發(fā)動機增壓方式下潤滑系統(tǒng)優(yōu)化淺析

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摘要:以農(nóng)用增壓式發(fā)動機為研究對象，對發(fā)動機潤滑系統(tǒng)故障進行分析，確定發(fā)動機潤滑系統(tǒng)內(nèi)濾清器破裂的主要原因是調(diào)節(jié)閥打開和關閉過程中油道內(nèi)的壓力波動。為此，通過調(diào)節(jié)閥門設計參數(shù)，改善調(diào)節(jié)閥動作過程中油道內(nèi)的的壓力波動，從而降低濾清器破裂概率。分析結果表明:當潤滑系統(tǒng)調(diào)節(jié)閥采用濾清器前端泄壓、感應孔直徑為8mm、設定3個承壓面時，潤滑系統(tǒng)主油道內(nèi)的壓力波動范圍明顯縮小，同時閥芯位移波動范圍較小。

關鍵詞:增壓式發(fā)動機;潤滑系統(tǒng);調(diào)節(jié)閥;壓力波動

0引言

增壓式發(fā)動機在農(nóng)業(yè)生產(chǎn)過程中具有廣泛的應用，其潤滑系統(tǒng)能夠有效地對發(fā)動機進行潤滑和冷卻，防止發(fā)動機結構件生銹，同時對發(fā)動機運動件及流道進行清洗［1］。增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)主要由機油泵、機油冷卻器及機油濾芯組成，還包含冷卻系統(tǒng)結構件。增壓式發(fā)動機潤滑過程中，主油道當中必須有一定的壓力，使機油能夠傳輸至潤滑面位置［2－3］。增壓式發(fā)動機在工作一段時間后，機油濾清器會出現(xiàn)開裂現(xiàn)象，主要原因是油路當中壓力波動，造成機油濾清器疲勞開裂［4－5］。為此，筆者對增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)相關參數(shù)進行仿真分析，對比不同結構參數(shù)對潤滑系統(tǒng)性能影響，進行增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)優(yōu)化，旨在為發(fā)動機潤滑系統(tǒng)參數(shù)設計調(diào)整提供參考依據(jù)。

1增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)

為了調(diào)整增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)相關設計參數(shù)，對該增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)進行分析。表1為發(fā)動機相關技術參數(shù)，圖1為增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)結構示意圖。對該發(fā)動機不同轉(zhuǎn)速條件下的泵后壓力、濾清器前端壓力、濾清器后端壓力以及主油道壓力進行測試，結果如表2所示。測試結果表明:當增壓式發(fā)動機轉(zhuǎn)速達到1200r/min時，潤滑系統(tǒng)內(nèi)不同位置的壓力測試結果波動較大，在該轉(zhuǎn)速條件下產(chǎn)生的壓力波動沖擊易造成發(fā)動機濾清器疲勞開裂。

2潤滑系統(tǒng)參數(shù)對比

增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)油道內(nèi)，油路沿程阻力導致系統(tǒng)內(nèi)油壓降低，壓力沿程波動逐漸減少，因此不會導致機油濾清器的破裂［6］。進入機油濾清器前，主油道截面面積變化較大，機油泵后端油壓會發(fā)生較小的波動，但不會導致機油濾清器破裂。機油濾清器發(fā)生破裂的主要原因是潤滑系統(tǒng)內(nèi)部閥門運動引起的壓力波動［7－9］。在增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)內(nèi)部，能夠引起壓力波動的因素是油道內(nèi)調(diào)壓閥的開啟和關閉。當潤滑系統(tǒng)主油道內(nèi)部壓力較大時，調(diào)壓閥開啟，使主油道內(nèi)的潤滑油卸出，保持潤滑系統(tǒng)整個油道內(nèi)的壓力處于正常范圍內(nèi)［10－11］。潤滑系統(tǒng)調(diào)壓閥改進主要有3種方案:第1種方案是保持油道調(diào)壓閥的結構不變，通過改變調(diào)壓閥感應孔直徑，分析潤滑系統(tǒng)主油道內(nèi)油壓波動特性;第2種方案是改變油道內(nèi)調(diào)壓閥結構，使油道內(nèi)潤滑油的泄出由濾清器前端調(diào)整為濾清器后端，取消感應孔，改變彈簧剛度，分析潤滑系統(tǒng)主油道內(nèi)油壓波動特性;第3種方案是保持調(diào)壓閥結構相關參數(shù)不變，保持濾清器前端泄壓，感應孔直徑為8mm，分析潤滑系統(tǒng)主油道內(nèi)油壓波動特性［12］。第1種方案設定調(diào)壓閥感應孔直徑分別為8、4、2mm，對潤滑系統(tǒng)內(nèi)部濾清器前端壓力、濾清器后端壓力及閥芯位移進行仿真分析。調(diào)壓閥感應孔直徑與濾清器前端壓力關系曲線如圖2所示，調(diào)壓閥感應孔直徑與濾清器后端壓力關系曲線如圖3所示，調(diào)壓閥感應孔直徑與調(diào)壓閥位移關系曲線如圖4所示。由圖2可以看出:當調(diào)壓閥感應孔直徑為8mm時，油道內(nèi)壓力最大波動范圍為800kPa;當調(diào)壓閥感應孔直徑為4mm時，油道內(nèi)壓力最大波動范圍為680kPa;當調(diào)壓閥感應孔直徑為2mm時，油道內(nèi)壓力波動范圍為600kPa。數(shù)據(jù)表明，單獨降低調(diào)壓閥感應孔直徑，無法有效地改善潤滑系統(tǒng)油道內(nèi)壓力波動。第2種方案設定調(diào)壓閥彈簧剛度及彈簧變形變化。剛度為4900N/m時，變形量29．5mm;剛度為6000N/m時，變形量27．8mm;剛度為6300N/m時，變形量為27．6mm。對潤滑系統(tǒng)內(nèi)部濾清器前端壓力、濾清器后端壓力以及閥芯位移進行仿真分析。圖5為彈簧參數(shù)與濾清器前端壓力關系曲線，圖6為彈簧參數(shù)與濾清器后端壓力關系曲線，圖7為調(diào)彈簧參數(shù)由圖5～圖7可以看出:3種彈簧參數(shù)條件下，主油道內(nèi)油壓最大波動范圍約為600kPa。因此，單獨調(diào)整彈簧參數(shù)，對潤滑系統(tǒng)油道內(nèi)壓力波動的改善不明顯。第3種方案持調(diào)壓閥的結構相關參數(shù)不變，保持濾清器前端泄壓，感應孔直徑為8mm，采用3個承壓面，對潤滑系統(tǒng)內(nèi)部濾清器前端壓力、濾清器后端壓力以及閥芯位移進行仿真分析。圖8為方案3前端壓力關系曲線，圖9為方案3濾清器后端壓力關系曲線，圖10為方案3調(diào)壓閥位移關系曲線。由圖8～圖10可以看出:該方案條件下，油道內(nèi)濾清器前端和濾清器后端的油壓波動范圍小，閥芯位移變化范圍較小。

3試驗

3種設計方案對比統(tǒng)計如表3所示。由表3可以看出，方案3能夠有效地降低油道內(nèi)壓力波動范圍。因此，采用第3種優(yōu)化方案進行增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)設計，并進行分析試驗驗證。對該發(fā)動機不同轉(zhuǎn)速條件下的泵后壓力、濾清器前端壓力、濾清器后端壓力以及主油道壓力進行測試，結果如表4所示。4結論增壓式發(fā)動機潤滑系統(tǒng)中濾清器破裂的主要原因是油道的內(nèi)壓力波動，壓力波動的主要原因是調(diào)壓閥的打開和關閉。通過改進優(yōu)化，將調(diào)壓閥結構改變?yōu)闉V清器前泄壓、8mm感應孔、3個承壓面，可有效地改善油道內(nèi)壓力波動，降低濾清器破裂概率。

作者:謝榮飛 單位:長春汽車工業(yè)高等專科學校