主油道潤滑油反饋控制的汽油機潤滑系統(tǒng)瞬態(tài)特性仿真分析

0fsos軟件進行系統(tǒng)設(shè)計的原因近年來，隨著cae技術(shù)的快速發(fā)展，自動駕駛系統(tǒng)的設(shè)計方法發(fā)生了重大變化，改變了傳統(tǒng)系統(tǒng)開發(fā)向系統(tǒng)試驗開發(fā)的過程。借助于先進的一維設(shè)計分析軟件Flowmaster直接進行系統(tǒng)設(shè)計,再指導(dǎo)總成性能開發(fā),自上而下,大大提高了發(fā)動機潤滑系統(tǒng)開發(fā)的水平和效率。這種新的設(shè)計理念和方法在國外廣泛采用,取得了很好的效果。本文在排量為2.0L的直列4缸車用汽油機潤滑系統(tǒng)設(shè)計開發(fā)過程中采用了國內(nèi)先進的主油道油壓反饋控制策略,并應(yīng)用了商業(yè)分析軟件Flowmaster7,進行了該潤滑系統(tǒng)的一維穩(wěn)態(tài)與瞬態(tài)過程的分析和計算,最后進行了試驗驗證。1潤滑控制方案設(shè)計內(nèi)燃機潤滑系一般根據(jù)零件所受負荷的大小、性質(zhì)及摩擦表面相對運動的速度確定潤滑強度。試驗用發(fā)動機采用壓力潤滑和飛濺潤滑相結(jié)合的復(fù)合潤滑方式。潤滑油路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)如圖1所示。其中曲軸的主軸承、連桿軸承、凸輪軸軸承、渦輪增壓器軸頸和進、排氣雙可變相位調(diào)節(jié)器(DVCT)組件采用壓力潤滑,其余采用飛濺潤滑。圖2為兩種控制策略的結(jié)構(gòu)圖。圖2a為傳統(tǒng)的減壓閥控制方式,主要依靠泵的出口油壓來壓縮減壓閥彈簧,調(diào)節(jié)泄流量,間接保證各管路的油壓和流量,因此比較粗略。在一些極限情況下,容易造成潤滑系統(tǒng)出現(xiàn)泄漏及油壓和流量不穩(wěn)定。圖2b為油壓反饋控制方式,通過主油道反饋油管的壓力來調(diào)節(jié)閥的開度,精確地控制泵的泄流量,因而更容易保持各管路潤滑油壓力的相對穩(wěn)定性。該潤滑系統(tǒng)具體布置見圖3。21個場景的模擬分析和計算2.1節(jié)點的能量平衡方程為了確定網(wǎng)絡(luò)的流量與壓力分配,網(wǎng)絡(luò)上的每個節(jié)點都服從質(zhì)量守恒定理,即所有進入一個聯(lián)接點的流量代數(shù)和為零。在節(jié)點計算時,假定機油是連續(xù)的、不可壓縮的。對于不可壓縮流體,節(jié)點處的連續(xù)方程為:其次,對同一條流線,每單位質(zhì)量的能量是連續(xù)的。同一管路的兩個節(jié)點間的內(nèi)能是相等的。對于相同流線上的不可壓縮流體,滿足能量平衡方程:式中,pa、pb、Va、Vb、Za、Zb分別為a、b兩點的壓力、速度和高度;γ為流體的比重;g為重力加速度;hf為摩擦損失,包括沿程阻力損失與局部阻力損失。根據(jù)一維計算的原理,建立起來的潤滑系統(tǒng)簡化的仿真模型如圖4所示。2.2軸瓦潤滑控制該款發(fā)動機油路設(shè)計的相關(guān)信息輸入如表1所示。針對于發(fā)動機在不同轉(zhuǎn)速范圍下穩(wěn)定運轉(zhuǎn),進行了正常工況油溫為90℃時和極限油溫為140℃時的一維穩(wěn)態(tài)計算。計算結(jié)果如圖5所示。由圖5a和圖5d可以看出,隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的上升,該汽油機管路各部分的機油壓力呈上升趨勢。其中在轉(zhuǎn)速<2000r/min時上升趨勢比較明顯,主要是由于機油泵是由發(fā)動機曲軸通過鏈輪驅(qū)動,油泵的調(diào)壓閥通過主油道壓力反饋進行控制。在主油道油壓<0.45MPa時,調(diào)壓閥閥門關(guān)閉,機油泵轉(zhuǎn)速增加使泵出的機油完全供應(yīng)到發(fā)動機油路當(dāng)中去,因而油壓上升較快。這在發(fā)動機起動和低轉(zhuǎn)速下迅速建立油壓,保證各軸承處軸瓦的潤滑,避免因油膜厚度較小導(dǎo)致磨損加劇的作用非常重要。發(fā)動機轉(zhuǎn)速在2000~7000r/min時油壓上升趨勢相對平緩,這是因為在該轉(zhuǎn)速范圍內(nèi),主油道機油壓力>0.45MPa,調(diào)壓閥打開。機油按一定比例泄入油底殼中,從而保證管路各部分油壓維持在規(guī)定的范圍內(nèi)。由圖5a和圖5d可知,在發(fā)動機相同轉(zhuǎn)速下,正常工況(90℃)比極限工況(140℃)管路油壓要略高,主要是由于機油泵的體積流量受機油溫度的影響,當(dāng)機油溫度上升,潤滑油的黏度降低,機油泵的泄漏量增大,供油量就相應(yīng)地減少,另外軸承的間隙增大,泄油量增加,導(dǎo)致油壓略降低。由圖5b和圖5e發(fā)現(xiàn),隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的增加,曲軸主軸承、連桿軸承、凸輪軸承和渦輪增壓器等處的流量相應(yīng)增加,這和油道壓力變化相對應(yīng)。在設(shè)計標(biāo)定轉(zhuǎn)速7000r/min時,在正常和極限工況時油路的總供油率分別為29.4L/min和27.6L/min,相差7%,說明發(fā)動機油路隨溫度變化穩(wěn)定性較好。另外,由圖5c可知,兩條活塞冷卻噴嘴流量曲線有交叉點,極限工況(140℃)下流量的變化率比正常工況(90℃)要大。主要是由于相同轉(zhuǎn)速條件下,90℃時,管路油壓大于140℃時油壓,冷卻噴嘴打開需要的轉(zhuǎn)速較小,因此在低轉(zhuǎn)速下流量大。而到了高轉(zhuǎn)速下,潤滑油的黏度起主要作用,溫度越高,潤滑油的黏度越小,因而流量越大。但是在兩個不同的工況下,活塞冷卻噴嘴的噴油流量率均滿足設(shè)計要求。潤滑系統(tǒng)應(yīng)以最小的能耗保證可靠的潤滑,因此各油道的流速均不應(yīng)該超過3m/s,以免阻力過大。由圖5f可以發(fā)現(xiàn),發(fā)動機轉(zhuǎn)速增加,油道中各處的潤滑油流動速度增大。在標(biāo)定轉(zhuǎn)速7000r/min和90℃油溫下,機油泵出口處的最大流速為2.632m/s,由于管路的沿程和局部流量損失,該條件下主油道的流速為1.033m/s,滿足設(shè)計要求。由于潤滑油的溫度、黏度特性的影響,相同轉(zhuǎn)速極限工況(140℃)下潤滑油的流動速度略大于正常工況(90℃)下潤滑油的流速。2.3瞬態(tài)過程的計算發(fā)動機在短時間內(nèi)進行速度的變化,機油內(nèi)部會形成壓力波,造成油道內(nèi)的壓力沖擊,影響發(fā)動機潤滑系統(tǒng)的正常運轉(zhuǎn)。因此在設(shè)計發(fā)動機時也需要考慮瞬態(tài)過程的計算。因為仿真數(shù)據(jù)量較大,本文僅應(yīng)用Flowmaster軟件進行了在30s內(nèi)發(fā)動機轉(zhuǎn)速從3500r/min增加到4500r/min的瞬態(tài)仿真計算,計算結(jié)果如圖6所示。仿真測量點的壓力、流量率和流速均在加速完成后快速收斂,說明該潤滑系統(tǒng)有較好的穩(wěn)定性。3燃油系統(tǒng)的試驗與仿真該發(fā)動機在全負荷工況下,進行了從怠速(750r/min)到最大轉(zhuǎn)速(7000r/min)范圍內(nèi)的潤滑系統(tǒng)臺架試驗研究。其臺架和測試點布置情況如圖7所示。圖7中P1和P2分別表示油泵供油壓力表和主油道壓力表,M代表安裝在油底殼中的溫度計。進行臺架試驗的目的一方面是為了取得試驗工況下特定轉(zhuǎn)速相對應(yīng)泵的出口壓力和主油道壓力,另一方面是配合機油泵的性能試驗結(jié)果,確定特定轉(zhuǎn)速及其相對應(yīng)泵的出口壓力下機油泵的供油率。其中機油泵的流量特性是在油泵試驗臺上進行的。該潤滑系統(tǒng)的性能試驗與仿真特性曲線如圖8所示。從圖8可發(fā)現(xiàn),潤滑油的溫度是隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速上升而不斷提高的。在7000r/min時,潤滑油溫度可達130℃,此刻系統(tǒng)的供油量為28.4L/min;泵油流量的試驗值和90℃時的計算值誤差在5%以內(nèi),而供油壓力和主油道壓力的試驗與仿真值之間平均誤差在6%以內(nèi)。誤差的產(chǎn)生主要是由于發(fā)動機在工作過程中溫度是不斷變化的,而潤滑油的黏度對溫度變化比較敏感,對于仿真計算不可能涵蓋所有工況點,所以難免產(chǎn)生偏差。另外,該汽油機潤滑系統(tǒng)有理想的匹配適應(yīng)性,在1500~7000r/min,精確地控制了主油道壓力在0.3~0.55MPa,達到了理想潤滑條件。4發(fā)動機轉(zhuǎn)速標(biāo)定工況(1)新型潤滑系統(tǒng)在穩(wěn)態(tài)工況下,隨著發(fā)動機轉(zhuǎn)速的上升,機油壓力、供油率和管道流量都呈上升趨勢,其中在2000r/min以下趨勢明顯。在標(biāo)定轉(zhuǎn)速運行時,極限油溫下的管路壓力、供油量、流速分別是正常油溫下的93%、93.8%和113%。(