【机械类毕业论文中英文对照文献翻译】ICE关于低环境压力对轴承的影响的研究【PDF英文6页word中文翻译4703字14页】【有出处】
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第7届ICFDM2006 设计制造业前沿国际会议议项2006年6月19-22日,中国,广州第25-30页ICE关于低环境压力对轴承的影响的研究冯凯 、张岫云 和 郝欣润滑和轴承理论学院 西安交通大学 西安710049, 中国摘要:低环境压力对主要轴承和 I.C发动机大端轴承的影响是基于单缸柴油发动机调查的。 首先,通过使用来自AVL公司名为“EXCITE Designer”的商业软件,单缸发动机模型建立了起来 。之后, 做一系列的实验来得到在不同的环境压力之下的气缸气压。 当发动机模型视气压为加载的载荷时,主轴承和大端轴承的偏心率和摩擦损失利用实验验证的结果计算出来。 计算结果表明, 随着环境压力的下降,主轴承和大端轴承的加载变化, 在它们的摩擦损失略微减少的时候,偏心率有规律地变化。关键词: I.C发动机; 低环境压力 ; 轴承载荷 ; 偏心率 ; 摩擦损失1.介绍中国西部大部分是高海拔高原。 随海拔高度增加,气压和空气密度下降, 吸进发动机的空气减少以及可燃混合气体变得过于密集,以致燃烧过程变得糟糕,发动机的动态行为剧烈地恶化1 。在这种工作条件下,主要轴承和轴瓦性能都将会为下降的气压所影响。因此,对发动机主要轴承和大端轴承在西部低压力环境的工作状况的研究对设计、产品和该类发动机维护有重要的指导意义。目前,虽然不同海拔高度下的发动机燃烧过程和动力学影响的研究文件是在国内和国外很常见的23 , 但是还没有低气压对发动机轴承影响的系统的研究作品出现。在本论文中, 考虑气压影响的单缸发动机模型建立了起来。不同环境压力和不同转速作为模型的输入载荷条件,利用在此情况下实验测得的燃烧气压,借助于AVL公司出品的商务软件“EXCITE Designer”,可以算出主要轴承和轴瓦随不同环境压力和不同转速的工作状态的变化,而结果可以通过惯性中心实验场加以比较和校核。2. 低气压的处理方法高原低气压力对发动机轴承性能的影响主要来自发动机动力学性能的恶化。 在本文中, 一个西部环境模拟发动机测试装置用来模拟高原低气压并且测量低气压对发动机的影响。 模拟低气压环境的核心技术是如何模拟并且校正压力发动机进气压力4. 这个测试系统不对排气压力和曲柄室中的压力进行模拟, 但这些工作将会稍后完成。 在实验中, 测量了不同进气压力对气缸内压力的影响,压力值也加载于以下建立的模型,并且低压对发动机轴承性能的影响也计算出来了测试装置结构如图1 所示。透过控制发动机进气压力, 模拟容器能模拟在不同的环境气压下发动机的工作情况。 然后,通过安装在气缸里的高压和高温压力传感器,测量在发动机气缸内的压力。 由于实验条件限制,主要轴承的偏心率不能直接地测量, 飞轮的轴心轨迹用涡流感应器测量, 并且它的偏心率计算出来取代主要轴承的偏心率以使计算模型有效。各种各样的因素影响到气缸里的燃气压力,其中环境气压,转速和载荷是特别重要的。视发动机运转不加载(发动机主要运行克服摩擦)来测量在不同转速和不同环境压力下的气缸内压力。图2显示了以1000R/M转速不同环境下的气缸内压力 3. 低气压对发动机轴承受力影响3.1 活塞杆系统得受力分析为简化模型,假设活塞针和曲柄旋转轴总是处于活塞的中心线上。以下发动机活塞杆的受力分析如图3所示。气缸内压力Fz分解到轴承上.图3 活塞杆受力分析和惯性力分析Fz是气缸内燃气气压,模型的输入载荷; FT和 FR是作用于副大端轴承的力,Fz ,Fs 是作用于主要轴承的力.3.2 活塞杆的惯性力分析虑在内:1)沿曲柄半径方向的旋转惯性力在本文中,如图3所示两种惯性力考2)沿活塞中心轴方向的第一和第二相互作用力以坐标轴分解:通过发动机活塞杆的受力分析,气缸内燃气压力分解为主要轴承和一致大端轴承,同时由活塞杆系统引起的惯性力。主要轴承和一致大端轴承上的加载力可以由这两种力的组合推得。3.3 轴承载荷计算结果和分析(a)1000r/m转速下主要轴承载荷(以下类推)(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 图5所示随着环境压力下降,主要轴承和一致大端轴承的载荷在爆炸冲程时期急剧减少,而在其他冲程轻微变化。读入并分析主要轴承和一致大端轴承在爆炸冲程时期的载荷,结果如表1所示。表1 主要轴承和一致大端轴承在不同环境压力和转速下,在爆炸冲程时期的载荷分析Main Bearing(主要轴承)Environment Pressure (kPa)(环境压力)9780601000r/mBearing Load (kN) (轴承载荷)160001350011000Decrease Percent(下降百分比)(relative to 97kPa) (相比97 kPa)15.631.31800r/mBearing Load (kN)14000100004500Decrease Percent28.667.82200r/mBearing Load (kN)900050003000Decrease Percent44.466.7Concord Big End Bearing(一致大端轴承)Environment Pressure (kPa)9780601000r/mBearing Load (kN)325002750022500Decrease Percent15.430.81800r/mBearing Load (kN)280002000010000Decrease Percent28.664.32200r/mBearing Load (kN)20000115008000Decrease Percent42.560.0 表1显示,主要轴承和一致大端轴承的载荷将会在任何转速下随着环境压力下降而下降。气压越低,载荷下降得越多。随着发动机转速的上升,主要轴承和一致大端轴承的爆炸载荷增加量下降得更加剧烈。换言之,转速越高,主要轴承和一致大端轴承的爆炸载荷对环境压力越敏感。这种情况的原因是,随着发动机转速上升,气缸内气压下降量增加,然后轴承载荷急剧下降。进一步得说,随着转速上升,惯性力增加,但轴承载荷受牵连影响而减少。 然而,当转速上升到1800r/m ,气压下降到60kPa ,主要轴承和一致大端轴承的爆炸载荷下降量并不随转速上升而变化。意味着转速上升到某个程度,环境压力足够低,环境压力对爆炸过程中的轴承载荷的影响在任何转速下,几乎是一样的。这是因为当环境压力下降到某个程度时,转速上升,气压对气缸内燃烧影响下降,同时气缸内压力相当地高,惯性力的影响很小,所以相当程度上轴承载荷保持不变。 图5 (c) (f) 显示,在转速2200r/m下,主要轴承和一致大端轴承与曲柄角度相关的载荷变化。图中显示,这两个轴承载荷的升降,在发动机整个工作过程中,并不与环境气压的减少一致,但是因冲程而异。这种现象可解释如下:在发动机整个工作过程中,气缸内气压(公式(1)(4)中Fz)特别是燃烧过程中的燃气压力随着环境压力下降而下降,所以主要轴承和一致大端轴承的载荷整个来看下降。在曲柄角度在300360和 -360-300 之间是的增加是因为,活塞此时处于排气冲程的后半部分,以及吸气冲程的前半部分,气缸与环境交换空气;在此,沿Z轴负方向惯性力Fz比沿Z轴正方向惯性力小,意味着合力是沿Z轴正方向的,随Fz减小,合力反而增加,所以轴承载荷将会增加。4. 低气压对发动机轴承偏心率的影响4.1 Reynolds方程的建立及偏心率的解决发动机Reynolds方程可以表述为:在此, D是轴承轴瓦的参数,BR是轴瓦的宽度,是偏心率, 是发动机汽油的动力粘度,是最小角速度,是轴心转速。是汽油薄膜压力,t是时间坐标, 和 z是尺寸坐标。分别分析轴承偏心率的增减过程,不同偏心率协同因素和恒定转速的关系可以如下所示:(公式略)式中:B=SS 0B90在计算中应用了Butenschoen 方法,数字 SOD 和SOV 可以在参考5中找到,Runge-Kutta方法用来解决重复循环的偏心率。4.2 轴承偏心率的计算机运算结果及分析图6 主要轴承和一致大端轴承在不同环境压力下的偏心率 图形6 (a) (d)显示,当发动机转速在1000r/m以下时,两个轴承的偏心形状都发生收缩;图形6 (b) (e) 显示,当发动机转速为1800r/m时,两个轴承的偏心形状都发生膨胀,主要轴承的偏向方向改变;图形6(c) (f) 显示,当转速为 时,两个轴承的偏心形状都发生膨胀。我们可以从以上数据下结论,当发动机转速较低时,两个轴承的偏心形状随着环境气压的下降都发生收缩,轴承的轮滑条件得以改善,轴承工作更加稳定;当转速较高时,这两个轴承的偏心形状反而膨胀,轮滑条件恶化,轴承工作不稳定。以特定转速,偏心率的偏差方向可能也随环境气压下降而变化。燃气压力和摇杆的往复运动惯性力的合力决定轴承承载。当轴承转速较低时,往复运动惯性力较小,发动机轴承的主要承载是由气缸内燃气压力引起的(这也是轴承偏心偏向轴心一边 的原因)。正因如此,环境压力的下降导致了气缸内压力的下降,于是轴承偏心收缩。但是当发动机转速较高时,摇杆的往复运动惯性力增加,并且可能在转速足够高时在特殊的曲柄角度超过气缸内燃气压力。此时,当环境压力的下降导致气缸内压力的下降,轴承偏心的偏斜也会改变。 随着发动机转速持续上升,摇杆的往复运动惯性力在一个较大的曲柄角度超过气缸内压力。 结果,轴承承载是往复运动惯性力减去气缸内燃气压力的结果。当环境空气压力导致气缸内压力下降时,轴承承载增加,偏心率增加。5. 低气压对发动机轴承摩擦功率损失的影响5.1 摩擦功率损失的计算5如果轴承轴和轴瓦没有直接的关系,摩擦功率损失大部分是由发动机汽油粘性的剪切力引起的。本文中,只考虑到部分摩擦功率损失。The friction coefficient ( ) is: (摩擦因素 ( )为:)5.2 轴承摩擦功率损失的计算结果及分析图7 主要轴承和一致大端轴承在不同环境空气压力下的摩擦功率损失 图形7指出,发动机汽油粘性引起的主要轴承和一致大端轴承的功率损失随着还击空气压力的下降而略微减少。这是因为当环境空气压力下降,汽油粘度随气压上升减少时,轴承承载整体下降,因此汽油粘性引起的剪切力也略微减少,这样摩擦功率损失减少。进一步地说,图形中显示,环境压力在爆炸冲程间对摩擦功率损失相当地重要。这也是因为在那时轴承承载的下降更加的严重。6. 实验证明在“西部环境实验发动机测试装置” 顶上,装有位移传感器,可以用来测试飞轮惯性中心及计算其偏心,并且可以用这来取代主要轴承的偏心率以验证计算机模型。图8 主要轴承偏心率 因为实验条件的限制,主要轴承的偏心率不能直接测得,所以试验测得是飞轮的偏心率。因为曲柄连杆是弹性的,将会在发动机箱体内,主要轴承和飞轮的偏心的压力下弯曲和扭曲,这些因素是在活塞杆的不同段,是明显不同的。但是在它们之间应该有一些共同特征;运动状态应该一样,且惯性中心轨迹应该类似。这主要是因为主要轴承和飞轮都是在曲柄连杆上,它们之间的距离不长,所以曲柄杆的弯曲和扭曲是有限的,偏心形状在某种程度上相似。进一步地说,因为它们都是在曲柄杆上,都有相同的承载,偏心的变化趋势应该是相同的。本文中,对通过实验测得的飞轮上的偏心率和主要轴承的计算偏心率加以比较来验证计算模型。 如图8 所示,从两幅图片的形状和注明的点的顺序来看,它们以图形9所示的方向从A,B,CH的方向轮流运动。比较图8(a) ,图8 (b)中的点A,G和H有一点向右偏移,而点F微向上偏。这主要是曲柄杆的扭曲所引起的。通过以上两幅图形的分析比较,我们可以看到,两种偏心的运动规律是连续的,并且它们的形状某种程度上相似。所以我们可以下结论说,计算结果通过实验证明是正确的,可信的。7. 结论 本文中,建立了单缸发动机模型,其考虑了低气压对主要轴承和一致大端轴承的影响,并通过了试验验证。总之,发动机转速越高,主要轴承和一致大端轴承的爆炸承载受环境空气压力的影响越敏感。但是当环境空气压力下降到某一个程度,它对高转速发动机的主要轴承和一致大端轴承的爆炸承载的影响不再存在;环境空气压力对发动机主要轴承和一致大端轴承的爆炸承载的影响是同样程度的。随着环境空气压力的下降,主要轴承和一致大端轴承的偏心有规律地变化。当转速较低时,偏心的形状收缩且轴承的工作更加稳定;当转速较高时,偏心的形状反而膨胀,且轴承工作不稳定。主要轴承和一致大端轴承的摩擦功率损失随着空气压力的下降而略微减少。鸣谢本课题的研究得到中国自然科学基金会的支持。ID50375115参考:1 Liu Rui lin, Liu Hong wei, Qin De. AnExperimental Study on Performance of Turbocharged Diesel Engines at High Altitude (Low Air Pressure). Transactions of Csice, 20032 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, 20043 Liu Yong-hong. Influence of Environment Factors of Western China on Dynamics of Piston-Crankshaft System in Internal-Combustion Engine. Xian: Xian Jiaotong University, 20054 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,2000,115 AVL, Excite Designer Version 6.0 Excite Designer Theory, 20036 Wen Shizhu, Huang Ping. The Theory of Tribology. Beijing: Tsinghua University Press, 2002. 1011联络信息: 张岫云教授 西安交通大学润滑和轴承理论学院, N0.28 陕西省西安市咸宁西部路邮编:710049 中华人民共和国。 电话:029-82669159 传真:029-82668552 电子邮箱:yyzhang1mail.xjtu.edu.cn冯凯 硕士研究生 西安交通大学轴承和润滑理论学院, N0.28 陕西省西安市咸宁西部路邮编:710049 中华人民共和国。电话:029-82678594传真:029-82668552电子邮箱:fengkaitlbi.xjtu.edu.cn
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