張忠偉，劉繼林，宋現(xiàn)浩，張利敏，趙志強(qiáng)，劉玉婷，梁玉明

(1.中國(guó)北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)，天津 300400; 2.中國(guó)人民解放軍駐616廠軍事代表室，山西 大同 037036)

柴油機(jī)連桿小頭與全浮式活塞銷(xiāo)形成滑動(dòng)軸承，連桿小頭采用銅襯套，飛濺潤(rùn)滑，潤(rùn)滑條件較差,工作環(huán)境惡劣。隨著柴油機(jī)升功率和最高燃燒壓力的提高，連桿小頭負(fù)荷增加，導(dǎo)致現(xiàn)有連桿襯套的結(jié)構(gòu)和潤(rùn)滑體系可靠性降低，加上材料和工藝等方面的因素，連桿小頭易發(fā)生異常燒蝕甚至咬合失效的故障，嚴(yán)重影響柴油機(jī)的可靠性。目前關(guān)于軸承潤(rùn)滑的研究主要集中于活塞銷(xiāo)座孔軸承和活塞裙部潤(rùn)滑，有關(guān)連桿小頭軸承潤(rùn)滑特性研究的文獻(xiàn)較少[1-5]。本研究以某型柴油機(jī)連桿小頭襯套異常損傷故障為切入點(diǎn)，以連桿小頭軸承為研究對(duì)象，建立活塞銷(xiāo)、連桿及活塞的柔性體多體動(dòng)力學(xué)潤(rùn)滑(EHD)模型，考慮連桿小頭軸承的工作溫度與空穴效應(yīng)，研究連桿小頭軸承的潤(rùn)滑特性。

某型柴油機(jī)在使用過(guò)程中呼吸器冒油，拆檢后發(fā)現(xiàn)左2缸連桿小頭襯套異常損傷，襯套兩側(cè)邊緣發(fā)黑，變色嚴(yán)重，發(fā)生了嚴(yán)重的拉傷故障。此外還發(fā)現(xiàn)右6缸連桿小頭襯套脫出。分析故障原因是由于連桿小頭損傷，活塞二階運(yùn)動(dòng)發(fā)生異常，活塞環(huán)密封失效，致使部分燃?xì)膺M(jìn)入曲軸箱，導(dǎo)致廢氣壓力升高，呼吸器冒油。

針對(duì)連桿小頭出現(xiàn)的問(wèn)題，通過(guò)仿真計(jì)算和試驗(yàn)研究相結(jié)合的方式，研究了連桿小頭軸承潤(rùn)滑特性，分析了連桿小頭剛度匹配與配合間隙對(duì)潤(rùn)滑特性的影響，通過(guò)設(shè)計(jì)優(yōu)化，提高了設(shè)計(jì)可靠性。

1 系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)模型

1.1 有限元模型

由于活塞銷(xiāo)、連桿、活塞及機(jī)體剛度對(duì)活塞運(yùn)動(dòng)有較大影響，所以對(duì)多體動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)模型中參與分析的全部零件都進(jìn)行了柔性化處理。如圖 1所示，活塞、連桿和機(jī)體采用了10節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格，活塞銷(xiāo)采用8節(jié)點(diǎn)六面體網(wǎng)格, 機(jī)體選取了一個(gè)整缸兩個(gè)半缸的有限元模型。

圖1 活塞、活塞銷(xiāo)、連桿和機(jī)體有限元模型

1.2 有限元縮聚模型

多體動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)仿真規(guī)模與自由度數(shù)直接相關(guān)，由于連桿小頭軸承EHD潤(rùn)滑模型的強(qiáng)烈非線性和多體動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)本身具有的非線性，計(jì)算量因而十分巨大。為了提高計(jì)算效率，根據(jù)Craig-Bampton方法[6]，對(duì)系統(tǒng)自由度數(shù)目進(jìn)行縮減，將各零件的自由度分為內(nèi)部自由度和外部自由度，保留外部自由度用于各零件軸承連接、數(shù)據(jù)的輸出和載荷的輸入。并對(duì)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)作用通過(guò)外部自由度結(jié)合零件靜態(tài)變形和固定邊界模態(tài)來(lái)表達(dá)，這樣僅外部自由度參與系統(tǒng)計(jì)算，可大大降低求解規(guī)模。

為實(shí)現(xiàn)活塞與活塞銷(xiāo)、活塞銷(xiāo)與連桿的連接，縮減結(jié)構(gòu)對(duì)應(yīng)軸承采用相同的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)?；钊N(xiāo)孔內(nèi)表面和連桿小頭內(nèi)表面建立如圖 2所示的形狀規(guī)則的膜單元，膜單元與活塞銷(xiāo)座的體單元和連桿小頭內(nèi)表面的體單元通過(guò)綁定約束耦合在一起，膜單元部分包含7層節(jié)點(diǎn)，每層截面40個(gè)節(jié)點(diǎn)，共有280個(gè)節(jié)點(diǎn)，作為與活塞銷(xiāo)連接時(shí)的外部節(jié)點(diǎn)，活塞和連桿縮減時(shí)都保留了這280個(gè)節(jié)點(diǎn)的兩個(gè)徑向自由度作為外部自由度，用于與活塞銷(xiāo)連接。

圖2 活塞銷(xiāo)孔和連桿小頭孔膜單元及活塞銷(xiāo)網(wǎng)格模型

活塞銷(xiāo)網(wǎng)格共有23層節(jié)點(diǎn)，兩邊各有7層，每層40個(gè)節(jié)點(diǎn)，用于與活塞銷(xiāo)孔內(nèi)表面膜單元的外部節(jié)點(diǎn)連接；中間有7層，每層40個(gè)節(jié)點(diǎn)，用于與連桿小頭內(nèi)表面膜單元的外部節(jié)點(diǎn)連接，縮減時(shí)保留外部節(jié)點(diǎn)的兩個(gè)徑向自由度；剩余的2層節(jié)點(diǎn)為過(guò)渡區(qū)域，節(jié)點(diǎn)自由度不作縮聚。

2 連桿小頭軸承潤(rùn)滑模型

連桿工作時(shí)受到兩種載荷作用：一是燃?xì)庾饔昧屯鶑?fù)運(yùn)動(dòng)慣性力所引起的縱向載荷，一是連桿桿身復(fù)合運(yùn)動(dòng)所引起的橫向載荷，兩種載荷的大小和方向是周期性變化的?；钊N(xiāo)在連桿小頭內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)會(huì)形成楔形油膜。連桿小頭軸承采用飛濺潤(rùn)滑，銷(xiāo)孔間隙小，活塞銷(xiāo)轉(zhuǎn)速低，油膜承載能力低，一般認(rèn)為連桿小頭軸承處于邊界潤(rùn)滑狀態(tài)[7]。

由于活塞銷(xiāo)和連桿小頭剛度較低，結(jié)構(gòu)變形較大，其對(duì)連桿小頭軸承潤(rùn)滑特性的影響較大，而常用的軸承潤(rùn)滑模型為流體動(dòng)力潤(rùn)滑模型，不考慮結(jié)構(gòu)變形，因此有必要建立連桿小頭軸承的彈性流體潤(rùn)滑(EHD)模型。連桿小頭軸承結(jié)構(gòu)參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 連桿小頭軸承參數(shù)

2.1 連桿小頭軸承潤(rùn)滑控制方程

2.1.1油膜厚度方程

活塞銷(xiāo)變形時(shí)，油膜厚度的周向分布將隨著軸向位置的變化而改變(見(jiàn)圖 3)。此時(shí)的油膜厚度方程為

(1)

式中：e為軸承中央截面的偏心距；θ為從坐標(biāo)軸Z量起的角坐標(biāo)；Ψ為軸承中央截面上軸承與軸頸中心的連心線OC與z軸之間的夾角；c為半徑間隙；a為軸頸后端中心線投影與偏心距向量之間的夾角；r為軸頸在軸承之間的傾斜角；L為活塞銷(xiāo)軸向長(zhǎng)度。

圖3 連桿小頭軸承示意

2.1.2Reynolds方程及其邊界條件

膜彈性流體動(dòng)壓潤(rùn)滑模型采用擴(kuò)展Reynolds(雷諾)方程(見(jiàn)式(2))，考慮了滑動(dòng)方向的動(dòng)壓效應(yīng)、伸縮效應(yīng)及整體的擠壓效應(yīng)，能夠較為精確地對(duì)軸承的潤(rùn)滑狀態(tài)進(jìn)行計(jì)算分析，并對(duì)軸承油膜的特性作出準(zhǔn)確的評(píng)價(jià)。

由式(2)分析，雷諾方程表征了油膜厚度、油膜壓力、表面速度、間隙變化率和擠壓效應(yīng)等。油膜厚度和正壓力成反比，和速度成正比。所以載荷越大，油膜壓力越高，油膜就越薄。薄到一定程度出現(xiàn)表面輪廓峰的相互作用，油膜可能就會(huì)發(fā)生破裂。

(2)

式中:h為油膜厚度；η為潤(rùn)滑劑動(dòng)力黏度；p為油膜壓力；R為軸承半徑。

u=uj+ub。

(3)

式中：uj為軸頸表面速度；ub為軸承表面速度。

2.1.3連桿小頭軸承粗糙接觸壓力

當(dāng)連桿小頭軸承處于邊界潤(rùn)滑狀態(tài)時(shí)，油膜厚度過(guò)薄使得活塞銷(xiāo)和連桿小頭襯套產(chǎn)生粗糙接觸。根據(jù)Greenwood等[8]模型建立連桿小頭軸承粗糙接觸壓力、油膜厚度及表面粗糙度之間的關(guān)系：

(4)

(5)

(6)

式中：H=h/σ為油膜厚度與粗糙度高度比；F2/5(H)為是否發(fā)生了粗糙接觸的指示函數(shù)；K為與表面粗糙度有關(guān)的常數(shù)，一般取值為0.003～0.03；E′為綜合彈性模量；E1，E2和v1，v2分別為活塞銷(xiāo)和連桿材料的彈性模量和泊松比。

2.2 連桿小頭軸承油膜有限差分網(wǎng)格

Reynolds 方程(見(jiàn)式(2))的求解采用有限差分法。求解域內(nèi)部節(jié)點(diǎn)采用中心差分格式，在求解域邊界(位于軸承前后端面處)上的節(jié)點(diǎn)沿軸承軸線方向采用前差分或后差分格式。求解域在軸向取軸承全長(zhǎng)，在圓周方向取360°，且沿圓周和軸向方向均劃分成等距的網(wǎng)格。圖 4示出軸承表面沿平面展開(kāi)圖及網(wǎng)格劃分示意。

圖4 油膜有限差分網(wǎng)格

采用有限差分法求解式(2)的平均雷諾方程，需要建立油膜的有限差分網(wǎng)格。由于活塞銷(xiāo)在銷(xiāo)孔中偏心位置的微小變化就會(huì)產(chǎn)生很大的油膜壓力梯度，需要足夠細(xì)化的差分網(wǎng)格才能準(zhǔn)確表示油膜壓力的變化，計(jì)算中采用了圖 4所示的22×121的油膜差分網(wǎng)格。為了降低求解規(guī)模，連桿小頭和活塞銷(xiāo)連接部分的結(jié)構(gòu)有限元網(wǎng)格采用了7×40的稀疏網(wǎng)格。計(jì)算中需要反復(fù)把有限差分網(wǎng)格的油膜壓力傳遞給結(jié)構(gòu)有限元網(wǎng)格來(lái)計(jì)算變形，再把得到的結(jié)構(gòu)變形傳遞回油膜差分網(wǎng)格來(lái)計(jì)算油膜厚度，需在細(xì)化的油膜差分網(wǎng)格和稀疏的結(jié)構(gòu)有限元網(wǎng)格間進(jìn)行插值處理。

2.3 連桿小頭軸承溫度邊界測(cè)定與熱變形分析

連桿小頭軸承工況復(fù)雜，工作環(huán)境溫度較高，軸承工作熱量來(lái)自活塞傳遞和摩擦生熱。溫度對(duì)連桿小頭襯套的熱變形和潤(rùn)滑油的影響都很敏感，如果不考慮連桿小頭軸承工作溫度,仿真會(huì)產(chǎn)生較大誤差，所以需要測(cè)試得到軸承的工作溫度。

本次試驗(yàn)測(cè)試采用硬度塞測(cè)試溫度法，利用金屬材料的硬度變化來(lái)確定對(duì)應(yīng)溫度。金屬材料淬火后硬度值隨回火溫度的升高而降低，利用這一特性來(lái)間接測(cè)試溫度。把淬火后的金屬材料做成螺絲狀即為硬度塞。連桿溫度場(chǎng)測(cè)試硬度塞布置見(jiàn)圖 5。

圖5 測(cè)溫硬度塞布置

根據(jù)相應(yīng)的臺(tái)架測(cè)溫規(guī)范進(jìn)行測(cè)試，各個(gè)測(cè)點(diǎn)的測(cè)試數(shù)據(jù)見(jiàn)圖 6。由圖6可見(jiàn)，承載區(qū)附近的溫度明顯高于其他區(qū)域，說(shuō)明軸承熱量主要來(lái)源于摩擦生熱。通過(guò)連桿小頭軸承有限元溫度場(chǎng)仿真分析，應(yīng)用試驗(yàn)結(jié)果對(duì)仿真結(jié)果校準(zhǔn)，得出準(zhǔn)確的連桿小頭軸承溫度分布。

圖6 測(cè)溫?cái)?shù)據(jù)點(diǎn)

考慮連桿小頭軸承過(guò)盈安裝的應(yīng)力及連桿小頭高溫?zé)釕?yīng)力，利用有限元分析得到連桿小頭襯套的安裝變形和熱變形。由于連桿和襯套都采用的是柔性體模型，其機(jī)械變形在系統(tǒng)潤(rùn)滑分析中進(jìn)行計(jì)算，只需分析連桿小頭熱變形的影響。由圖 7可見(jiàn)，考慮熱變形的襯套應(yīng)力普遍大于不考慮熱變形的襯套應(yīng)力，造成此種現(xiàn)象的原因是銅襯套的熱膨脹系數(shù)明顯大于碳鋼，所以實(shí)際工作時(shí)，襯套和連桿小頭底孔的過(guò)盈力會(huì)進(jìn)一步增大，襯套內(nèi)孔會(huì)發(fā)生較大變形，因而在后續(xù)的連桿小頭軸承潤(rùn)滑分析中須考慮連桿小頭襯套的熱變形。從圖 7b襯套熱變形計(jì)算結(jié)果中提取出用于軸承計(jì)算的熱態(tài)襯套表面，把變形結(jié)果賦予軸承潤(rùn)滑分析，為了便于計(jì)算，襯套表面經(jīng)過(guò)適當(dāng)光順。

圖7 襯套應(yīng)力分布云圖

3 連桿小頭軸承潤(rùn)滑特性分析

連桿小頭軸承承受的負(fù)荷主要為缸內(nèi)氣體作用力和往復(fù)慣性力。在邊界潤(rùn)滑條件下，油膜壓力和粗糙接觸壓力共同構(gòu)成了軸承的承載作用[9]。圖 8示出各曲軸轉(zhuǎn)角下連桿軸承的最大油膜壓力和粗糙接觸壓力。油膜壓力最大值出現(xiàn)在727°附近，與最大燃燒壓力出現(xiàn)時(shí)刻基本相同。爆發(fā)工況后，軸承負(fù)荷不再繼續(xù)增加，但潤(rùn)滑油持續(xù)泄出，因而油膜厚度繼續(xù)減小，大約在732°附近出現(xiàn)油膜厚度的最小值，此時(shí)粗糙接觸壓力也達(dá)到最大值。粗糙接觸壓力的分布見(jiàn)圖 9。

圖8 油膜壓力、粗糙接觸壓力及油膜厚度曲線

圖9 最高燃燒壓力時(shí)刻軸承應(yīng)力分布云圖

由圖 9可知，在爆發(fā)工況后，由于活塞銷(xiāo)彎曲變形(見(jiàn)圖 10)，在靠近連桿小頭軸承內(nèi)側(cè)油膜壓力較低，向外側(cè)逐漸升高，727°爆發(fā)時(shí)刻連桿小頭液動(dòng)接觸壓力主要集中在連桿小頭孔軸承兩端，其根源在于活塞銷(xiāo)彎曲變形而在該處產(chǎn)生的棱緣效應(yīng)。此后盡管軸承負(fù)荷不再繼續(xù)增加，但潤(rùn)滑油被繼續(xù)從小頭軸承孔間隙擠出，因而油膜厚度繼續(xù)減小，在732°附近出現(xiàn)油膜厚度的最小值，此時(shí)粗糙接觸壓力也達(dá)到最大值，在軸承最外側(cè)出現(xiàn)了粗糙接觸。

圖10 最高燃燒壓力時(shí)刻活塞銷(xiāo)軸向變形(放大300倍)

3.1 連桿小頭軸承油膜空穴效應(yīng)對(duì)潤(rùn)滑的影響

為了簡(jiǎn)化EHD軸承潤(rùn)滑模型的計(jì)算，一般假設(shè)潤(rùn)滑油充滿(mǎn)軸承間隙，即忽略油膜空穴效應(yīng)的影響。但連桿小頭軸承采用飛濺潤(rùn)滑，活塞銷(xiāo)和連桿小頭底孔的接觸方向會(huì)周期性變化，導(dǎo)致軸承孔間隙也周期性地變化，間隙增大時(shí)吸進(jìn)潤(rùn)滑油，間隙變小時(shí)擠出潤(rùn)滑油。與壓力潤(rùn)滑相比，飛濺潤(rùn)滑可能存在潤(rùn)滑油不足現(xiàn)象，潤(rùn)滑油不能充滿(mǎn)軸承間隙而形成油膜空穴[10]。如圖 11a所示，不考慮油膜空穴效應(yīng)時(shí)最大粗糙接觸發(fā)生在排氣行程上止點(diǎn)，在最高燃燒壓力時(shí)刻幾乎沒(méi)有粗糙接觸，與實(shí)際情況不符。如圖 11b所示，在最高燃燒壓力時(shí)刻，不考慮空穴效應(yīng)的油膜厚度明顯增大，在排氣行程上止點(diǎn)附近偏小，所以在彈性流體動(dòng)力學(xué)潤(rùn)滑(EHD)分析中，必須考慮油膜空穴效應(yīng)的影響。

圖11 是否考慮空穴效應(yīng)的對(duì)比曲線

3.2 連桿小頭與活塞銷(xiāo)配合間隙對(duì)潤(rùn)滑的影響

為了研究活塞銷(xiāo)與連桿小頭配合間隙對(duì)最小油膜厚度的影響，計(jì)算了多種配合間隙的彈性流體動(dòng)力學(xué)潤(rùn)滑情況，最小油膜厚度隨著配合間隙的增大呈增大趨勢(shì)。不同配合間隙下最小油膜厚度見(jiàn)圖 12和表2，分布云圖見(jiàn)圖 13。當(dāng)配合間隙小于0.035 mm時(shí)，爆發(fā)工況基本不會(huì)產(chǎn)生油膜；當(dāng)間隙大于0.065 mm時(shí)，能夠滿(mǎn)足使用要求，間隙越大，最小油膜厚度越大。

表2 不同配合間隙下的最小油膜厚度

圖12 不同配合間隙下的最小油膜厚度

圖13 不同配合間隙下的油膜分布規(guī)律

粗糙接觸率隨著間隙的增大逐漸減小，當(dāng)間隙在0.065 mm時(shí)達(dá)到最小，然后隨著間隙的增大，活塞銷(xiāo)會(huì)出現(xiàn)振動(dòng)沖擊，導(dǎo)致粗糙接觸區(qū)間大幅增大(見(jiàn)圖14)。

圖14 不同配合間隙下的粗糙接觸分布

連桿小頭間隙對(duì)潤(rùn)滑特性有較大影響，配合間隙需要設(shè)置為合適值。配合間隙過(guò)小，潤(rùn)滑油膜不能形成，隨著配合間隙的增大，最小油膜厚度增大，油膜分布情況逐漸改善。當(dāng)間隙達(dá)到0.065 mm時(shí)，到達(dá)穩(wěn)定狀態(tài)，再增大間隙，對(duì)油膜分布規(guī)律影響不大，但粗糙接觸區(qū)域會(huì)增加。所以本研究中配合間隙由0.055～0.072 mm調(diào)整到0.065～0.083 mm。

3.3 連桿小頭孔型線對(duì)潤(rùn)滑的影響

活塞銷(xiāo)在缸內(nèi)燃燒壓力作用下的彎曲變形會(huì)在連桿小頭孔內(nèi)下端兩側(cè)產(chǎn)生集中的壓應(yīng)力，這是襯套異常磨損的主要原因，所以采用圖 15所示的型線來(lái)減少異常磨損。

圖15 連桿小頭孔形狀

由圖 16a可知，改進(jìn)方案的連桿小頭孔在最高燃燒壓力時(shí)刻的最大粗糙接觸壓力明顯低于原方案，主要原因在于改進(jìn)后銷(xiāo)孔的形狀能適應(yīng)活塞銷(xiāo)在最高爆壓下的彎曲變形，彎曲的活塞銷(xiāo)和型線銷(xiāo)孔貼合較好，減少了棱緣效應(yīng)，降低了粗糙接觸壓力。由圖 16b可知，改進(jìn)方案的連桿小頭軸承最小油膜厚度明顯高于原方案，因此，優(yōu)化連桿小頭型線能有效降低銷(xiāo)孔異常磨損的可能性。

圖16 改進(jìn)方案和原方案對(duì)比曲線

3.4 提高活塞銷(xiāo)剛度對(duì)潤(rùn)滑的影響

適當(dāng)提高活塞銷(xiāo)剛度也可以減小活塞銷(xiāo)的彎曲變形，降低棱緣效應(yīng)，改善潤(rùn)滑。如圖 17所示，去掉了原方案活塞銷(xiāo)兩端錐形，活塞銷(xiāo)中心孔直徑由27 mm減小到25 mm。由于活塞銷(xiāo)剛度的提高，彎曲變形減小，連桿小頭軸承的油膜厚度明顯增大，最小油膜厚度分布見(jiàn)圖 18。提高活塞銷(xiāo)剛度的方案，使連桿小頭軸承在最高燃燒壓力時(shí)刻的最大粗糙接觸壓力明顯降低(見(jiàn)圖 19)，所以適當(dāng)提高活塞銷(xiāo)剛度可有效改善潤(rùn)滑。

圖17 活塞銷(xiāo)形狀

圖18 最小油膜厚度

圖19 最高燃燒壓力工況的粗糙接觸壓力

結(jié)合以上分析，本研究最終采取了調(diào)間隙、優(yōu)化型線及調(diào)整活塞銷(xiāo)剛度的綜合措施，并進(jìn)行了350 h臺(tái)架考核試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果表明連桿小頭全部完好，無(wú)任何損傷(見(jiàn)圖 20)。

圖20 考核試驗(yàn)后的連桿小頭襯套

4 結(jié)論

a) 連桿小頭工作溫度對(duì)襯套變形有較大影響，而變形又影響潤(rùn)滑結(jié)果；

b) 油膜的空穴效應(yīng)對(duì)柴油機(jī)連桿小頭軸承計(jì)算結(jié)果有較大的影響；

c) 隨著配合間隙的增大，最小油膜厚度增大，但配合間隙繼續(xù)增大對(duì)油膜厚度的影響并不大，粗糙接觸區(qū)域反而會(huì)增加,對(duì)潤(rùn)滑不利；

d) 優(yōu)化連桿小頭襯套孔型線可以降低最大粗糙接觸壓力，改善潤(rùn)滑；

e) 增加活塞銷(xiāo)剛度可明顯改善連桿小頭軸承的粗糙接觸壓力，改善潤(rùn)滑。

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