不同活塞銷孔襯套-活塞銷摩擦副匹配性能研究

劉旭康 張利敏 王延榮 刁占英 王根全 王浩宇 強 慧 袁曉帥 柯慶航

(中國北方發動機研究所 天津 300400)

隨著高強化柴油機活塞最高燃燒壓力的不斷提高，活塞銷座部位承受的熱負荷和機械負荷也越來越高[1-2]，持續高溫高壓的工作環境使其面臨著更大的考驗。活塞銷和銷孔之間的潤滑油膜厚度是0.5～15 μm，在活塞運動過程中，摩擦副實際存在的混合摩擦行為極易造成銷孔表面干摩擦[2]，導致活塞銷孔襯套黏著磨損失效。許多故障案例表明，活塞銷軸承磨損是造成活塞連桿組件失效的主要原因之一[3-6]。

優化活塞銷孔型線[7-9]和銷座結構[10-14]設計是目前國內外學者的研究熱點。研究人員利用有限元軟件開展多方案結構對比分析，研究了不同型線下活塞銷孔軸承潤滑狀態，依據潤滑特征參數評價型線匹配的合理性。然而，單純依靠型線優化和結構設計不能完全解決銷座磨損失效的問題。研究表明，依照局部強化技術的思想，改善活塞銷孔鑲銅襯套制備工藝是降低活塞銷軸承磨損失效的另一種有效的工程技術手段。本文作者在擺動摩擦副摩擦磨損試驗臺上，開展擠壓、旋壓工藝制備的鑲銅襯套以及進口同類襯套的承載、抗咬合和耐磨損性能試驗，對比摩擦副的匹配性能差異，優選匹配方案，為國內活塞銷孔襯套選配提供參考。

1 活塞銷孔襯套-活塞銷匹配性能試驗

1.1 試驗裝置

活塞銷孔襯套-活塞銷匹配性能試驗在擺動摩擦副摩擦磨損試驗臺上進行，模擬柴油機工作中活塞銷孔襯套繞活塞銷擺動的運動形式和承載狀況。圖1和圖2分別為試驗裝置原理圖及測試機構實物圖，裝置由計算機控制系統、電液伺服加載系統、襯套-活塞銷擺桿機構、潤滑系統、冷卻系統等組成。試驗載荷由液壓作動器提供，垂直向上作用于測試軸承座底端。由電機經皮帶傳遞到擺臂后驅動活塞銷往復轉動，模擬襯套-活塞銷之間的擺動運動。潤滑油通過循環過濾系統噴淋到摩擦副接觸區，模擬飛濺潤滑。試驗過程中，通過計算機控制系統控制液壓伺服加載和主機系統的啟動和停止，以及擺動頻率、施加載荷的調節。轉速、壓力、扭矩和溫度傳感器采集的信號，經工控機處理后在顯示屏上以數字和曲線形式顯示，實現人機對話。

圖1 摩擦磨損試驗臺原理

圖2 試驗臺測試系統

1.2 試驗對象

試驗所用的活塞銷陪試件為某型號柴油機裝機使用的活塞銷，兩端開有V形槽用于安裝定位。活塞銷孔襯套為高強度銅合金，通過液氮冷卻過盈安裝在連接套。試驗的活塞銷孔襯套包括旋壓襯套和擠壓襯套，其中旋壓襯套的制備采用無切削等體積塑性成形工藝，擠壓襯套的制備是將被加熱的坯料和一定溫度的模具在擠壓力的作用下擠壓成形。同時，還以某進口活塞銷孔襯套為對比件進行試驗。襯套和連接套上分別開有直徑為5 mm的油孔，提供牌號RP-4652D裝甲車輛潤滑油。在與油孔間隔180°處的連接套上安裝K1熱電偶，用于測試襯套摩擦中心外壁溫度，監測試驗軸承承載中心的摩擦溫度[15]。在襯套基座端面壁厚中心處安裝K2熱電偶，監測試驗軸承承載區域外壁的摩擦溫度，與K2安裝孔相隔90°的位置處安裝K3熱電偶，監測試驗軸承非承載區域外壁的摩擦溫度。襯套軸承座截面示意見圖3，活塞銷-襯套軸承安裝座截面見圖4。

圖3 活塞銷及軸承安裝座

圖4 軸承安裝座截面示意

1.3 試驗方案

試驗方案如表1所示。表中,循環載荷是指施加載荷按照擺動頻率周期性變化;恒定載荷是指施加載荷不隨擺動頻率變化，即載荷恒定不變;單一載荷是指在同一擺動頻率下，施加載荷(10/30/80 kN)恒定不變;逐級加載是指在同一擺動頻率下，載荷從10 kN開始，按照每5 min 3 kN載荷步逐級遞增;飛濺潤滑是指潤滑油通過循環過濾系統噴淋到摩擦副接觸區;乏油潤滑是指停止向摩擦副接觸區飛濺潤滑(但在磨合結束后摩擦副接觸區仍殘留部分潤滑油)。

表1 試驗方案

2 試驗結果及分析

裝配完成后，3種襯套在正式考核前均經過30 min的磨合。結果如圖5、6和7所示，可以看出，3種襯套磨合階段的驅動扭矩與初始值相比變化不大，摩擦溫度略微升高(3種試驗溫度差異是試驗開始時的基礎油溫不一致造成的)，說明在磨合階段，摩擦副未出現較嚴重的粗糙接觸，襯套表面的微凸體被快速磨平，處于持續穩定的潤滑狀態。

圖5 3種襯套逐級加載過程中扭矩、溫度的變化

2.1 承載性能試驗

圖5給出了3種襯套逐級加載階段扭矩與溫度的變化。磨合階段結束后，按照每5 min 3 kN載荷步逐級遞增，3種襯套的摩擦扭矩和摩擦溫度隨之增加，這是因為載荷的增加，接觸面積就越大，即微凸體發生塑性變形和磨損的概率就增加，相應地摩擦副接觸表面的摩擦阻力增大，表現為摩擦功耗上升。對比3種襯套在相同載荷下的扭矩值(見圖5(a))，旋壓襯套最大，進口襯套次之，擠壓襯套最小，旋壓襯套首先觸發摩擦扭矩超過200 N·m的試驗終止條件。這是因為旋壓工藝參數多而復雜，導致各工藝參數之間相互耦合，可能出現裂紋、鼓包等缺陷，影響旋壓成形件的質量。3種襯套承載極限：擠壓襯套為52 kN，旋壓襯套為43 kN，進口襯套為49 kN，即承載極限擠壓襯套>進口襯套>旋壓襯套。觀察3種襯套在相同載荷下的溫度曲線(見圖5(b))，對比同一位置溫度得出，擠壓襯套溫度最低；對比不同位置溫度來看，K1、K2溫度相差較小，說明試驗過程中未出現嚴重的偏載現象，K1溫度略高于K2，這是因為承載面中心區域較承載面外側溫度高造成的，非承載區域外壁的摩擦溫度K3始終低于K1和K2，直接反映出軸承摩擦生熱的分布差異。

2.2 抗咬合性能試驗

圖6給出了3種襯套在乏油過程中的扭矩和溫度的變化情況。從圖6(a)可以看出，停止向摩擦副接觸區飛濺潤滑后，3種襯套的摩擦扭矩迅速增加至某一值。旋壓襯套摩擦扭矩數值最大且波動明顯，最小扭矩約為150 N·m，最大扭矩接近200 N·m，說明試驗過程中工作狀況惡劣。進口襯套摩擦扭矩大約為165 N·m，同時存在波動。而擠壓襯套摩擦扭矩大約為125 N·m，且波動較小，說明工作穩定性較好。驅動扭矩的變化直接反映出摩擦副表面的工作狀況。觀察圖6(b)所示的摩擦溫度變化曲線發現，旋壓襯套溫升最大，并且對潤滑油的敏感度最高，乏油初期溫度迅速增高，說明乏油初期油膜已被破壞，該摩擦副已發生嚴重的粗糙接觸，在某些接觸部位已形成干摩擦，造成摩擦副之間的摩擦功耗增加，溫度一直升高，最高達到170 ℃。對比擠壓襯套和進口襯套，與活塞銷表面發生持續但并不嚴重的粗糙接觸，產生的摩擦熱量不斷累積使試樣溫度不斷升高。同一測點位置，擠壓襯套溫度低于進口襯套，這是因為擠壓工藝采用多道冷拔+退火組合工藝，晶粒細化完整且均勻性較好，表現出產品穩定性好。

圖6 3種襯套乏油過程中扭矩、溫度的變化

2.3 耐磨損性能試驗

圖7給出了3種襯套耐磨損試驗中的扭矩和溫度的變化情況。可以看出，擠壓襯套摩擦溫度緩慢上升，摩擦扭矩基本穩定，大約為150 N·m，反映出襯套的工作穩定性良好；進口襯套試驗初期，摩擦扭矩穩定在120 N·m左右，試驗運行1 h之后，摩擦扭矩呈現上升的趨勢，試驗后期超過擠壓襯套，同一監測點摩擦溫度與擠壓襯套相當，但穩定性不如擠壓襯套；旋壓襯套整個磨損試驗過程中，摩擦溫度基本呈增長的趨勢，K1和K2溫度明顯高于其他測點溫度，同時存在波動，摩擦扭矩陡增陡降，波動范圍非常大，穩定性最差，并且試驗70 min時超過200 N·m，試驗終止。

圖7 3種襯套磨損過程中扭矩、溫度的變化

2.4 耐磨損性能評價

圖8示出了3種襯套磨損試驗結束后的宏觀形貌。可以看出，3種襯套非磨損區域摩擦表面機械加工痕跡被磨平，形成比較光滑的表面，而磨損區域表面上存在與滑動方向一致的磨痕；進口襯套磨損表面雖有黑色細微劃痕，但手感相對光滑；擠壓襯套接觸表面，均有高溫變色痕跡，存在多處劃痕，而旋壓襯套表面劃痕最為明顯。

圖8 3種襯套試驗后的宏觀形貌

采用表面輪廓法來評價不同襯套的磨損量，評價方式是輪廓最大深度圓半徑與基準圓半徑的差值。根據多次測量經驗，測量觸針下行過程中較為晃動，得到的基準圓不太準確，所以選取上行末端區域為未磨損區域，同時為了減小人為因素導致的測量誤差，選取襯套承載區域3條線作為評價對象。圖9所示為襯套表面輪廓測量儀，圖10所示為測試區域示意圖，圖11示出了不同襯套輪廓測量的差值。

圖9 輪廓測量儀

圖10 測試區域示意

圖11 襯套磨損量對比

從圖11可以看出，旋壓襯套中心位置最大深度圓半徑與基準圓差值最大，擠壓襯套次之，進口襯套最小。結合左、右側輪廓測量差值，進口襯套磨損量最小。可見，進口襯套穩定性不及擠壓襯套，但其耐磨性更優。這可能因為進口襯套采用了優良的合金材料和更優的加工工藝，后期可進一步從這兩個方面對擠壓襯套進行優化改進。

3 結論及建議

(1)3種襯套承載極限依次是擠壓襯套、進口襯套、旋壓襯套，承載中心區域摩擦溫度最高，不同測點溫度直接反映出軸承摩擦生熱的分布差異。

(2)3種襯套乏油初期動態潤滑油膜就遭到破壞，但擠壓襯套對乏油耐受性最佳，即抗咬合性能最優。

(3)進口襯套制備工藝對國內嚴格封鎖，具體細節和參數不得而知，但從磨損試驗結果來看，進口襯套穩定性不及擠壓襯套，而耐磨性優良，這可能因為具有優良的合金材料和機加工藝。但從磨損試驗結果來看，進口襯套穩定性不及擠壓襯套，但耐磨性更優。

(4)活塞銷孔襯套-活塞銷摩擦副匹配性能試驗建議優選擠壓制備工藝的襯套，能夠提高活塞銷座承載能力和熱負荷、機械負荷的承受能力，緩解因溫度過高導致的活塞材料性能的下降以及因應力集中活塞銷座產生的裂紋的問題，具備對標進口襯套的能力，可為國內活塞銷孔襯套的選配提供參考。