２００７年１１月 祁云鹏：中速柴油机轴承分析与研究 ・３１・ 隙最大处旋转产生的压力为０；第三个边界条件为 在压力梯度为０处旋转压力为０，即雷诺边界条 件。由于雷诺边界条件很难在数学上处理，Ｌａｎｇ、 Ｈｏｌｌａｎｄ方法中不考虑雷诺边界条件。但在静载轴 判断可能是由于轴承油膜过小，导致轴瓦与主轴颈 之间形成混合摩擦，使轴瓦产生异常磨损和擦伤。 由于在设计阶段判断轴承能否可靠工作，主要是通 过轴承的最大负荷及平均负荷等来决定，而这样的 判断很多情况下是不能得到正确结论的。因此对该 机进行轴心轨迹计算以确定问题产生的原因及改进 方向。 承的试验中，雷诺边界条件与试验结果比较吻合。 因此Ｂｕｔｅｎｓｃｈｏｅｎ方法中用其代表的物理意义为边 界条件，即液体的连续性和张力的不可吸收性。这 很容易应用到代表液体挤压效应和旋转效应的承载 能力的索氏数中，但会导致结果中出现很高的负 压。如果将负压用０代替，则不能满足连续性条 件。在Ｈｏｌｌａｎｄ方法中假定轴承油膜压力在轴向上 呈抛物线分布，因而引入了一个油膜支承能力减小 的系数，从而使连续性得以满足。 轴承计算使用商用程序，用Ｒｕｎｇｅ—Ｋｕｔｔａ法 对方程进行迭代求解。计算中假设机油供应充足。 样机部分参数见表１。 表１样机部分参数 Ｉ冲程数 额定转速／（ｒ／ｍｉｎ） 气缸直径／ｍｍ 冲程／ｍｍ ４ ６ｏ０ ３２０ ４８０ ３ 计算实例 中速柴油机样机磨合运行中，主轴承尤其是第 四档主轴承温度偏高，通过拆检发现该档轴瓦有明 平衡重不平衡量／％ 滑油 ８８ ２０ Ｗ／４０ 显擦伤。影响柴油机主轴承工作可靠性的因素很 多，诸如轴承材料、负荷大小、轴承结构尺寸、加 工精度、组装质量和所用机油等。通过初步分析， 原设计的计算结果如下表２和图１。 表２原设计计算结果 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ 最小油膜厚度／ｔｘｍ 最大轴承压力／ＭＰａ 比压／ＭＰａ ７．１７ ６７．４ １５．７ ６．５５ ９５．４ １８．４ ６．５５ ９５．４ １８．４ ４．３８ ４６．７ １２．６ ６．５５ ９５．４ １８．４ ６．５５ ９５．４ １８．４ ７．１７ ６７．４ １５．７ ４ ５ｅ＋００７ ４ｅ＋０ｎ７ ３ ５ｅ＋＋００７ ３ｅ＋００７ ２ ５ｅ＋００７ ２ｅ＋００７ １ｅ＋００７ ５ｅ＋００６ ２７０ ｌ８０ ｌ８０ 图１ 原设计方案第四档主轴承的轴心轨迹与轴承油膜压力 通过表２可以看出，原设计中尽管第四档主轴 颈的比压最小，最大油膜压力也最小，但是最小油 重而在原来的平衡重与曲轴之间加垫块，这样可以 使平衡重的重心远离回转中心，从而加大平衡重的 不平衡量。但是限于连接螺钉以及平衡重回转空间 的限制，垫块高度最高只能有５ ｍｍ。这样改进之 后的平衡重的不平衡量为９２％。 按照这种方案进行的轴心轨迹计算，结果如表３。 膜厚度是最小的。根据轴承的最大负荷及平均负荷 计算的设计，并不是十分可信的。 由于该机已经进入到试验阶段，进行的改进必 须尽可能简便易行，为此厂方提出不重新设计平衡 维普资讯 http://www.cqvip.com 柴油机 第２９卷第６期 表３平衡重平衡量为９２％的计算结果 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ 最小油膜厚度／ｌａ，ｍ ８．５４ ６．５８ ６．５８ ５．７１ ６．５８ ６．５８ ７．５１ 最大轴承压力／ＭＰａ ６９．１ ９５．４ ９５．４ ４９．１ ９５．４ ９５．４ ６９．１ 比压／ＭＰａ １５．９ １８．４ １８．４ １２．９ １８．４ １８．４ １５．８ 从表３可以看到平衡重的不平衡量为９２％时， 善。重新设计平衡重是必须的。 尽管第四档轴承最小油膜厚度有所加大，但是与其 他各档相比仍然偏小。初步判断这一方案效果并不 ４ 改进设计 ． 明显，应重新设计平衡量更大的平衡重。 为设计出平衡量合理的平衡重，分别设计了三 由于新设计平衡重加工需要一定周期，在此期 个方案，其平衡量分别为１００％、１０５％和１１０％。 间，厂方仍对这一方案进行了试验，结果证明了计 计算结果如表４—６。 算得出的结论，第四档轴承运行状况没有明显改 表４平衡量为１００％时的计算结果 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ 最小油膜厚度／ｌａ，ｍ ８．１６ ６．６４ ６．６４ ８．２６ ６．６４ ６．６４ ８．１６ 最大轴承压力／ＭＰａ ７１．８ ９５．６ ９５．６ ５３．８ ９５．６ ９５．６ ７１．８ 比压／ＭＰａ １６．２ １８．４ １８．４ １３．５ １８．４ １８．４ １６．２ 表５平衡量为１０５％时的计算结果 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ 最小油膜厚度／ｌａ，ｍ ７．９６ ６．６７ ６．６７ ８．５６ ６．６７ ６．６７ ７．９６ 最大轴承压力／ＭＰａ ７４．７ ９５．６ ９５．６ ５７．５ ９５．６ ９５．６ ７４．７ 比 ＭＰａ １６．４ １８．５ １８．５ １３．９ １８．５ １８．５ １６．４ 表６平衡量为１１０％时的计算结果 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ 最小油膜厚度／ｌａ，ｍ ７．６８ ６．６４ ６．６４ ７．５５ ６．６４ ６．６４ ７．６８ 最大轴承压力／ＭＰａ ７８．７ ９５．８ ９５．８ ６２．５ ９５．８ ９５．８ ７８．７ 比压／ＭＰａ １６．６ １８．５ １８．５ １４．３ １８．５ １８．５ １６．６ 从表２至表６可以看出，平衡重平衡量的改变 由于加工或变形而引起轴瓦与轴颈发生混合摩擦甚 对除第四档主轴承以外的其余各档主轴承最小油膜 至擦伤的机会就要大很多。 厚度的影响并不大。而第四档主轴承的比压随着平 新平衡重装机后，厂方重新进行了试验，主轴 衡重平衡量的加大而稍有增加，但最小油膜厚度却 承运行情况明显好转，原来问题突出的第四档轴承 是在平衡重的平衡量为１０５％时达到最大值。可见 的情况与其他轴承的基本相同，但是各档主轴承温 轴承的最小油膜厚度与轴承负荷之间并不是简单的 度仍然偏高。 线性关系。 首先可以排除主油道的滑油压力不足；且存在问 从上面的计算结果可以看到，平衡重平衡量为 题的轴承并不在某一档轴承，而是多档轴承都存在问 １０５％的方案是最优的结果。除首末档外的中间各 题，这也可以说明平衡重的改进设计与计算是相吻合 档轴颈的最小油膜厚度均较其它方案更大。因此决 的，平衡重的配置已经得到优化。而主轴承温度偏高 定设计平衡量为１０５％的新平衡重。平衡重的平衡 说明润滑仍然不足与形成足够的油膜厚度，局部的混 量为１０５％时第四档主轴承的轴心轨迹与轴承油膜 合润滑加大了功率的损失，滑油不能带走功率转化成 压力如图２所示。 的大量热量，从而使温度偏高。而在平衡重已经确定 从图２与图１的对比可以看出，原设计中轴颈 的情况下，轴承负荷已经不能改变了。能够继续增加 与轴承之间在很大范围内的油膜厚度均很小，这样 最小油膜厚度的方法只有加大滑油的黏度。 维普资讯 http://www.cqvip.com
２００７年１１月 祁云鹏：中速柴油机轴承分析与研究 ・３３・ ［８０ １８０ 图２ 平衡重的平衡量为１０５％时第四档主轴承的轴心轨迹与轴承油膜压力 对使用的滑油进行化验，结果是符合标准的， 力黏度１００ ｏＣ时１７．４ ｍｍ ／ｓ，４０℃时１４６．４ ｍｍ ／ｓ。 加大滑油的黏度就要重新选用其它牌号的润滑油， 使用新滑油后，轴心轨迹计算结果如表７和图３。 采用ＳＡＥ黏度等级２０ Ｗ／５０的ＣＤ柴油机油，其动 表７使用２０ Ｗ／５０ＣＤ滑油的计算结果 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ 最小油膜厚度／／ｘｍ ９．４９ ７．８２ ７．８２ １Ｏ．３ ７．８２ ７．８２ ９．４９ 最大轴承压力／ＭＰａ ６７．４ ８５．２ ８５．２ ５３．１ ８５．２ ８５．２ ６７．４ 比压／ＭＰａ １６．４ １８．５ 】８．５ １３．９ １８．５ １８．５ １６．４ ｌ８０ … 图３使用２０ Ｗ／５０ＣＤ柴油机油第四档主轴承的轴心轨迹与轴承油膜压力 使用黏度更大的机油，最小油膜厚度分布区域 可以增大。由于轴承负荷没有变化，因此轴心轨迹 ５ 结 论 与轴承油膜压力图的形状都没有变化，只在数值上 综上所述，轴承的计算分析是相当重要的，并 有所区别。 可以得到如下结论。 通过更换新的机油，主轴承温度下降到正常范 （１）计算之前所做的假设是合理的，计算与 围。通常由于使用的机油黏度更大，功率的损失也 实际运行状况是吻合的。这说明工作中的轴承与轴 会更大，主轴承温度是会上升的。而从主轴承的温 颈变形以及除相邻曲拐外的其他曲拐对轴心轨迹影 度不升反降这一结果可以说明事先的判断是正确 响不大。在进行轴承、平衡重的设计时，采用这些 的：使用低黏度的机油不能在轴颈与轴瓦之间形成 假设在简化计算的同时也足以满足精度的需求。 完全的液体摩擦，两者之间的混合润滑反而产生了 （２）原来的平衡重设计是根据原先其它机型 大量的热量，加大机油的黏度后，使轴颈与轴瓦之 的设计和运行经验进行的，从原设计的轴承负荷上 间形成了完全的液体摩擦。 看，所有轴承的比压也同样都在可接受的范围。从 通过上述改进，现在该机主轴承已经能够正常 这次分析上看，不同机型之间的平衡重的平衡量并 工作。 （下转第４８页） 维普资讯 http://www.cqvip.com
・４８・ 柴油机 第２９卷第６期 的波动又直接引起了转速的变化，且这种波动越 大，转速差越大，与上面对应的转速差最大的试验 有Ｆａ、Ｆｂ、Ａｆ和Ｂｆ。工质压力的变化对功率也有 一４ 结 论 通过以上试验，可以得出以下结论： 定影响，但影响程度难以判断，只能确定其影响 （１）进排气孔孔径差别越大，压比、转速差 越大，此时机器运行越不稳定；其中进气孔孔径的 变化对压比、转速差的影响比排气孔孔径的变化对 压比、转速差的影响更大。 功率的稳定性。 ３．４试验结果的应用 根据这次的试验结果不仅能进一步了解机器、 改进机器，还可以利用这些试验结果为热气机故障 诊断提供分析判断依据，并充实故障诊断系统的专 家库。 （２）在进排孔孔径均小于或等于０．４ ｍｍ时， 热气机可以稳定运行。这表明设计人员选用的进、 排气单向阀的平衡孔孔径均为０．２ ｍｍ的方案是合 理的，且加工上更方便。 （３）转速差增大，且压比上升，表明此时进、 单向阀阀片开孔，从另一个角度来说也就是单 向阀有故障，产生了泄漏。可以通过对热气机实时 监控数据的分析，找出故障的可能原因。如果发现 转速差增大且压比上升，则很有可能是进、排气单 排气单向阀其中一个可能有泄漏；当转速差超过 ４０转且压比波动较大时，基本可以判断进气单向 阀泄漏。 向阀其中一个泄漏；当转速差超过４０转且压比波 动较大时，则基本可以判断是进气单向阀泄漏。 （上接第３３页） 不能完全照搬，设计平衡重的平衡量应以轴心轨迹 计算结果而不是轴承负荷作为参考依据。 （３）有一些文献认为，最小油膜厚度为每 １００ ｍｍ轴颈不小于Ｉ．２ ｍ。根据这一判断方法， 最小油膜厚度应至少大于３．８４ ｍ。上面所得到的 是由于不同机型的结构、制造等方面存在差别，所 需的最小油膜厚度也不尽相同。由此可见，通过这 种简化方法得到的结果不能用每１００ ｍｍ轴颈不小 于１．２ ｍ最小油膜厚度的方法来判断。 参考文献 ［１］陈大荣．船舶柴油机设计［Ｍ］．北京：国防工业出版社，１９８０． ［２］牟恕宽．１６Ｖ２４０ＺＪＢ型柴油机轴承计算结果分析与改进［Ｊ］．内 燃机车，１９９５（３）． 计算结果均高于这一标准，但是直到所有轴颈的最 小油膜厚度大于７ ｔｘｍ后，才能够保证轴承的正常 使用。造成这一状况的原因一是由于计算中模型进 行了简化，计算数值与实际数值存在一定差别；二 （上接第４０页） 磨损的结论，往往在内燃机正常工作时，其油样中 ［４］萧汉梁．铁谱技术及其在机械监测诊断中的应用［Ｍ］．北京：人 民交通出版社，１９９３． 也会偶然发现数量极少的类似异常磨损的磨粒，要 视异常磨粒是否具有代表性以及其发展趋势的具体 情况而作出判断。 参考文献 ［１］黄林．内燃机缸套一活塞环摩擦磨损过程性能研究［Ｄ］．昆明：昆 明理工大学，２００６． ［５］金元生．铁谱技术及其在磨损研究中的应用［Ｍ］．北京：机械工 业出版社，１９９１． ［６］王永洪．基于铁谱的磨损模型识别方法研究［Ｄ］．杭州：浙江大 学，２００２． ［７］杨其明．磨粒分析——磨粒图谱与铁谱技术［Ｍ］．北京：中国铁 道出版社，２００２． ［８］郑林庆．摩擦学原理［Ｍ］．北京：高等教育出版社，１９９４． ［９］杨俊华．基于磨损图谱自动识别的ＴＯＲＯ４ＯＯＥ铲运机液压系统 状态监测的应用研究［Ｄ］．长沙：中南大学，２００４． ［２］刘永长．内燃机原理［Ｍ］．武汉：华中科技大学出版社，２００１． ［３］刘家浚．材料磨损原理及耐磨性［Ｍ］．北京：清华大学出版社， 】９９３．
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