KQYJ-1T 空氣壓機設計【說明書+CAD+SOLIDWORKS】
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第7屆ICFDM2006
設計制造業(yè)前沿國際會議議項
2006年6月19-22日，中國，廣州
第25-30頁
ICE關于低環(huán)境壓力對軸承的影響的研究
馮凱 、張岫云 和 郝欣
潤滑和軸承理論學院 西安交通大學 西安710049, 中國
摘要：低環(huán)境壓力對主要軸承和 I.C發(fā)動機大端軸承的影響是基于單缸柴油發(fā)動機調查的。 首先，通過使用來自AVL公司名為“EXCITE Designer”的商業(yè)軟件，單缸發(fā)動機模型建立了起來 。之后, 做一系列的實驗來得到在不同的環(huán)境壓力之下的氣缸氣壓。 當發(fā)動機模型視氣壓為加載的載荷時,主軸承和大端軸承的偏心率和摩擦損失利用實驗驗證的結果計算出來。 計算結果表明, 隨著環(huán)境壓力的下降，主軸承和大端軸承的加載變化, 在它們的摩擦損失略微減少的時候，偏心率有規(guī)律地變化。
關鍵詞: I.C發(fā)動機; 低環(huán)境壓力 ; 軸承載荷 ; 偏心率 ; 摩擦損失
1.介紹
中國西部大部分是高海拔高原。 隨海拔高度增加，氣壓和空氣密度下降, 吸進發(fā)動機的空氣減少以及可燃混合氣體變得過于密集，以致燃燒過程變得糟糕，發(fā)動機的動態(tài)行為劇烈地惡化[1] 。在這種工作條件下,主要軸承和軸瓦性能都將會為下降的氣壓所影響。因此，對發(fā)動機主要軸承和大端軸承在西部低壓力環(huán)境的工作狀況的研究對設計、產品和該類發(fā)動機維護有重要的指導意義。
目前,雖然不同海拔高度下的發(fā)動機燃燒過程和動力學影響的研究文件是在國內和國外很常見的[2][3] ， 但是還沒有低氣壓對發(fā)動機軸承影響的系統(tǒng)的研究作品出現(xiàn)。在本論文中, 考慮氣壓影響的單缸發(fā)動機模型建立了起來。不同環(huán)境壓力和不同轉速作為模型的輸入載荷條件，利用在此情況下實驗測得的燃燒氣壓，借助于AVL公司出品的商務軟件“EXCITE Designer”，可以算出主要軸承和軸瓦隨不同環(huán)境壓力和不同轉速的工作狀態(tài)的變化，而結果可以通過慣性中心實驗場加以比較和校核。
2. 低氣壓的處理方法
高原低氣壓力對發(fā)動機軸承性能的影響主要來自發(fā)動機動力學性能的惡化。 在本文中, 一個西部環(huán)境模擬發(fā)動機測試裝置用來模擬高原低氣壓并且測量低氣壓對發(fā)動機的影響。 模擬低氣壓環(huán)境的核心技術是如何模擬并且校正壓力發(fā)動機進氣壓力[4]. 這個測試系統(tǒng)不對排氣壓力和曲柄室中的壓力進行模擬, 但這些工作將會稍后完成。 在實驗中, 測量了不同進氣壓力對氣缸內壓力的影響，壓力值也加載于以下建立的模型，并且低壓對發(fā)動機軸承性能的影響也計算出來了
測試裝置結構如圖1 所示。
透過控制發(fā)動機進氣壓力, 模擬容器能模擬在不同的環(huán)境氣壓下發(fā)動機的工作情況。 然后，通過安裝在氣缸里的高壓和高溫壓力傳感器，測量在發(fā)動機氣缸內的壓力。 由于實驗條件限制,主要軸承的偏心率不能直接地測量, 飛輪的軸心軌跡用渦流感應器測量, 并且它的偏心率計算出來取代主要軸承的偏心率以使計算模型有效。
各種各樣的因素影響到氣缸里的燃氣壓力，其中環(huán)境氣壓，轉速和載荷是特別重要的。視發(fā)動機運轉不加載（發(fā)動機主要運行克服摩擦）來測量在不同轉速和不同環(huán)境壓力下的氣缸內壓力。
圖2顯示了以1000R/M轉速不同環(huán)境下的氣缸內壓力
3. 低氣壓對發(fā)動機軸承受力影響
3.1 活塞桿系統(tǒng)得受力分析
為簡化模型，假設活塞針和曲柄旋轉軸總是處于活塞的中心線上。以下發(fā)動機活塞桿的受力分析如圖3所示。氣缸內壓力Fz分解到軸承上.
圖3 活塞桿受力分析和慣性力分析
Fz是氣缸內燃氣氣壓，模型的輸入載荷; FT和 FR是作用于副大端軸承的力，F(xiàn)z ,Fs 是作用于主要軸承的力.
3.2 活塞桿的慣性力分析慮在內：
1）沿曲柄半徑方向的旋轉慣性力
在本文中，如圖3所示兩種慣性力考
2）沿活塞中心軸方向的第一和第二相互作用力
以坐標軸分解：
通過發(fā)動機活塞桿的受力分析，氣缸內燃氣壓力分解為主要軸承和一致大端軸承，同時由活塞桿系統(tǒng)引起的慣性力。主要軸承和一致大端軸承上的加載力可以由這兩種力的組合推得。
3.3 軸承載荷計算結果和分析
（a）1000r/m轉速下主要軸承載荷（以下類推）
(b) 1800r/m Main Bearing Load
(c)2200r/m Main Bearing Load
(d)1000r/m Concord Big End Bearing Load
(e) 1800r/m Concord Big End Bearing Load
圖5所示隨著環(huán)境壓力下降，主要軸承和一致大端軸承的載荷在爆炸沖程時期急劇減少，而在其他沖程輕微變化。讀入并分析主要軸承和一致大端軸承在爆炸沖程時期的載荷，結果如表1所示。
表1 主要軸承和一致大端軸承在不同環(huán)境壓力和轉速下，在爆炸沖程時期的載荷分析
Main Bearing(主要軸承)
Environment Pressure (kPa)（環(huán)境壓力）
97
80
60
1000
r/m
Bearing Load (kN) （軸承載荷）
16000
13500
11000
Decrease Percent（下降百分比）
(relative to 97kPa) （相比97 kPa）
15.6
31.3
1800
r/m
Bearing Load (kN)
14000
10000
4500
Decrease Percent
28.6
67.8
2200
r/m
Bearing Load (kN)
9000
5000
3000
Decrease Percent
44.4
66.7
Concord Big End Bearing（一致大端軸承）
Environment Pressure (kPa)
97
80
60
1000
r/m
Bearing Load (kN)
32500
27500
22500
Decrease Percent
15.4
30.8
1800
r/m
Bearing Load (kN)
28000
20000
10000
Decrease Percent
28.6
64.3
2200
r/m
Bearing Load (kN)
20000
11500
8000
Decrease Percent
42.5
60.0
表1顯示，主要軸承和一致大端軸承的載荷將會在任何轉速下隨著環(huán)境壓力下降而下降。氣壓越低，載荷下降得越多。隨著發(fā)動機轉速的上升，主要軸承和一致大端軸承的爆炸載荷增加量下降得更加劇烈。換言之，轉速越高，主要軸承和一致大端軸承的爆炸載荷對環(huán)境壓力越敏感。這種情況的原因是，隨著發(fā)動機轉速上升，氣缸內氣壓下降量增加，然后軸承載荷急劇下降。進一步得說，隨著轉速上升，慣性力增加，但軸承載荷受牽連影響而減少。
然而，當轉速上升到1800r/m ，氣壓下降到60kPa ，主要軸承和一致大端軸承的爆炸載荷下降量并不隨轉速上升而變化。意味著轉速上升到某個程度，環(huán)境壓力足夠低，環(huán)境壓力對爆炸過程中的軸承載荷的影響在任何轉速下，幾乎是一樣的。這是因為當環(huán)境壓力下降到某個程度時，轉速上升，氣壓對氣缸內燃燒影響下降，同時氣缸內壓力相當?shù)馗?，慣性力的影響很小，所以相當程度上軸承載荷保持不變。
圖5 (c) (f) 顯示，在轉速2200r/m下，主要軸承和一致大端軸承與曲柄角度相關的載荷變化。圖中顯示，這兩個軸承載荷的升降，在發(fā)動機整個工作過程中，并不與環(huán)境氣壓的減少一致，但是因沖程而異。這種現(xiàn)象可解釋如下：在發(fā)動機整個工作過程中，氣缸內氣壓（公式（1）—（4）中Fz）特別是燃燒過程中的燃氣壓力隨著環(huán)境壓力下降而下降，所以主要軸承和一致大端軸承的載荷整個來看下降。在曲柄角度在300～360和 -360～-300 之間是的增加是因為，活塞此時處于排氣沖程的后半部分，以及吸氣沖程的前半部分，氣缸與環(huán)境交換空氣；在此，沿Z軸負方向慣性力Fz比沿Z軸正方向慣性力小，意味著合力是沿Z軸正方向的，隨Fz減小，合力反而增加，所以軸承載荷將會增加。
4. 低氣壓對發(fā)動機軸承偏心率的影響
4.1 Reynolds'方程的建立及偏心率的解決
發(fā)動機Reynolds’方程可以表述為：
在此， D是軸承軸瓦的參數(shù)，BR是軸瓦的寬度，ε是偏心率， η 是發(fā)動機汽油的動力粘度，δ是最小角速度，ω是軸心轉速。π是汽油薄膜壓力，t是時間坐標，φ 和 z是尺寸坐標。
分別分析軸承偏心率的增減過程，不同偏心率協(xié)同因素和恒定轉速的關系可以如下所示：
（公式略）
式中：B=δS－γS 0≤︱B︱≤90°
在計算中應用了Butenschoen 方法，數(shù)字 SOD 和SOV 可以在參考[5]中找到，Runge-Kutta方法用來解決重復循環(huán)的偏心率。
4.2 軸承偏心率的計算機運算結果及分析
圖6 主要軸承和一致大端軸承在不同環(huán)境壓力下的偏心率
圖形6 (a) (d)顯示，當發(fā)動機轉速在1000r/m以下時，兩個軸承的偏心形狀都發(fā)生收縮；圖形6 (b) (e) 顯示，當發(fā)動機轉速為1800r/m時，兩個軸承的偏心形狀都發(fā)生膨脹，主要軸承的偏向方向改變；圖形6(c) (f) 顯示，當轉速為 時，兩個軸承的偏心形狀都發(fā)生膨脹。我們可以從以上數(shù)據(jù)下結論，當發(fā)動機轉速較低時，兩個軸承的偏心形狀隨著環(huán)境氣壓的下降都發(fā)生收縮，軸承的輪滑條件得以改善，軸承工作更加穩(wěn)定；當轉速較高時，這兩個軸承的偏心形狀反而膨脹，輪滑條件惡化，軸承工作不穩(wěn)定。以特定轉速，偏心率的偏差方向可能也隨環(huán)境氣壓下降而變化。燃氣壓力和搖桿的往復運動慣性力的合力決定軸承承載。當軸承轉速較低時，往復運動慣性力較小，發(fā)動機軸承的主要承載是由氣缸內燃氣壓力引起的（這也是軸承偏心偏向軸心一邊 的原因）。正因如此，環(huán)境壓力的下降導致了氣缸內壓力的下降，于是軸承偏心收縮。但是當發(fā)動機轉速較高時，搖桿的往復運動慣性力增加，并且可能在轉速足夠高時在特殊的曲柄角度超過氣缸內燃氣壓力。此時，當環(huán)境壓力的下降導致氣缸內壓力的下降，軸承偏心的偏斜也會改變。 隨著發(fā)動機轉速持續(xù)上升，搖桿的往復運動慣性力在一個較大的曲柄角度超過氣缸內壓力。 結果，軸承承載是往復運動慣性力減去氣缸內燃氣壓力的結果。當環(huán)境空氣壓力導致氣缸內壓力下降時，軸承承載增加，偏心率增加。
5. 低氣壓對發(fā)動機軸承摩擦功率損失的影響
5.1 摩擦功率損失的計算[5]
如果軸承軸和軸瓦沒有直接的關系，摩擦功率損失大部分是由發(fā)動機汽油粘性的剪切力引起的。本文中，只考慮到部分摩擦功率損失。
The friction coefficient μ (α ) is: （摩擦因素μ (α )為：）
5.2 軸承摩擦功率損失的計算結果及分析
圖7 主要軸承和一致大端軸承在不同環(huán)境空氣壓力下的摩擦功率損失
圖形7指出，發(fā)動機汽油粘性引起的主要軸承和一致大端軸承的功率損失隨著還擊空氣壓力的下降而略微減少。這是因為當環(huán)境空氣壓力下降，汽油粘度隨氣壓上升減少時，軸承承載整體下降，因此汽油粘性引起的剪切力也略微減少，這樣摩擦功率損失減少。進一步地說，圖形中顯示，環(huán)境壓力在爆炸沖程間對摩擦功率損失相當?shù)刂匾?。這也是因為在那時軸承承載的下降更加的嚴重。
6. 實驗證明
在“西部環(huán)境實驗發(fā)動機測試裝置” 頂上，裝有位移傳感器，可以用來測試飛輪慣性中心及計算其偏心，并且可以用這來取代主要軸承的偏心率以驗證計算機模型。
圖8 主要軸承偏心率
因為實驗條件的限制，主要軸承的偏心率不能直接測得，所以試驗測得是飛輪的偏心率。因為曲柄連桿是彈性的，將會在發(fā)動機箱體內，主要軸承和飛輪的偏心的壓力下彎曲和扭曲，這些因素是在活塞桿的不同段，是明顯不同的。但是在它們之間應該有一些共同特征；運動狀態(tài)應該一樣，且慣性中心軌跡應該類似。這主要是因為主要軸承和飛輪都是在曲柄連桿上，它們之間的距離不長，所以曲柄桿的彎曲和扭曲是有限的，偏心形狀在某種程度上相似。進一步地說，因為它們都是在曲柄桿上，都有相同的承載，偏心的變化趨勢應該是相同的。本文中，對通過實驗測得的飛輪上的偏心率和主要軸承的計算偏心率加以比較來驗證計算模型。
如圖8 所示，從兩幅圖片的形狀和注明的點的順序來看，它們以圖形9所示的方向從A，B，C…H的方向輪流運動。比較圖8(a) ,圖8 (b)中的點A，G和H有一點向右偏移，而點F微向上偏。這主要是曲柄桿的扭曲所引起的。通過以上兩幅圖形的分析比較，我們可以看到，兩種偏心的運動規(guī)律是連續(xù)的，并且它們的形狀某種程度上相似。所以我們可以下結論說，計算結果通過實驗證明是正確的，可信的。
7. 結論
本文中，建立了單缸發(fā)動機模型，其考慮了低氣壓對主要軸承和一致大端軸承的影響，并通過了試驗驗證。總之，發(fā)動機轉速越高，主要軸承和一致大端軸承的爆炸承載受環(huán)境空氣壓力的影響越敏感。但是當環(huán)境空氣壓力下降到某一個程度，它對高轉速發(fā)動機的主要軸承和一致大端軸承的爆炸承載的影響不再存在；環(huán)境空氣壓力對發(fā)動機主要軸承和一致大端軸承的爆炸承載的影響是同樣程度的。隨著環(huán)境空氣壓力的下降，主要軸承和一致大端軸承的偏心有規(guī)律地變化。當轉速較低時，偏心的形狀收縮且軸承的工作更加穩(wěn)定；當轉速較高時，偏心的形狀反而膨脹，且軸承工作不穩(wěn)定。主要軸承和一致大端軸承的摩擦功率損失隨著空氣壓力的下降而略微減少。
鳴謝
本課題的研究得到中國自然科學基金會的支持。ID50375115
參考：
[1] Liu Rui lin, Liu Hong wei, Qin De. An
Experimental Study on Performance of Turbocharged Diesel Engines at High Altitude (Low Air Pressure). Transactions of Csice, 2003
[2] Liu Yong-hong, Ren Gong-chang, Zhang You-yun. The Virtual Simulation Modeling and Analysis for I.C. Engine Based on WEC. Acta Simulata Systematica Sinica, 2004
[3] Liu Yong-hong. Influence of Environment Factors of Western China on Dynamics of Piston-Crankshaft System in Internal-Combustion Engine. Xi’an: Xi’an Jiaotong University, 2005
[4] SHEN Li zhong, Shen Ying gang, BI Yu hua. Combustion Process of Naturally Aspirated and Supercharged Diesel Engines at Regions with Different Altitude. Transactions of Csice，2000，11
[5] AVL, Excite Designer Version 6.0 Excite Designer Theory, 2003
[6] Wen Shizhu, Huang Ping. The Theory of Tribology. Beijing: Tsinghua University Press, 2002. 10~11
聯(lián)絡信息:
張岫云
教授
西安交通大學
潤滑和軸承理論學院, N0.28
陜西省西安市咸寧西部路
郵編：710049 中華人民共和國。
電話:029-82669159
傳真:029-82668552
電子郵箱:yyzhang1@mail.xjtu.edu.cn
馮凱
碩士研究生
西安交通大學
軸承和潤滑理論學院, N0.28
陜西省西安市咸寧西部路
郵編：710049 中華人民共和國。
電話:029-82678594
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