3-5)用于邊界單元時，考慮到上面關于內部單元的分析，所有不在邊界上的邊皆為公共邊，因而這些公共的線積分之和也為零，只有邊界單元的邊界邊為非公共邊，其線積分不可能為零，將(3-6)改為域D中所有單元之和時，有E,為域D中邊界單元總數。壓力邊界條件：Reynolds方程的求解需要建立壓力分布的邊界條件。在一般情況下可以根據幾何結構和供油情況不難確定油膜的起始點和終止點位置。當幾何結構同時包含收斂和發(fā)散油楔時，在收斂油楔部分無疑將形成油膜，而在發(fā)散油楔部分如何確定油膜終止點位置則存在著不同的觀點。其中具有代表性的為以下三種邊界條件：Sommerfeld邊界條件、半Sommerfeld邊界條件和Reynolds邊界條件。三種邊界條件所對應的壓力分布曲線圖如圖3.2所示。Reynolds邊界條件是應用較多而且比較合理的方法，既克服了Sommerfeld邊界條件在發(fā)散區(qū)的負壓問題，又解決了半Sommerfeld邊界條件在收斂區(qū)和發(fā)散區(qū)流量不連續(xù)的問題。Reynolds邊界條件將油膜起始點取在最大間隙處，即在h處令油膜壓力p=0,而油膜終止點位置則是根據油膜的自然破裂來確定的，其位置在最小間隙之后發(fā)散區(qū)內的某點，該點同時滿足壓力p=0以及的條件。Reynolds邊界條件可以保證流動連續(xù)性，在油膜起始點和終止點之間，潤滑油膜是連續(xù)的。而在終止點以后，由于間隙逐漸擴大，潤滑油不可能充滿整個間隙，因而分裂成條狀流考慮到活塞裙部雷諾方程的邊界條件：(1)在θ=0和θ=π處出現(xiàn)油膜壓力極值；(2)活塞銷孔在X-0面上的投影內，p=0;對比，程序中將使用此邊界條件。等于曲軸箱的氣體壓力。對(3-7)沿整個區(qū)域邊界積分，得根據邊界條件，上式右邊第一項、第三項、第五項積分結果為零，式子中第二項和第四項中邊界上的壓力值均已知，根據微分方程的理論，這些邊界上已有了定解條件，故就沒有了意義，所以這兩項積分值也可等于零，碩士學位論文和(3-8)式代入(3-5)式，并對整個區(qū)域上的單元求和得其它情形α?)=α)=0本文中選擇三節(jié)點三角形單元作為離散總體域的單元，其形函數具有b?=x?-x?,b?=x?-x,b?=x?-x?,c?=θ?-θ?,c?=θ-形函數對坐標θ,x的一階偏導數等函數須用形函數來表達，即,,對于一個單元，取三個節(jié)點上的油膜厚度的平均值基于一個單元的粘度關系對于一個單元來說，”稱為總體剛度矩陣，k。為單元剛度矩陣；稱為載荷矩陣，為單元載將將(3-26)應用到(3-24)(3-25)(3-26)得將(3-27)(3-28)(3-29)代入(3-22)得3.油膜壓力合力油膜壓力是沿著活塞徑向的，將壓力向y軸投影合成，即可得油膜壓力合力p,作用在整個活塞裙部的油膜壓力合力4.作用在活塞裙部的摩擦力，與活塞的滑動速度相比，橫向運動速度十分微小，因此做用在活塞裙部的摩擦力可忽略橫向速度的影響，根據牛傾粘性定律(3-33)兩表面均是光滑表面的切應力可采用Chiristensen提出的近似公式，c=3σ,σ是δ標準方差經簡化后可得：碩士學位論文,,,表3.1系數D,s的取值YDS范圍1369,φ=A?H^e-?+a?H2表3.2系數A、,α?、α?、a,的取值γ1369碩士學位論文3.2貧油區(qū)油膜混合潤滑的計算方法采用Patir和Chen提出的平均流量模型計算粗糙表面間的流體動壓分布，對活塞系統(tǒng)來說，由于缸套靜止不動，平均Reynolds方程可以寫成：φ,φ?—壓力流量因子σ=(o2+c2)°?當兩表面無接觸時，名義膜厚h與h,平均膜厚相等?；钊共颗c缸套間的平均油膜厚度可表示為：這里，C為活塞裙部與缸套間的徑向間隙，f(0,y)為活塞裙部的軸向和徑向輪廓函數，d(0,y,t)為活塞裙部與缸套間因熱變形和彈性變形而引起的徑向間隙變化量?，F(xiàn)就活塞在冷態(tài)工況下的運行情況進行分析，亦即可認為d(θ,y,t)等于零。Reynolds方程中的擠壓膜項如下表示：當e,,e,è,,é,給定后，可用有限差分法對(3-35)式求解，獲得活塞裙部和缸套間流體壓力p,其壓力邊界條件為：在求得活塞裙部和缸套間流體壓力p,后，作用于活塞銷上因流體動壓作用而引起的總徑向壓力及其力矩可通過下面積分獲得：其中，R為活塞半徑，A為活塞裙部與缸套間的油膜承載面積。由流體動壓作用引起的剪切力表示如下：φ,,①,①,為剪切壓力因子。這樣，活塞裙部總摩擦力及其力矩可計算如下：,(3-44)碩士學位論文3.3程序和參數說明程序中的主要輸入參數及說明：本程序采用CompaqVisualFortran軟件，使用Fortran語言編程。PG:對應某度曲軸轉角的氣缸壓力，Pa;活塞銷孔在坐標系中X軸坐標，單元1圖3.3程序中的網格劃分活活塞裙部油膜潤滑計算主程序碩士學位論文啟動程序輸入所需的計算數據：發(fā)動機結構參數、動力參數、氣缸壓力等輸出數據到屏幕上核對輸入數據，確認程序開始計算活塞速度、加速度、側壓力邊界條件子程序調用自動劃分網格的子程序調用計算剛度矩陣半帶寬子程序序線性子程序判軸轉角是否為720°曲軸轉角增加1度一活塞裙部流體動力潤滑計算程序一活塞裙部流體動力潤滑計算程序往復運動件質量-=活塞裙部高度=活塞裙部的繼膝脹系數氣缸套表面粗糙度杜氣缸直徑圖3.5程序開始畫面表3.3TBD620型柴油機計算主要輸入參數燃燒室瞬態(tài)氣體壓力見圖4.2活塞沖程曲軸轉速曲柄半徑與連桿長度之比往復運動件的質量連桿長度曲柄半徑氣缸套直徑活塞裙部高度活塞直徑活塞裙部上、下邊橢圓度系數活塞裙部的線膨脹系數活塞裙部的表面粗糙度氣缸套的表面粗糙度邊界摩擦系數曲活裙則曲活裙則角力力塞塞家角力度角力度束轉壓壓犀壓轉玉速稅部碩士學位論文活塞裙部的楊氏模量氣缸套的楊氏模量活塞裙部的泊松比氣缸套的泊松比氣缸壓力(Pa)氣缸工作壓力曲軸轉角(度)0418212316420524628732836941045149253圖3.6氣缸工作壓力圖程序運行過程顯示：由膜盤我膜部膛壓寒我膜部膛壓由市由膜君部(N力<M)4085.863碩士學位論文3.4計算結果及分析1.活塞裙部型面圖圖3.7活塞裙部型面圖圖3.7活塞裙部型面圖圖3.8活塞裙部橫截面橢圓型線圖2.活塞軸向往復運動的速度、加速度圖碩士學位論文3.活塞裙部摩擦力、側壓力、油膜壓力合力隨曲軸轉角變化關系圖活塞裙部的摩擦力曲線表明活