柴油機連桿小頭與活塞銷軸承潤滑特性分析

張忠偉，劉繼林，宋現浩，張利敏，趙志強，劉玉婷，梁玉明

(1.中國北方發動機研究所(天津)，天津 300400; 2.中國人民解放軍駐616廠軍事代表室，山西 大同 037036)

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

某型柴油機在使用過程中呼吸器冒油，拆檢后發現左2缸連桿小頭襯套異常損傷，襯套兩側邊緣發黑，變色嚴重，發生了嚴重的拉傷故障。此外還發現右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，活塞二階運動發生異常，活塞環密封失效，致使部分燃氣進入曲軸箱，導致廢氣壓力升高，呼吸器冒油。

針對連桿小頭出現的問題，通過仿真計算和試驗研究相結合的方式，研究了連桿小頭軸承潤滑特性，分析了連桿小頭剛度匹配與配合間隙對潤滑特性的影響，通過設計優化，提高了設計可靠性。

1 系統多體動力學模型

1.1 有限元模型

由于活塞銷、連桿、活塞及機體剛度對活塞運動有較大影響，所以對多體動力學系統模型中參與分析的全部零件都進行了柔性化處理。如圖 1所示，活塞、連桿和機體采用了10節點四面體網格，活塞銷采用8節點六面體網格, 機體選取了一個整缸兩個半缸的有限元模型。

圖1 活塞、活塞銷、連桿和機體有限元模型

1.2 有限元縮聚模型

多體動力學系統仿真規模與自由度數直接相關，由于連桿小頭軸承EHD潤滑模型的強烈非線性和多體動力學系統本身具有的非線性，計算量因而十分巨大。為了提高計算效率，根據Craig-Bampton方法[6]，對系統自由度數目進行縮減，將各零件的自由度分為內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、數據的輸出和載荷的輸入。并對系統的動力學作用通過外部自由度結合零件靜態變形和固定邊界模態來表達，這樣僅外部自由度參與系統計算，可大大降低求解規模。

為實現活塞與活塞銷、活塞銷與連桿的連接，縮減結構對應軸承采用相同的拓撲結構。活塞銷孔內表面和連桿小頭內表面建立如圖 2所示的形狀規則的膜單元，膜單元與活塞銷座的體單元和連桿小頭內表面的體單元通過綁定約束耦合在一起，膜單元部分包含7層節點，每層截面40個節點，共有280個節點，作為與活塞銷連接時的外部節點，活塞和連桿縮減時都保留了這280個節點的兩個徑向自由度作為外部自由度，用于與活塞銷連接。

圖2 活塞銷孔和連桿小頭孔膜單元及活塞銷網格模型

活塞銷網格共有23層節點，兩邊各有7層，每層40個節點，用于與活塞銷孔內表面膜單元的外部節點連接；中間有7層，每層40個節點，用于與連桿小頭內表面膜單元的外部節點連接，縮減時保留外部節點的兩個徑向自由度；剩余的2層節點為過渡區域，節點自由度不作縮聚。

2 連桿小頭軸承潤滑模型

連桿工作時受到兩種載荷作用：一是燃氣作用力和往復運動慣性力所引起的縱向載荷，一是連桿桿身復合運動所引起的橫向載荷，兩種載荷的大小和方向是周期性變化的。活塞銷在連桿小頭內轉動會形成楔形油膜。連桿小頭軸承采用飛濺潤滑，銷孔間隙小，活塞銷轉速低，油膜承載能力低，一般認為連桿小頭軸承處于邊界潤滑狀態[7]。

由于活塞銷和連桿小頭剛度較低，結構變形較大，其對連桿小頭軸承潤滑特性的影響較大，而常用的軸承潤滑模型為流體動力潤滑模型，不考慮結構變形，因此有必要建立連桿小頭軸承的彈性流體潤滑(EHD)模型。連桿小頭軸承結構參數見表1。

表1 連桿小頭軸承參數

2.1 連桿小頭軸承潤滑控制方程

2.1.1油膜厚度方程

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

(1)

式中：e為軸承中央截面的偏心距；θ為從坐標軸Z量起的角坐標；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為活塞銷軸向長度。

圖3 連桿小頭軸承示意

2.1.2Reynolds方程及其邊界條件

膜彈性流體動壓潤滑模型采用擴展Reynolds(雷諾)方程(見式(2))，考慮了滑動方向的動壓效應、伸縮效應及整體的擠壓效應，能夠較為精確地對軸承的潤滑狀態進行計算分析，并對軸承油膜的特性作出準確的評價。

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。薄到一定程度出現表面輪廓峰的相互作用，油膜可能就會發生破裂。

(2)

式中:h為油膜厚度；η為潤滑劑動力黏度；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

當連桿小頭軸承處于邊界潤滑狀態時，油膜厚度過薄使得活塞銷和連桿小頭襯套產生粗糙接觸。根據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)為是否發生了粗糙接觸的指示函數；K為與表面粗糙度有關的常數，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格

Reynolds 方程(見式(2))的求解采用有限差分法。求解域內部節點采用中心差分格式，在求解域邊界(位于軸承前后端面處)上的節點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，在圓周方向取360°，且沿圓周和軸向方向均劃分成等距的網格。圖 4示出軸承表面沿平面展開圖及網格劃分示意。

圖4 油膜有限差分網格

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格。由于活塞銷在銷孔中偏心位置的微小變化就會產生很大的油膜壓力梯度，需要足夠細化的差分網格才能準確表示油膜壓力的變化，計算中采用了圖 4所示的22×121的油膜差分網格。為了降低求解規模，連桿小頭和活塞銷連接部分的結構有限元網格采用了7×40的稀疏網格。計算中需要反復把有限差分網格的油膜壓力傳遞給結構有限元網格來計算變形，再把得到的結構變形傳遞回油膜差分網格來計算油膜厚度，需在細化的油膜差分網格和稀疏的結構有限元網格間進行插值處理。

2.3 連桿小頭軸承溫度邊界測定與熱變形分析

連桿小頭軸承工況復雜，工作環境溫度較高，軸承工作熱量來自活塞傳遞和摩擦生熱。溫度對連桿小頭襯套的熱變形和潤滑油的影響都很敏感，如果不考慮連桿小頭軸承工作溫度,仿真會產生較大誤差，所以需要測試得到軸承的工作溫度。

本次試驗測試采用硬度塞測試溫度法，利用金屬材料的硬度變化來確定對應溫度。金屬材料淬火后硬度值隨回火溫度的升高而降低，利用這一特性來間接測試溫度。把淬火后的金屬材料做成螺絲狀即為硬度塞。連桿溫度場測試硬度塞布置見圖 5。

圖5 測溫硬度塞布置

根據相應的臺架測溫規范進行測試，各個測點的測試數據見圖 6。由圖6可見，承載區附近的溫度明顯高于其他區域，說明軸承熱量主要來源于摩擦生熱。通過連桿小頭軸承有限元溫度場仿真分析，應用試驗結果對仿真結果校準，得出準確的連桿小頭軸承溫度分布。

圖6 測溫數據點

考慮連桿小頭軸承過盈安裝的應力及連桿小頭高溫熱應力，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，其機械變形在系統潤滑分析中進行計算，只需分析連桿小頭熱變形的影響。由圖 7可見，考慮熱變形的襯套應力普遍大于不考慮熱變形的襯套應力，造成此種現象的原因是銅襯套的熱膨脹系數明顯大于碳鋼，所以實際工作時，襯套和連桿小頭底孔的過盈力會進一步增大，襯套內孔會發生較大變形，因而在后續的連桿小頭軸承潤滑分析中須考慮連桿小頭襯套的熱變形。從圖 7b襯套熱變形計算結果中提取出用于軸承計算的熱態襯套表面，把變形結果賦予軸承潤滑分析，為了便于計算，襯套表面經過適當光順。

圖7 襯套應力分布云圖

3 連桿小頭軸承潤滑特性分析

連桿小頭軸承承受的負荷主要為缸內氣體作用力和往復慣性力。在邊界潤滑條件下，油膜壓力和粗糙接觸壓力共同構成了軸承的承載作用[9]。圖 8示出各曲軸轉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在727°附近，與最大燃燒壓力出現時刻基本相同。爆發工況后，軸承負荷不再繼續增加，但潤滑油持續泄出，因而油膜厚度繼續減小，大約在732°附近出現油膜厚度的最小值，此時粗糙接觸壓力也達到最大值。粗糙接觸壓力的分布見圖 9。

圖8 油膜壓力、粗糙接觸壓力及油膜厚度曲線

圖9 最高燃燒壓力時刻軸承應力分布云圖

由圖 9可知，在爆發工況后，由于活塞銷彎曲變形(見圖 10)，在靠近連桿小頭軸承內側油膜壓力較低，向外側逐漸升高，727°爆發時刻連桿小頭液動接觸壓力主要集中在連桿小頭孔軸承兩端，其根源在于活塞銷彎曲變形而在該處產生的棱緣效應。此后盡管軸承負荷不再繼續增加，但潤滑油被繼續從小頭軸承孔間隙擠出，因而油膜厚度繼續減小，在732°附近出現油膜厚度的最小值，此時粗糙接觸壓力也達到最大值，在軸承最外側出現了粗糙接觸。

圖10 最高燃燒壓力時刻活塞銷軸向變形(放大300倍)

3.1 連桿小頭軸承油膜空穴效應對潤滑的影響

為了簡化EHD軸承潤滑模型的計算，一般假設潤滑油充滿軸承間隙，即忽略油膜空穴效應的影響。但連桿小頭軸承采用飛濺潤滑，活塞銷和連桿小頭底孔的接觸方向會周期性變化，導致軸承孔間隙也周期性地變化，間隙增大時吸進潤滑油，間隙變小時擠出潤滑油。與壓力潤滑相比，飛濺潤滑可能存在潤滑油不足現象，潤滑油不能充滿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時最大粗糙接觸發生在排氣行程上止點，在最高燃燒壓力時刻幾乎沒有粗糙接觸，與實際情況不符。如圖 11b所示，在最高燃燒壓力時刻，不考慮空穴效應的油膜厚度明顯增大，在排氣行程上止點附近偏小，所以在彈性流體動力學潤滑(EHD)分析中，必須考慮油膜空穴效應的影響。

圖11 是否考慮空穴效應的對比曲線

3.2 連桿小頭與活塞銷配合間隙對潤滑的影響

為了研究活塞銷與連桿小頭配合間隙對最小油膜厚度的影響，計算了多種配合間隙的彈性流體動力學潤滑情況，最小油膜厚度隨著配合間隙的增大呈增大趨勢。不同配合間隙下最小油膜厚度見圖 12和表2，分布云圖見圖 13。當配合間隙小于0.035 mm時，爆發工況基本不會產生油膜；當間隙大于0.065 mm時，能夠滿足使用要求，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律

粗糙接觸率隨著間隙的增大逐漸減小，當間隙在0.065 mm時達到最小，然后隨著間隙的增大，活塞銷會出現振動沖擊，導致粗糙接觸區間大幅增大(見圖14)。

圖14 不同配合間隙下的粗糙接觸分布

連桿小頭間隙對潤滑特性有較大影響，配合間隙需要設置為合適值。配合間隙過小，潤滑油膜不能形成，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。當間隙達到0.065 mm時，到達穩定狀態，再增大間隙，對油膜分布規律影響不大，但粗糙接觸區域會增加。所以本研究中配合間隙由0.055～0.072 mm調整到0.065～0.083 mm。

3.3 連桿小頭孔型線對潤滑的影響

活塞銷在缸內燃燒壓力作用下的彎曲變形會在連桿小頭孔內下端兩側產生集中的壓應力，這是襯套異常磨損的主要原因，所以采用圖 15所示的型線來減少異常磨損。

圖15 連桿小頭孔形狀

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

圖16 改進方案和原方案對比曲線

3.4 提高活塞銷剛度對潤滑的影響

適當提高活塞銷剛度也可以減小活塞銷的彎曲變形，降低棱緣效應，改善潤滑。如圖 17所示，去掉了原方案活塞銷兩端錐形，活塞銷中心孔直徑由27 mm減小到25 mm。由于活塞銷剛度的提高，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圖 18。提高活塞銷剛度的方案，使連桿小頭軸承在最高燃燒壓力時刻的最大粗糙接觸壓力明顯降低(見圖 19)，所以適當提高活塞銷剛度可有效改善潤滑。

圖17 活塞銷形狀

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

結合以上分析，本研究最終采取了調間隙、優化型線及調整活塞銷剛度的綜合措施，并進行了350 h臺架考核試驗，試驗結果表明連桿小頭全部完好，無任何損傷(見圖 20)。

圖20 考核試驗后的連桿小頭襯套

4 結論

a) 連桿小頭工作溫度對襯套變形有較大影響，而變形又影響潤滑結果；

b) 油膜的空穴效應對柴油機連桿小頭軸承計算結果有較大的影響；

c) 隨著配合間隙的增大，最小油膜厚度增大，但配合間隙繼續增大對油膜厚度的影響并不大，粗糙接觸區域反而會增加,對潤滑不利；

d) 優化連桿小頭襯套孔型線可以降低最大粗糙接觸壓力，改善潤滑；

e) 增加活塞銷剛度可明顯改善連桿小頭軸承的粗糙接觸壓力，改善潤滑。

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