第
2期（总第235期） 2〇18年4月
车
用发动机
VEHICLE ENGINE
No.2(Serial No.235)
Apr.2018
|
滤清器f
|
调压阀
^
1.1润滑系统油路模型
本研究中某发动机润滑油系统主要包括机油
泵、调压阀、滤清器、轴承、VVT
结构、液压挺柱及油
道等部分，其回路示意见图1。其中，VVT 结构为
该发动机的特殊结构，它依靠润滑油压力的驱动来
实现进排气凸轮轴相位的调整。
佼压挺柱
-
16~|—
油底壳
图1发动机润滑系统回路示意
基于参考机型结构建立了
Flowmaster 润滑网
络模型。该模型可以分为三部分，包括供油子系统、 输油子系统和泄油子系统。供油子系统主要为润滑 油路提供压力和流量，主要包括机油泵等部分；输油 子系统主要包括各个油道、滤清器和调压阀等部件， 在这些部件处会产生相应的压力损失；泄油子系统
润滑系统是发动机的重要子系统之一，它不仅 为发动机运动部件的摩擦表面提供压力和流量合适 的润滑油，还对关键零部件起冷却、除锈和密封的作 用。在发动机传统开发过程中，一般将润滑系统的 重点放在关键零部件的开发上，在总成开发成功和 整机装配完成后通过主油道压力评估润滑系统性 能。这种研究方法的不足之处在于零部件、总成到 系统只是简单的经验组合，定性的成分多，系统性能 差，优化改进的效率低，而且很难获得量化的参 数[1]。以往研究中针对润滑系统油量需求的确定在
国内鲜有学者作过计算分析，在实际应用中确定合 理供油量的问题上依然偏向保守设计，存在供油量 过大的问题。本研究在保证润滑系统润滑油压力和 流量合理分布以及发动机关键零部件可靠工作的前
提下，通过仿真计算，确定发动机润滑系统所需求的 最低润滑油供给量，该计算结果可为可变排量机油 泵的设计提供边界条件，以保证润滑系统供油量和 发动机实际需求量匹配，从而最大程度地减少功耗， 起到节能减排的效果。
1模型建立
发动机润滑系统的重要部件包括轴承、凸轮和
挺柱，本研究对以上各用油部件分别建模，计算各部 件单独压力需求后，再结合润滑油在管道中的流动
车用发动机润滑系统最低润滑油供给量研究
侃计民，金文华，李国庆，李佳琪，白炳仁
(同济大学汽车学院，上海 201804)
摘要：以某
1.8 V V T 发动机为研究对象，建立了发动机润滑系统计算模型和轴承动力学模型，对主油道压力、
轴承处润滑油流量、轴承轴心轨迹、最小油膜厚度等参数进行了计算分析。通过计算轴承、凸轮和V V
T 系统等润
滑系统关键部件的润滑油压力需求，获得了润滑系统在不同发动机转速下的最低润滑油压力，该计算结果可为润 滑系统设计提供理论依据和边界条件。仿真计算结果表明：发动机润滑系统进油压力对轴承润滑的最小油膜厚度 基本没有影响；原润滑系统供给润滑油的液压功率实测值超出理论需求值，最高可达72%
，原润滑系统存在发动机
中高转速工况下供油过量的问题。
关键词：润滑系统；最低供油压力；最小油膜厚度
DOI ： 10.3969/j.issn.l001-2222.2018.02.008
中图分类号：TK411.9 文献标志码：B
文章编号：
1001-2222(2018)02-0046-05
收稿日期：
2017-08-06；修回日期：2017-12-15
作者简介：彳兒计民（1963—），男，教授，博士生导师，主要研究方向为发动机节能与控制技术；njmwjyx@hotmail
。
2〇18年4月倪计民，等：车用发动机润滑系统最低润滑油供给量研究•47 •
主要由轴承、液压挺柱及VCT系统组成，该部分将 会有润滑油流进和流出，流出的润滑油将重新返回 油底壳，从而形成了润滑油流通的整条回路。
1.2轴承动力学模型
为保证连杆轴承和主轴承在常用工况下处于液 体润滑状态工作，需对其结构进行理论设计，最小油 膜厚度是决定轴承工作可靠性的关键因素，其出现 位置的范围愈大，轴承的损坏概率愈大[5]。因此，轴 承动力学模型的构建思路是：首先，通过对连杆轴承 和主轴承受力分析，求解获得轴承载荷数据；在此基 础上，根据Holland法计算求解轴承的轴心轨迹，计
算得到轴承最小油膜厚度。图2示出轴承物理模型 的受力关系示意。
图2轴承动力学模型
图中：F为动载荷；y为动载荷与Y轴的方向 角；S为偏位角；为轴承角速度；为轴颈角速 度；轴颈中心Q绕轴承中心〇b的回转变位角速度 为》；偏心率随时间的增长速率为e E为轴承的 内径；户D为由轴颈和轴承相对油楔的旋转角速度 引起的油膜动压；户v为由轴颈与轴承之间的挤压
引起的油膜动压，称为挤压油压。
Holland法将轴颈的旋转运动和挤压运动分开 计算，按各自的边界条件分别求解，然后将旋转运动 产生的承载力与挤压运动产生的承载力矢量相加并 与外载荷平衡，从而建立载荷与轴心运动速度和轴 心轨迹之间的关系。根据受力平衡关系可得：
F• sin(^ — 7) = pDsin(39(1)
F•cos(汐一y)=户Dcos/?+户v。（2)偏心率增长率e根据式(3)计算：
轴颈向心运动时，》可根据式(4)进行计算：
,_^b+^F(C/R)2sin(d-r)"、
O n ^0v4 y
D L S,2sin/?
轴颈离心运动时，》可根据式（5)进行计算：
o n+叫F(C/R V
2juDLS (sm(d —7
)(5)在时间间隔以之后，根据式（6)和式（7)计算
轴心新位置。
Si =e〇 十e(6)
d i=汐〇+》A f0(7)
逐点求解，便可以得到轴心轨迹。
根据式(8)可计算出最小油膜厚度：
H m[n=(1—
e max) •D/2。(8)
1.3 W T系统及液压挺柱润滑压力计算模型
本研究的W T系统主要由发动机电控单元、VVT相位驱动器以及润滑油压力控制阀构成。VVT系统所需最高润滑供油压力由气缸压力决定:
式中：poil为供油压力；h为等效气缸压力；C为凸 轮系数；〃为凸轮个数；A为VVT执行器等效作用 面积；/为等效作用力矩。根据供应商要求，在转速 为1 200 r/min时，VVT调压压力不低于0.15 MPa。根据该力矩的平衡关系可以计算出发动机在不同转 速下的润滑油压力。
液压挺柱结构见图3。规定液压挺柱正常工作 的最小压力为〇.〇5 MPa，为保证所有液压挺柱正常 工作，需考虑并计算润滑油从主油道到末端液压挺 柱处的压力损失，保证油道末端液压挺柱的入口润 滑压力为合理值。
盖板
图3液压挺柱结构示意图
2计算结果及分析
F(C/R)2 juDLS〇v)[cos(^ —7)
I sin(^ —7)
2.1润滑系统油路模型计算结果
采用主油道压力试验测量数据对搭建的发动机
(3)
• 48 •
车用发动机2018年第2期
润滑系统模型进行标定，在模型中计算不同转速下 的主油道压力时，润滑油温度设置为主油道压力试 验中获取的润滑油温度值。最终主油道压力试验值 和计算值的对比结果见表1。
表1
发动机主油道压力计算值与试验值对比
发动机转 速/r • min—1
主油道压力/M Pa 祖 ^
/ 〇/
试验值
计算值
1 0000.2410.2410.011 2000.2780.281 1.101 6000.4080.40
2 1.462 0000.4430.425 4.082 4000.4600.454 1.272 8000.4730.4720.30
3 2000.4860.498 2.433 6000.4940.513 3.94
4 0000.4910.504 2.694 4000.4860.502 3.194 8000.4930.513 4.04
5 200
0.461
0.466
1.12
结果显示，在整个转速区域内，试验值与计算值
误差均小于5%，可以满足工程计算要求，因此本模 型具有较髙精度。
2.2轴承动力学模型计算结果2.2.1轴心轨迹与最小油膜厚度
基于轴承动力学模型计算得到的主轴承和连杆 轴承在 2 000 r /min ，4 000 r/min 和 5 200 r/min
时
的轴心轨迹曲线见图4，各转速下的最小油膜厚度 见表2。
表2
轴承在各转速下的最小油膜厚度
发动机转
速/r • m in -1
主轴承最小 油膜厚度/jam
连杆轴承最小 油膜厚度/jam
1 000
5.18 3.531 200 2.36 3.741 600 3.50 4.362 000 2.74 4.362 400 3.21 4.762 800 3.21 5.033 200 3.70 5.073 600 3.04 5.504 000 2.09 4.554 400 1.61 3.794 800 1.42 3.675 200
0.87
2.51
根据轴承润滑机理，可以膜厚比作为指标对轴 承润滑状态进行判断。膜厚比是指润滑油最小油膜 厚度与轴承轴颈表面粗糙度均方值的比值，该均方 值可通过式（10)计算。
a =\/〇\ ~\~ 〇1 〇
(10)
式中：&为轴承表面粗糙度；&为轴颈表面粗糙度。
当轴承处于弹性流体润滑时，膜厚比一般为 3〜4，认为此时轴承工作完全可靠；当轴承处于边界 润滑状态时，膜厚比一般为1〜3，认为轴承可正常 工作。本研究文中主轴承、连杆轴承和相应轴颈的
表面粗糙度均为0.3 pan
。
由表2可计算出主轴承和连杆轴承在各转速下 的膜厚比（见表3)。
240〇'V 270° 300°2 000 r/min 30° 150% v 0。180° 丨 330。 210。\ ,
2%°
4 000 r/min
b 连杆轴承
240(270°5 200 r/min
图4
主轴承和连杆轴承轴心轨迹曲线
表3
轴承膜厚比
发动机转速/r • min_1
主轴承膜厚比连杆轴承膜厚比
1 000
12.218.321 200 5.568.821 6008.2510.282 000
6.4610.282 400
7.5711.222 8007.5711.863 200
8.7211.953 6007.1712.964 000 4.9310.724 400 3.798.934 800 3.358.655 200
2.05
5.92
2〇18年4月
倪计民，等：车用发动机润滑系统最低润滑油供给量研究发动机排量
• 49 •
1.2
25
45
65
85 105
125
145
压力变化区间/%
b
连杆轴承
图5润滑油压力对主轴承和连杆
轴承最小油膜厚度的影响
计算结果表明，轴承最小油膜厚度与轴承润滑
入口压力之间没有显著的影响关系。出现该现象的 机理可能是：轴承润滑性能计算基于雷诺方程，而建 立雷诺方程的前提为轴承内部有充足的润滑油使得 轴承内部产生油楔，即只要轴承入口处提供的润滑 油流量大于轴承本身挤压和旋转排出的油量，轴承 便可形成动压而正常工作。因此，轴承润滑入口润 滑油压力对轴承最小油膜厚度影响不显著。在润滑 系统设计时，在轴承稳定运行的前提下，可以不考虑
轴承润口压力的影响。2.3
VVT 系统及液压挺柱润滑压力模型计算结果
求解1.3中描述的模型，可得VVT 系统在发动
机不同转速下对润滑油压力的需求关系（见图6)。
图6
V V T 系统在不同转速下需要的润滑油压力
在润滑系统油路模型中可计算从主油道到液压 挺柱润滑油入口处的沿程损失，该计算值为
0.013 MPa ，加上0.05 M Pa
的工作压力，故在发动
机所有运行工况内只要挺柱入口润滑油压力不低于 0.063 MPa
，就可保证挺柱正常工作。
3
发动机润滑系统最优润滑油供给计算通过分析以上各模型的计算结果，可以得到如
下结论：发动机运行工况内，在轴承稳定工作的前提 下，轴承最小油膜厚度受润滑油入口压力影响不大，
故轴承工作可靠性与主油道压力无必然联系
；VVT
系统和液压挺柱则在不同转速下对主油道润滑油压 力有不同需求。综合以上分析，取三者最大值作为 润滑系统润滑油压力需求值，利用该压力需求值借
助Flowmaster
重新搭建润滑油回路模型计算发动
机各转速下的润滑油流量，从而获得发动机润滑系 统润滑油流量的需求曲线，并求出相应的液压功率 曲线。最终主油道供油功率理论需求值和系统运行 功率实际测量值见图7。
1 000 1 200 1 600
2 000 2 400 2 800
3 200 3 600
4 000 4 400 4 800
5 200
发动机转速/r •
mirr 1
图7发动机润滑系统主油道功率计算
需求值和原机实际测量值对比
对比理论液压功率值与原机液压功率后发现， 理论液压功率在整个转速范围内都比原机的液压功
率低，在中转速区最高减小幅度更是可达72%。随 着转速的升高，该差值逐渐缩小，这也说明了发动机 润滑系传统方法的特征：为了保证极限工况的安全， 通常给发动机润滑系足够的设计余量，从而使得在
25
45
65 85
105
125
145
压力变化区间/%
a
主轴承
•費-1 000
r/min —
1 200
r/min —1 600
000
r/min
■ — - -
-i —
芝二
~~u
::：泛：
—
w
—
j
泰
从表3中可以看出，各个轴承在每个转速下的 膜厚比均大于2，没有出现干摩擦的现象；尤其在中 低转速区，所有轴承膜厚比均大于4，处于完全液体 润滑状态。
2.2.2轴承最小油膜厚度影响关系分析
将轴承入口压力分别取为润滑系统油路模型计 算所得值的 25%，45%，65%，85%，105%，125%和 145%，分别计算主轴承和连杆轴承在不同入口压力 和转速下的最小油膜厚度值，结果见图5。
-1 000
r/min 200 r/min —1 600 r /min —^—2 000 r/min
—^—2 400 r /min —#-2 800 r /min --*-3 200 r /min --^-3 600 r/min
〇〇〇 r /min --^-4 400 r /min --^-4 800 r /min --# - 5 200 r/min
2
±/鹋^鹤思
v f
/«
• 50 •
车用发动机2018年第2期
其他转速区出现了液压功率过剩的现象。因此，为 避免传统设计方法中局部功率过髙的缺陷，可以基 于本研究给出的理论供油曲线，并结合一定的裕量 为运行边界条件，设计可变排量机油泵，从而最大程 度减少发动机整体功耗，实现发动机节能减排目标。
4结论
a )
各轴承在中低转速区处于完全液体润滑状
态，在髙转速区处于边界润滑状态；轴承入口润滑油 压力对最小油膜厚度影响不显著，轴承工作可靠性 与主油道压力无必然联系；
b ) VVT 系统和液压挺柱在不同转速下对主油
道有不同要求，随转速升高，对主油道压力的需求随 之上升；c
)
主油道润滑油压力理论需求值相对于原机
润滑油压力实测值具有明显优势，若润滑系统按理 论需求值进行润滑油供给时可最高减少72%的 功率。
参考文献：
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Research on Least Supply of Lubricating Oil
for Vehicle Engine Lubrication System
NI Jimin，JIN Wenhua，LI Guoqing，LI Jiaqi，BAI Bingren
(School of Automotive Studies^Tongji University9Shanghai 201804，China)
Abstract ： The calculation model of lubrication system and the dynamic model of bearing for 1.8VVT engine were established and the parameters such as main oil channel pressure9 lubricant flow at bearing place，axis track of bearing and minimum oil film thickness were calculated and analyzed. Then the minimum lubricating pressure of lubrication system under different engine speeds was acquired by analyzing the lubricating oil pressure demand of the key parts such as bearing 9 CAM and VVT system and the calculation results could provide theoretical basis and boundary conditions for the design of lubrication system. The simulation results show that the inlet pressure of engine lubrication system has little effect on the minimum oil film thickness of bearing lubrication. The measured value of hydraulic power in charge of supplying the lubricant for the original system exceeds the theoretical demand value by up to 72% and so the original lubrication system has the problem of excessive oil supply at high speed.Key words ： lubrication system ；optimal oil supply pressure；minimum oil film thickness
展
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[编辑：李建新]
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