12V240ZJ柴油机润滑系统仿真分析

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由于越来越严重的世界性的石化能源短缺，对内燃机的设计要求越来越苛刻，要求内燃机从过去以经验设计为主的时代过渡到以近代新学科的新技术为基础的计算机辅助设计上来。润滑系统是柴油机重要系统之-，主要任务是将定量、洁净、有-定油压的润滑油输送至各必要部位，对柴油机的工作可靠性和耐久性有很重要的作用。

好的润滑系统被视为柴油机的生存血液系统 J。对柴油机润滑系统进行计算机仿真，可以较全面地考虑相关的各种因素，使润滑系统的性能分析建立在更科学的基础之上，提高设计品质和计算速度，减少试验工作量 J。本文将以机车用 12V240ZJ高强化柴油机为例，建立动力装置润滑系统的计算机仿真模型。通过满足本款柴油机流体润滑，来确定本款柴油机的最优机油泵。

1 柴油机润滑系统的组成及工作原理吸出的具有-定油压的机油-部分经分流式离心滤清器过滤后流回油底壳，大部分机油流人热交换器，进行冷却后经过全流式机油滤清器过滤，然后被输送到机体主油道，通过油道对主轴承、连杆轴承、凸轮轴承和进排气机构等关键部位进行压力润滑。本款柴油机润滑系统机油的流动示意图见图 1。

本款柴油机润滑系统采用完全强制供油，这种方式可 图1 12V240ZJ柴油机润滑系统机油流程框图获得良好的润滑性㈨。机油泵将机油从油底壳吸出，被作者简介：李明海(1962-)，男 ，山东淄博人 ，教授，主要研究领域为柴油机仿真与性能优化。

Mhme Building Automation， 2013，41(J)：105～108 ·105·· 信息技术 · 李明海，等 ·12V240ZJ柴油机润滑系统仿真分析2 润滑状态的条件摩擦副的表面不是绝对光滑的，在它的表面有微小的凸起和凹陷，利用形貌参数可以描述摩擦表面的几何特性。图2是表面-维形貌的轮廓曲线，它描绘沿截面方向上轮廓高度的变化。最常见的-维形貌参数如下。

D图2 表面-维形貌的轮廓曲线轮廓均方根偏差R厂 - ------- 厂 - - R √寺J。 ) ] √寺 (1)式中： ( )是各点轮廓高度；，J是测量长度；n是测量数量；是个测量点的轮廓高度。

本款柴油机各摩擦副均为滑动摩擦。根据摩擦面间油膜厚度的情况，可分为边界润滑、流体润滑和混合润滑。

这三种润滑方式必须具备-定的润滑条件，可以用膜厚比A来大致估计两润滑表面所处的润滑状态，即 j：、 -hmi，1 、-(兄 )式中： 是两滑动粗糙表面间的最小公称油膜厚度，单位为 m；R ，R 分别是两表面轮廓的均方根偏差(约为算术平均偏差 口2的 1.20～1.25倍)，单位为 m。

通常认为：A≤1时呈边界润滑状态；A>3时呈流体润滑状态；1≤A≤3时呈混合润滑状态。

3 仿真计算分析3.1 仿真模型的建立柴油机润滑系统是-个非常复杂的多支路动态系统，所以利用-维液压软件对整机润滑系统进行模拟仿真，仿· 106·图3 润滑系统仿真模型真模型如图3。该模型完全按照柴油机的润滑系统建立。

各管路的管径、管长及管向与水平面的夹角都是进行实测得出。柴油机主要技术参数见表1，主要润滑轴承的几何参数见表2，本款柴油机使用的是美国五代润滑油，其性能参数见表3。

表 1 柴油机主要技术参数型式 V型、增压中冷、四冲程、水冷、12缸缸径/llm标定转速/(r/min)额定功率/kW最大爆发压力/MPa连杆长/mm2401 ooO2 76014.5580曲柄/mm 137.5型号 美国五代油密度/(ks/m。)运动粘度(100 oC)/(mm2，s )低温动力粘度(-10℃)闪点(开口)/℃倾点/℃88114.742 932248- 203.2 仿真计算结果分析对柴油机各油道油压分析是确保柴油机润滑系统安全可靠的重点，为保证润滑系统油路畅通。润滑系统必须保证机油中的溶解空气不会在油道中压力特别小的地方析出，导致机油供应不足。在柴油机润滑系统中，机油压力的最小值发生在曲轴主轴颈上油道中，为避免发生气阻现象，曲轴主轴颈上油道入口的油压必须满足以下不等式 ：2/ 2 2 、P≥ (3) 2式中：r是曲轴主轴颈半径，单位为m；r 是曲轴内油道离中心最近点距离，单位m。通过软件仿真计算得出主轴颈上油道入口的油压为4.5×10 kPa，远大于气体吸出极限压力0.6x10 kPa，因此本款柴油机不会在润滑油路中析出空气。

机体主油道的油压为5.1×10 kPa见图4，大于本款柴油机对机体主油道油压的要求4.9x 10 kPa。

htp：∥ZZHD.chinajourna1.net.cn E-mail：ZZHD###chainajourna1.net.cn《机械制造与 自动化》· 信息技术 · 李明海，等 ·12V240ZJ柴油机润滑系统仿真分析限压阀旁通流量与主油路流量仿真输出结果见图 5，发现通过限压阀的流量是流经主油路的流量的 1.85倍左右，由机油泵吸出的流量大部分回流到油底壳，机油泵在做无用功，因此可以判断本款柴油机使用的机油泵功率过大，应该对其进行优化。

0 5 l0 l5 2Ox：t/s图4 机体主油道油压图5 限压阀旁通与主油路流量对比4 机油泵优化x：t/s图6 优化前后限压阀旁通流量5 结论U在润滑模型中对机油泵进行优化，首先是机体主油道的油压最先达到最低许用安全油压 4.9x 10 kPa。此时优化后各轴承最小油膜厚度见表4。本款柴油机轴颈的粗糙度为0.8 I.Lm，轴瓦的粗糙度为 1.6 btm。由上式(2)可得，流体润滑的最小油膜厚度应满足 h >6.7 Ixm。使用优化后的机油泵，主要轴承的最小油膜厚度完全满足轴承流体润滑的要求 。

表4 优化后各轴承最小油膜厚度轴承名称 最小油膜厚度主轴承/ m连杆大端轴承/ m凸轮轴7T/la，m13.48.614.7此时主轴颈上油道入口的油压为 3.9x10 kPa，为气体吸出极限压力的6倍多，本款柴油机使用优化后的机油泵润滑油路安全可靠，不会出现气阻现象。

对机油泵优化后，由图6可知通过限压阀回流的润滑油流量下降了45%，由图7可知流过主油路的润滑油流量只下降了2.9%，几乎没什么差别。在柴油正常运行时，原机油泵扭矩为 51.3 Nm，优化后机油泵的扭矩为33.9 Nm。换算成功率，新机油泵比原机油泵节约功率Machine Building Automation，Jun 2013，41(J)：105～108x：t/s图7 优化前后主油路流量1)本文利用液压仿真软件对 12V240ZJ柴油机润滑系统进行了仿真分析，通过仿真计算发现本款柴油机使用原定机油时，机体主油道油压和曲轴主轴颈上油道内的油压都高于安全油压。机油泵吸出的机油总流量的65%左右 ，通过限压阀流回油底壳。

2)对本款柴油机机油泵优化，在柴油机结构和润滑油性能参数不变的情况下，对机油泵优化时发现。机体主油道的油压首先达到临界许用安全油压。使用优化后的机油泵，通过限压阀回流到油底壳的润滑油流量下降了45%，机油泵功率降低了33.9%。