一种船用柴油机供油凸轮-滚轮副弹流润滑分析方法

1.本发明属于船舶动力装置摩擦学领域，具体涉及一种船用柴油机供油凸轮-滚轮副弹流润滑分析方法。


背景技术：

2.凸轮-滚轮副是柴油机供油机构中的核心摩擦副，由于凸轮和滚轮间是滚动摩擦，摩擦损耗较小，能够较好地传递动力，在柴油机供油系统中得到广泛使用。船用柴油机运行过程中，供油凸轮-滚轮副工况条件呈现复杂变化趋势，接触界面间不仅要承受瞬时重载压力，曲率半径和卷吸速度也剧烈变化，造成凸轮-滚轮副处于非稳定润滑状态，致使凸轮表面出现接触疲劳破坏和磨损，降低凸轮机构传动精度，严重时将导致柴油机无法进行工作。
3.目前大部分研究主要是针对于配气机构中凸轮-滚轮副的润滑问题，而涉及到供油凸轮-滚轮型运动副却鲜有研究，尤其是对于柴油机供油机构这类可靠性要求高且精度准确的凸轮-滚轮副。。


技术实现要素：

4.本发明的目的在于解决船用柴油机供油凸轮-滚轮副润滑状态预测困难而提供的一种船用柴油机供油凸轮-滚轮副弹流润滑分析方法。
5.一种船用柴油机供油凸轮-滚轮副弹流润滑分析方法，其特征在于，包括以下步骤：
6.步骤1：建立单质量动力学模型，获取凸轮-滚轮接触微区内受力状态及运动情况；
7.步骤2：获得接触区工况后，开展弹流润滑数值分析获取凸轮-滚轮润滑状态；
8.步骤3：输出运转周期内供油凸轮-滚轮副动态接触特性及润滑状态情况。
9.进一步地，所述步骤1具体为：
10.将凸轮机构假设为刚性体，凸轮与滚轮间法向接触载荷f：
[0011][0012]
弹簧力f
t
由下式确定：
[0013]ft
＝f0 k
·
s(α)
[0014]
其中，f0为弹簧预紧力(n)，k为弹簧刚度(n/m)，凸轮与滚轮间作用力fz为凸轮与滚轮间作用力，f
t
为弹簧力，fn为零件惯性力，f
p
为油液压力，为压力角；
[0015]
零件惯性力：
[0016][0017]
其中，m为凸轮驱动质量(kg)，其计算公式为：
[0018][0019]
其中，ms为柱塞弹簧质量(kg)，m
t
为柱塞质量(kg)，m2为滚轮质量(kg)。
[0020]
柱塞油液压力f
p
，可通过线性插值法得到：
[0021][0022]
其中，d为柱塞直径(m)，s
max
为凸轮最大升程(m)，p1为最小油液压力(mpa)，p2为最大油液压力(mpa)。
[0023]
压力角为：
[0024][0025]
其中，e为偏心距(m)r0为凸轮基圆半径(m)。
[0026]
进一步地，所述步骤2具体为：
[0027]
点p为瞬时接触点，两表面间速度关系为：
[0028][0029]
其中，u1为凸轮表面速度(m/s)，u2为滚轮表面速度(m/s)，α0为供油推程角(
°
)，为压力角(
°
)；
[0030]
已知凸轮曲率半径及转速，可得两表面速度为：
[0031][0032]
其中，ω为凸轮角速度(rad/s)；
[0033]
卷吸速度u为：
[0034][0035]
计算供油凸轮曲率半径：
[0036][0037]
其中：g(α)＝r0 r2 s(α)，r1为凸轮曲率半径(m)，r2为滚轮半径(m)，s(α)为滚轮升程(m)；
[0038]
计算凸轮-滚轮副综合曲率半径：
[0039][0040]
其中最大接触应力为：
[0041][0042]
其中，e'为凸轮-滚轮当量弹性模量(pa)；b0为接触线宽度(m)，即凸轮宽度。
[0043]
在凸轮-滚轮运行过程中，卷吸速度变化剧烈，对广义雷诺方程进行化简，得到其瞬态条件下线接触雷诺方程为：
[0044][0045]
其中，p为油膜压力分布(pa)；h为油膜厚度分布(m)；η为润滑油粘度(pa
·
s)；ρ为润滑油密度(kg/m3)；
[0046]
求解雷诺方程所需边界条件为：
[0047][0048]
其中，x
in
和x
out
为计算域的入口坐标和出口坐标，取x
in
＝-4.5b和x
out
＝1.5b。
[0049]
凸轮曲率半径对膜厚影响较大，考虑弹性变形的光滑表面线接触润滑膜厚方程为：
[0050][0051]
其中，h0(t)为刚性中心膜厚(m)；r为综合曲率半径(m)；膜厚方程中第3项为弹性变形项。
[0052]
在整个润滑膜范围内，将压力p积分得到的润滑膜承载量应与凸轮-滚轮间单位长度上的法向接触载荷相平衡：
[0053][0054]
其中，w
load
为供油凸轮-滚轮间单位法向载荷(n/m)。
[0055]
本发明的有益效果在于：
[0056]
(1)一种用于船用柴油机供油凸轮-滚轮副弹流润滑状态预测方法。耦合三维弹流润滑分析理论，建立了船用柴油机供油凸轮-滚轮副瞬变润滑状态预测方法，本方法的实用性较好，可实现任意极端工况及设计条件下的供油凸轮-滚轮副油膜厚度及油膜压力预测。
[0057]
(2)一种考虑多因素综合作用的摩擦润滑方程求解方法。考虑供油凸轮副瞬态突变工况、突变几何等因素易致润滑膜压力急剧升高，膜厚急剧降低，常规润滑方程求解方法收敛困难。本方法采用准系统数值分析方法成功克服上述难题，成为供油凸轮副接触突变工况条件下弹流润滑性能分析的潜在有效手段。
附图说明
[0058]
图1是本发明采用的凸轮-滚轮副动力学模型简化图；
[0059]
图2是本发明采用的凸轮-滚轮副运动学分析图；
[0060]
图3是本发明采用的凸轮-滚轮副弹流润滑数值分析流程图；
[0061]
图4(a)是本发明采用的船用供油凸轮-滚轮副运动学参数变化情况图；
[0062]
图4(b)是本发明采用的船用供油凸轮-滚轮副动力学参数变化情况图；
[0063]
图5(a)是本发明采用的船用供油凸轮工作段油膜厚度变化情况图；
[0064]
图5(b)是本发明采用的船用供油凸轮工作段油膜压力变化情况图；
[0065]
图6(a)是本发明采用的工况变化对船用供油凸轮-滚轮副凸轮转速对油膜厚度影响情况图；
[0066]
图6(b)是本发明采用的工况变化对船用供油凸轮-滚轮副凸轮转速对初始载荷对油膜压力影响情况图。
具体实施方式
[0067]
下面结合附图对本发明做进一步描述。
[0068]
本发明以某船用柴油机供油凸轮机构为研究对象，基于运动学模型、赫兹接触模型及线接触等温-弹流模型，建立一种考虑凸轮-滚轮副瞬态突变工况、几何变化等影响因素的弹流润滑状态预测方法，能够实现对工作行程内凸轮-滚轮副动态接触及弹流润滑性能进行数值分析，并揭示工况变化(转速、载荷)对其润滑状态影响规律，为船用柴油机供油凸轮-滚轮副润滑预测及低摩擦设计提供理论指导。
[0069]
具体包括如下步骤：
[0070]
供油凸轮-滚轮副在运行过程中，各零部件运动形式较为复杂，且多质量动力学模型计算量过于大，故本文采用实用性较好且计算精度较高的单质量动力学模型，简化动力学模型见图1。将柱塞及柱塞弹簧等其他附属件简化为质量m1，并与滚轮质量m2合并为单质量m，此时所连接滚轮质量为零，主要是为方便后续分析凸轮与滚轮间法向接触载荷。凸轮与滚轮间作用力fz主要包含到弹簧力f
t
，零件惯性力fn和油液压力f
p
，但接触位置涉及压力角即法向接触载荷f由作用力fz和压力角共同决定，具体求解式如下。
[0071]
将凸轮机构假设为刚性体，可得凸轮与滚轮间法向接触载荷f：
[0072][0073]
弹簧力f
t
由下式确定：
[0074]ft
＝f0 k
·
s(α)
ꢀꢀꢀ
(2)
[0075]
其中，f0为弹簧预紧力(n)，k为弹簧刚度(n/m)。
[0076]
零件惯性力fn由下式确定：
[0077][0078]
其中，m为凸轮驱动质量(kg)，其计算公式为：
[0079][0080]
其中，ms为柱塞弹簧质量(kg)，m
t
为柱塞质量(kg)，m2为滚轮质量(kg)。
[0081]
柱塞油液压力f
p
，可通过线性插值法得到：
[0082][0083]
其中，d为柱塞直径(m)，s
max
为凸轮最大升程(m)，p1为最小油液压力(mpa)，p2为最大油液压力(mpa)。
[0084]
对于压力角计算可采用下式：
[0085][0086]
其中，e为偏心距(m)r0为凸轮基圆半径(m)。
[0087]
现阶段对于凸轮-滚轮间表面速度分析，认为其为纯滚动形式，而经试验探究发现凸轮与滚轮间存在打滑现象，但其理论推导形式较为复杂，故本文结合质点运动学关系，建立凸轮-滚轮副运动学分析模型，如图2所示。
[0088]
其中点p为瞬时接触点，推导出两表面间速度关系为：
[0089][0090]
式中，u1为凸轮表面速度(m/s)，u2为滚轮表面速度(m/s)，α0为供油推程角(
°
)，为压力角(
°
)。
[0091]
已知凸轮曲率半径及转速，可得两表面速度为
[0092][0093]
其中，ω为凸轮角速度(rad/s)。
[0094]
卷吸速度u为：
[0095][0096]
对于供油凸轮曲率半径，其计算公式为：
[0097][0098]
其中：g(α)＝r0 r2 s(α)，r1为凸轮曲率半径(m)，r2为滚轮半径(m)，s(α)为滚轮升程(m)。
[0099]
对于凸轮-滚轮副综合曲率半径，其计算公式为：
[0100][0101]
其中最大接触应力按下式计算：
[0102][0103]
其中，e'为凸轮-滚轮当量弹性模量(pa)；b0为接触线宽度(m)，即凸轮宽度。
[0104]
在凸轮-滚轮运行过程中，卷吸速度变化剧烈，对广义雷诺方程进行化简，得到其瞬态条件下线接触雷诺方程为：
[0105]
[0106]
式中，p为油膜压力分布(pa)；h为油膜厚度分布(m)；η为润滑油粘度(pa
·
s)；ρ为润滑油密度(kg/m3)。
[0107]
求解雷诺方程所需边界条件为：
[0108][0109]
其中，x
in
和x
out
为计算域的入口坐标和出口坐标，取x
in
＝-4.5b和x
out
＝1.5b。
[0110]
凸轮曲率半径对膜厚影响较大，考虑弹性变形的光滑表面线接触润滑膜厚方程为：
[0111][0112]
其中，h0(t)为刚性中心膜厚(m)；r为综合曲率半径(m)；膜厚方程中第3项为弹性变形项。
[0113]
在整个润滑膜范围内，将压力p积分得到的润滑膜承载量应与凸轮-滚轮间单位长度上的法向接触载荷相平衡：
[0114][0115]
其中，w
load
为供油凸轮-滚轮间单位法向载荷(n/m)。
[0116]
通过建立单质量动力学模型，获取凸轮-滚轮接触微区内受力状态(接触载荷、接触应力等)及运动情况(卷吸速度、曲率半径等)。获得接触区工况后，进而开展弹流润滑数值分析获取凸轮-滚轮润滑状态。将润滑方程无量纲化和离散化后，采用准系统数值分析法进行迭代求解，其中最密网格数x和y方向网格节点数都为128。当压力和载荷达到收敛精度10-4
要求时，计算结束，最终输出运转周期内供油凸轮-滚轮副动态接触特性及润滑状态情况。基于瞬态动力学的凸轮-滚轮副弹流润滑数值分析流程图如图3所示。
[0117]
本发明以某船用柴油机供油凸轮-滚轮副为研究对象，进行界面动态接触及弹流润滑分析。分析以表1中对应结构参数，润滑油粘度为0.075pa
·
s，密度为875kg
·
m-3
，粘压系数2.2e-8
pa-1
。柱塞油腔内的油压气门刚打开时油液压力为0.7mpa，气门位移达到最大时，油液压力为2.3mpa。柱塞弹簧预紧力为544n，柱塞弹簧刚度为24.3n/mm，滚轮及从动件质量为143g。
[0118]
表1供油凸轮机构主要参数表
[0119][0120]
船用供油凸轮-滚轮副接触特性变化情况，如图4所示。由图可知，凸轮升程虽缓慢升高，但其曲率半径却存在大幅度波动；船用柴油机供油机构接触载荷出现明显波动，且瞬时载荷达到150kn/m，致使接触压力大于1.0gpa，势必会带来疲劳破坏隐患，加剧其磨损程度。
[0121]
船用供油凸轮工作段润滑状态变化情况，如图5所示。由分析结果可知，油膜厚度在供油段结束处膜厚最小，主要是因为卷吸速度较小，其卷吸效果较差；油膜压力在供油段逐渐增大，并在结束角处压力最大，因此处曲率半径较小，接触载荷较大。
[0122]
图6是工况变化对船用供油凸轮-滚轮副润滑状态影响情况。由图可知，随着转速的提高，凸轮-滚轮间润滑膜厚增大，这是由于凸轮-滚轮间卷吸速度增大；凸轮-滚轮间载荷增大可明显提高油膜压力，带来应力集中隐患，不利于润滑。
[0123]
以上所述仅为本发明的优选实施例而已，并不用于限制本发明，对于本领域的技术人员来说，本发明可以有各种更改和变化。凡在本发明的精神和原则之内，所作的任何修改、等同替换、改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。