車用柴油機主軸承軸瓦微動磨損研究

谷冉升，崔毅,2，程祥軍，李云強

(1.上海交通大學動力機械及工程教育部重點實驗室，上海 200240；2.高新船舶與深海開發裝備協同創新中心，上海 200240；3.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261001)

隨著對柴油機使用壽命和功率密度要求的不斷提高，發動機軸瓦過盈配合面由于承受很大的交變載荷，接觸面上會有局部的微動磨損出現，進而導致表面裂紋的萌生和軸瓦失效[1-2]。Archard[3]基于Holm等提出的一種計算表面原子移除的磨損理論，用原子團代替單個原子將這個理論應用到了表面微凸體的移除。Archard認為磨損量主要與材料的硬度以及接觸副上的正壓力和滑移量有關。Archard模型提出后便被用于有限元仿真和磨損分析。J.Ding[4-8]等對圓柱-平面接觸的微動磨損裝置進行了仿真分析，用Archard模型對接觸面輪廓的變化情況進行了預測，并研究了微動磨損對微動疲勞的影響。杜平[9]對簡化結構的連桿-襯套進行有限元分析，利用Hertz理論研究連桿擺角、過盈量和摩擦系數對微動磨損的影響，發現加大過盈量可以顯著減小滑移，并能提高使用壽命，降低摩擦系數可以降低總體摩擦功。張遠斌[10]為研究車輪-車軸過盈面的微動磨損特性，對圓柱-平面結構進行仿真，結果表明，該模型可以較準確預測磨損斑的寬度，但對于磨損斑的深度仿真誤差較大。高立[11]對連桿小頭-襯套進行熱固耦合仿真分析，得出溫度升高使接觸壓力和摩擦應力顯著增大的結論。過盈增大會使微動滑移距離減小，因此提高過盈并改善潤滑條件可以很好地降低微動磨損。

本研究對一款車用柴油機搭建試驗臺架來探究不同預緊力下主軸承-機體過盈接觸面的微動磨損，同時根據試驗臺架建立對應仿真模型，根據Archard模型獲取仿真磨損結果并與試驗結果相互驗證，據此分析不同因素對微動磨損的影響，得到減小微動磨損的方案。

1 試驗研究

1.1 試驗臺架

為了研究主軸承軸瓦瓦背的微動磨損情況，搭建柴油機1 000萬次動載試驗臺架。柴油機主要參數見表1。試驗臺架由八部分組成：油槽、固定底座、主軸承蓋、機體、主軸瓦、加工曲軸、固定法蘭盤和雙軸疲勞試驗機。試驗臺架安裝情況見圖1，發動機內部安裝情況見圖2。為模擬曲軸的潤滑條件，在試驗加工曲軸上打油孔，使其能夠對曲軸-軸瓦接觸面循環供油。為分析不同螺栓預緊力對機體-主軸承結合面微動磨損的影響，試驗對單段曲軸左右兩組主軸承施加不同大小的螺栓預緊力。

表1 柴油機主要參數

1—雙軸疲勞試驗機；2—固定法蘭盤；3—被試柴油機；4—固定底座；5—油槽。圖1 試驗臺架結構

1—機體；2—加工曲軸；3—主軸瓦；4—主軸承蓋。圖2 被試柴油機內部結構

圖1和圖2中，固定底座通過兩排螺栓孔與機體進行螺栓連接，起到固定和定位的作用；法蘭盤用于連接曲軸和疲勞試驗機；開供油孔的曲軸兩側均有進油孔，并在兩個上軸瓦中心45°位置設出油孔；曲軸、供油管道、油槽和油泵組成的潤滑系統，保證了軸-軸瓦接觸面循環供油。

1.2 試驗方案

標定工況下主軸承載荷見圖3。由于曲軸和軸瓦存在間隙，在軸承載荷換向時疲勞機載荷無法控制，因此試驗加載頻率無法提升。為提高試驗頻率，試驗最大載荷和實際工況一致，改變最小載荷大小，使主軸處于單向加載狀態。按照這種方式對實際載荷的修正對下軸瓦的微動磨損影響不大。試驗機的加載參數如表2所示。

圖3 主軸承載荷x,y分量

表2 試驗加載參數

加載頻率的選取是綜合考慮疲勞試驗機加載穩定性和試驗總時間得到的。30 Hz的加載頻率能保證正弦加載的穩定性，同時盡可能縮短試驗時間。

兩組主螺栓施加不同的預緊力，施加方式為轉角法。其中飛輪端(左側)螺栓擰緊力矩為廠家提供的最大擰緊力矩，自由端(右側)是根據最大擰緊力矩進行減小得到的。

0.5 MPa的機油壓力是模擬發動機實際運行時的主軸承供油壓力，曲軸與軸瓦間的持續供油潤滑可以防止曲軸-軸瓦接觸面因高速摩擦過熱而燒結。

1.3 試驗結果分析

試驗結束后，取下軸瓦，可以觀察軸瓦瓦背的微動磨損情況，如圖4所示。

圖4 軸瓦瓦背磨損結果

圖4中，由于軸瓦瓦背上有磷化層，磨損狀況不易觀察，因此轉而觀察與其對應的接觸面：機體-上軸瓦背接觸面、主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的微動磨損情況。圖5示出兩個機體-上軸瓦背接觸面的磨損情況；圖6示出兩個主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損情況。

圖5 機體-上軸瓦背接觸面的磨損情況

圖6 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損情況

圖5和圖6中，微動磨損會造成機體-主軸承結合面磨損嚴重區域出現黑色磨損斑，觸摸會有輕微的凹陷感。

對比圖5中左右兩個機體-上軸瓦背接觸面的磨損情況，發現飛輪端(左側)接觸面磨損較嚴重，右側接觸面磨損斑不明顯，但出現凹坑，原因是右側預緊力小，接觸面在試驗過程中有分離現象，部分金屬黏著脫落。磨損嚴重位置集中在兩側邊緣30°區域。

對比圖6中左右兩個主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損情況，發現自由端(右側)的磨損更嚴重，磨損嚴重位置集中在接觸面的中心位置到45°角區域。磨損斑痕跡沿軸瓦周向分布。

2 計算研究

2.1 有限元模型

根據試驗臺架建立相對應的有限元模型(見圖7)。模型共包含四部分：機體、2個軸瓦、4個主螺栓、2個主軸承蓋。有限元模型中，對機體與主軸承蓋、主軸瓦接觸部分的網格進行剖分細化，提高關心區域的計算精度。由于模型存在大量非線性接觸區域，網格類型均采用C3D10M四面體網格。網格模型總節點數為410 451。

圖7 有限元網格模型

為簡化計算，模型中不考慮曲軸，而是將載荷直接施加在軸瓦上。加載方式采用120 °分布式加載，如圖8所示。

圖8 主軸承載荷加載方法

如圖8所示，主軸承載荷為沿主軸承軸向方向均勻分布，沿主軸承周向呈120°余弦分布。設豎直方向的總載荷為Q，軸向受力長度為L，軸頸半徑為R，推導過程如下：

(1)

(2)

螺栓預緊力數值根據轉角法計算得到，飛輪端(左側)螺栓預緊力為88 kN，自由端(右側)螺栓預緊力為78.9 kN。

2.2 微動磨損計算模型

微動磨損計算采用Archard模型：

(3)

式中：h為磨損深度；s為滑移距離；p為接觸壓力；kl為局部磨損系數。為了計算一個工作循環總的磨損深度，需要對一個工作循環中的有限元計算步進行累加：

(4)

式中：N為工作循環數；pij，sij分別為第i個節點，第j計算步的接觸壓力和滑移量；dhi/dN為第i個節點一個工作循環的總磨損深度。

通過編程提取ABAQUS有限元分析結果中相關參數，并通過計算得到磨損深度h的分布，并以云圖方式顯示。

由于只分析磨損深度的相對大小，將磨損系數kl取為1。并將kl取1時的磨損深度h記為微動磨損參數FD。

2.3 計算結果與分析

首先分析與微動磨損參數FD計算相關的參數：接觸壓力p和滑移距離s。其中接觸壓力p可以直接從分析結果CPRESS中讀出，滑移距離s通過編程來計算一個循環的總滑移量。計算方法如下：

(5)

分析接觸壓力p時，選取壓載荷5 kN和116 kN兩種工況下接觸壓力更大的進行分析。由于機體-上軸瓦背接觸面主要受螺栓預緊力影響，壓載荷5 kN時接觸壓力p更大，因此選取壓載荷5 kN工況(見圖9)；而主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的接觸壓力p主要受壓載荷的影響，因此選取壓載荷116 kN工況(見圖10)。

圖9 機體-上軸瓦背接觸面5 kN時的接觸壓力

圖10 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面116 kN時的接觸壓力

根據計算得到的總滑移距離s繪制機體-上軸瓦背接觸面滑移云圖(見圖11)和主軸承蓋-下軸瓦背接觸面滑移云圖(見圖12)。

圖11 機體-上軸瓦背接觸面滑移距離

圖12 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面滑移距離

圖13和圖14示出了圖5和圖6對應位置單個加載循環的微動磨損深度云圖。

圖13 機體-上軸瓦背接觸面的磨損仿真結果

圖14 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損仿真結果

結合接觸壓力和滑移距離分析磨損結果，可見機體-上軸瓦背接觸面磨損的分布情況與接觸壓力相近，原因是壓載荷的變化并不會導致上軸瓦發生嚴重形變，所以機體-上軸瓦背接觸面滑移距離不是影響磨損分布的主因，而由螺栓預緊力引起的接觸壓力分布是磨損的主要成因。這很好地解釋了磨損嚴重位置集中在靠近螺栓頭的接觸面邊緣到25°之間，也很好地解釋了由于飛輪端(左側)比自由端(右側)螺栓預緊力大導致左側比右側磨損嚴重。仿真得到的機體-上軸瓦背接觸面磨損情況從分布和螺栓預緊力對其磨損嚴重程度的影響上均與試驗結果相吻合。

主軸承蓋-下軸瓦背接觸面磨損情況與滑移距離的分布相近，原因是壓載荷直接作用在下軸瓦上，因此壓載荷變化導致的下軸瓦形變會加大主軸承蓋-下軸瓦背接觸面在45°角附近的滑移距離，成為影響磨損分布的主因。更大的預緊力導致了更大的接觸壓力(見圖10)，進而導致下軸瓦與主軸承蓋之間更難發生相對滑動，減小了滑移距離(見圖12)。由于數值上螺栓預緊力增加對滑移距離的影響更大，因此螺栓預緊力對磨損的影響與滑移距離的影響一致，即自由端(右側)比飛輪端(左側)磨損嚴重。仿真結果和試驗結果較為吻合。

總體上，根據Archard模型得到的磨損深度仿真結果與試驗得到的結果在預緊力對磨損影響趨勢一致，同時磨損深度分布也比較吻合。

3 減磨優化分析

通過在有限元模型中調整螺栓預緊力和主軸承軸瓦過盈量尋找減小柴油機主軸承軸瓦微動磨損的方法。根據之前試驗及仿真結果，可知上下軸瓦的磨損情況并不相同，因此對上下軸瓦分開分析。設初始軸瓦半徑過盈量為a，分析結果見圖15。

對于上軸瓦來說，隨著軸瓦半徑過盈量增加，瓦背微動磨損先增大后減小，在軸瓦半徑過盈量為(a+0.01) mm附近達到峰值。螺栓預緊力增大會導致微動磨損增大，但是隨著軸瓦半徑過盈量增加，螺栓預緊力對上軸瓦微動磨損的影響減小，當軸瓦半徑過盈量為(a+0.04) mm時，螺栓預緊力對微動磨損的影響幾乎為零。因此，當軸瓦半徑過盈量大于(a+0.01) mm時，增加過盈量可以減小上瓦背磨損。

對于下軸瓦來說，軸瓦半徑過盈量與瓦背微動磨損成反比。螺栓預緊力與瓦背微動磨損也成反比。因此，增大軸瓦半徑過盈量和螺栓預緊力均能減小下瓦背磨損。

綜上，當軸瓦半徑過盈量大于(a+0.01)mm時，增大軸瓦半徑過盈量可以很好地減小上、下瓦背磨損。

圖15 主軸承軸瓦微動磨損與軸瓦過盈量和螺栓預緊力的關系

通過分析軸承應力發現，由于螺栓上端位置與上軸瓦邊緣太近，導致上軸瓦邊緣應力、應變以及應力應變隨循環載荷的變化都很大，從而導致上軸瓦邊緣微動磨損較為嚴重，如圖16所示。

因此，想要消除上軸瓦邊緣微動磨損大的問題，應該在設計時考慮增大螺栓孔與主軸承之間的距離。

圖16 交變載荷下機體-主軸承接觸面的應力變化

4 結論

a) 從試驗結果看，上瓦磨損嚴重位置集中在兩側邊緣30°區域，下瓦磨損嚴重位置集中在接觸面的中心位置到45°角區域；螺栓預緊力對上下軸瓦磨損影響相反，與上軸瓦正相關，與下軸瓦負相關；

b) 磨損深度仿真結果與試驗結果在預緊力對磨損的影響趨勢上一致，在磨損分布上也符合很好，驗證了該仿真模型的可行性；

c) 通過改變軸瓦過盈量和螺栓預緊力尋找減磨優化方法，得出在當軸瓦半徑過盈量大于(a+0.01)mm時，增大軸瓦半徑過盈量可以很好地減小上、下瓦背磨損；

d) 分析有限元模型應力發現，由于螺栓上端位置與上軸瓦邊緣太近，導致上軸瓦邊緣應力、應變以及應力應變隨循環載荷的變化都很大，從而導致上軸瓦邊緣微動磨損較為嚴重，因此應該在設計時考慮增大螺栓孔與主軸承之間的距離。