謝良根

(上海柴油機(jī)股份有限公司，上海 200438)

0 引言

連桿組件是柴油機(jī)關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)件，包括連桿體、連桿蓋、連桿大頭軸瓦和連桿螺栓等。連桿組件的作用是將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，并把作用在活塞組上的力傳給曲軸。連桿軸瓦在工作過程中不僅受到?jīng)_擊性的氣體爆發(fā)壓力，還要承受活塞連桿組慣性力和曲軸連桿彎曲變形造成的附加力。所以在設(shè)計(jì)連桿大頭軸瓦時(shí)，必須設(shè)法保證連桿大頭軸瓦和曲軸連桿頸組成的摩擦副能夠長(zhǎng)期可靠的工作，避免軸瓦出現(xiàn)疲勞磨損及表面涂層剝落等情況的發(fā)生。

滑動(dòng)軸承在完全液體摩擦狀態(tài)下工作時(shí)，軸頸和軸瓦被一層足夠厚的潤(rùn)滑油膜相互隔開，兩工作表面間的外摩擦變?yōu)橛湍ぶ懈鲗恿黧w間的內(nèi)摩擦[1]。因此在完全液體摩擦狀態(tài)下工作的軸瓦摩擦阻力和發(fā)熱量都很小，表面幾乎沒有磨損。連桿大頭軸瓦設(shè)計(jì)的目的就是為了實(shí)現(xiàn)這一理想的工作狀態(tài)。

基于AVL-EXCITE-PU軟件及AVL公司先進(jìn)的軸瓦設(shè)計(jì)開發(fā)經(jīng)驗(yàn)，對(duì)新開發(fā)的某12 V電站用柴油機(jī)連桿大頭軸瓦的潤(rùn)滑狀態(tài)進(jìn)行彈性液體動(dòng)力學(xué)(英文全稱為elasto-hydrodynamic，縮寫為EHD)分析，找出壓力分布異常的區(qū)域，分析原因并進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，消除軸瓦壓力異常區(qū)域可能造成的磨損風(fēng)險(xiǎn)，對(duì)連桿大頭軸瓦設(shè)計(jì)開發(fā)有重要的指導(dǎo)意義。

1 軸瓦EHD仿真基礎(chǔ)理論

軸瓦EHD仿真，核心是利用軸瓦EHD連接副單元，進(jìn)行軸瓦油膜特性仿真。EHD連接副單元可考慮多種邊界條件的影響，包括間隙、軸瓦分割線、供油壓力、供油孔和軸瓦變形等[2]，針對(duì)油膜特性的EHD仿真輸出結(jié)果，包括總壓、粗糙接觸壓、摩擦損失比、平均熱負(fù)荷和機(jī)油溫升等。因此軸瓦EHD仿真可對(duì)軸瓦的潤(rùn)滑狀態(tài)進(jìn)行精確的仿真分析，能夠?qū)S瓦油膜的特性做出準(zhǔn)確評(píng)價(jià)。同時(shí)，還可確定軸瓦動(dòng)態(tài)載荷、軸瓦局部磨損以及軸瓦供油流量等情況?？蔀闇p小軸瓦液動(dòng)摩擦、減少軸瓦磨損及優(yōu)化軸瓦結(jié)構(gòu)提供理論依據(jù)。

1.1 擴(kuò)展雷諾方程

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭軸瓦在工作時(shí)，潤(rùn)滑油膜厚度很薄，只有幾微米，所以對(duì)潤(rùn)滑油膜分析時(shí)需要考慮零件表面粗糙度對(duì)潤(rùn)滑性能的影響。假定潤(rùn)滑油是不可壓縮的流體，且在軸頸和軸瓦構(gòu)成的油楔中的流動(dòng)屬于層流，其彈性液體動(dòng)壓潤(rùn)滑的擴(kuò)展雷諾方程見公式(1)[3]：

(1)

式中，p為油膜壓力，MPa；θ為機(jī)油填充率；?為油膜厚度，mm；η為機(jī)油粘度，Pa.s；u1(2)為表面相對(duì)滑動(dòng)速度，mm/s；t為時(shí)間，s；y(z)為軸向坐標(biāo)，mm。

該方程確立了油膜壓力p與機(jī)油粘度η、油膜厚度h、工作表面運(yùn)動(dòng)速度u1(2)、油楔形狀?h/?y及油膜厚度變化率?h/?t等因素之間的關(guān)系。明確了油膜動(dòng)壓與動(dòng)態(tài)外載之間力的平衡關(guān)系。

2 建立模型

2.1 發(fā)動(dòng)機(jī)基本參數(shù)

待設(shè)計(jì)計(jì)算的連桿大頭軸瓦用于某V型柴油機(jī)，該柴油機(jī)的基本參數(shù)見表1。

表1 某V型柴油機(jī)基本參數(shù)

2.2 建立多體動(dòng)力學(xué)模型

借助多體動(dòng)力學(xué)軟件AVL-EXCITE-PU進(jìn)行連桿大頭軸瓦EHD動(dòng)力學(xué)模型搭建。首先截取一段完整的曲拐作為研究對(duì)象， V型柴油機(jī)1個(gè)曲拐包含2套活塞連桿組件。具體建模過程如下：缸套使用簡(jiǎn)易的剛體單元描述，對(duì)活塞起導(dǎo)向作用；活塞組件的質(zhì)量加在連桿小頭上，不單獨(dú)建立活塞組件模型；缸套和連桿小頭之間的連接，用線性彈簧剛度/阻尼單元Guideline描述；由于連桿本體的彈性變形直接影響連桿大頭軸瓦的潤(rùn)滑結(jié)果，采用線彈性單元，其質(zhì)量矩陣和剛度矩陣通過有限元縮減獲得，保留連桿大頭軸瓦節(jié)點(diǎn)和連桿小頭中心節(jié)點(diǎn)；連桿大頭軸瓦由彈性液動(dòng)軸承EHD2描述，可以詳細(xì)計(jì)算軸瓦油膜特性及軸瓦變形情況；為了防止軸瓦軸向竄動(dòng)，每個(gè)連桿大頭軸瓦兩側(cè)各加1組軸向推力軸承；曲軸連桿頸用線彈性體描述，由軟件自帶的軸頸生成程序創(chuàng)建。最終完成搭建如圖1和圖2所示的某V型柴油機(jī)連桿大頭軸瓦EHD模型。

圖1 連桿大頭軸瓦EHD模型2D視圖

圖2 連桿大頭軸瓦EHD模型3D視圖

2.3 計(jì)算邊界及數(shù)據(jù)輸入

對(duì)上述搭建完成連桿大頭軸瓦EHD模型進(jìn)行數(shù)據(jù)輸入。由于是新開發(fā)的柴油機(jī)，參數(shù)還沒完全最終確定，需要借助AVL公司和軸瓦供應(yīng)商的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)。經(jīng)過數(shù)據(jù)甄選，連桿大頭軸瓦的基本參數(shù)見表2。

表2 連桿大頭軸瓦基本參數(shù)

連桿大頭軸瓦由上下2片瓦組成，并通過螺栓緊固。在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中，慣性力使得連桿蓋撓曲變形，連桿大頭孔被拉長(zhǎng)，在垂直方向縮小。同時(shí)，軸瓦過盈使得軸瓦結(jié)合面處微量變形，為了補(bǔ)償這些變形的影響，軸瓦一般做成中間厚兩邊薄的形狀。為了進(jìn)一步改善軸瓦表面布油情況，在軸瓦結(jié)合面處還會(huì)再做一段局部削薄。在軸瓦EHD分析時(shí)，為了體現(xiàn)這一關(guān)鍵特征，軟件中可通過定義軸瓦輪廓進(jìn)行描述，圖3所示為未磨損連桿大頭軸瓦輪廓。

圖3 未磨損連桿大頭軸瓦輪廓

完成參數(shù)輸入后，加載活塞頭部的缸壓曲線，輸入如圖4所示的缸壓曲線，分析額定工況下連桿大頭軸瓦EHD仿真結(jié)果。

圖4 額定工況缸壓曲線

3 連桿大頭軸瓦EHD仿真結(jié)果分析

完成上述前處理后，對(duì)連桿大頭軸瓦EHD進(jìn)行仿真計(jì)算并對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行分析。從總壓、粗糙接觸壓、摩擦損失比、平均熱負(fù)荷和機(jī)油溫升5個(gè)方面對(duì)仿真結(jié)果進(jìn)行評(píng)價(jià)。

3.1 總壓結(jié)果分析

軸瓦總壓是液動(dòng)油膜壓力加上粗糙接觸壓力之和，其分布與軸瓦受力、軸瓦軸頸變形(包括不對(duì)中傾斜)、供油槽供油孔位置等有關(guān)，以及聯(lián)合油膜厚度和軸心軌跡等共同的作用。本研究課題采用斜切口連桿，斜切口角度為45°，假設(shè)上止點(diǎn)方向?yàn)?°，則上瓦分布角度為225°～45°，下瓦分布角度為45°～225°。對(duì)連桿大頭軸瓦而言，上瓦較下瓦受力更嚴(yán)苛，所以上瓦材料選擇噴涂瓦，下瓦材料選擇3層瓦。總壓曲線如圖5所示，連桿大頭軸瓦A1和B1總壓最大值分別為221.879 MPa、266.725 MPa。結(jié)合總壓分布云圖(見圖6)，可以看出壓力高的區(qū)域均在上瓦，由于上瓦材料采用噴涂瓦，限值較高，為420 MPa，所以A1瓦和B1瓦均滿足要求。

圖5 總壓曲線

圖6 總壓計(jì)算結(jié)果分布云圖

3.2 粗糙接觸壓力結(jié)果分析

粗糙接觸壓力是油膜厚度不足時(shí)，金屬與金屬表面之間的接觸壓力，用于評(píng)價(jià)在混合潤(rùn)滑條件下軸瓦的磨損情況。粗糙接觸壓力分析結(jié)果如圖7所示，連桿大頭軸瓦A1和B1粗糙接觸壓力最大值分別為221.879 MPa和266.725 MPa，從壓力曲線形態(tài)看，2片軸瓦都有一個(gè)非常高的尖峰出現(xiàn)。結(jié)合粗糙接觸壓力分布云圖(見圖8)，可以看出壓力高的區(qū)域均在上瓦。由于壓力曲線中尖峰的出現(xiàn)，所以即使2片上瓦材料均采用噴涂瓦，粗糙接觸壓力結(jié)果仍然超過其限值(限值為120 MPa)。

圖7 粗糙接觸壓力曲線

圖8 粗糙接觸壓力分布云圖

3.3 摩擦損失比結(jié)果分析

摩擦損失比是指軸瓦粗糙摩擦功率與總摩擦功率的比值，可以直接反映軸瓦承受破壞性摩擦所占的比例，是一個(gè)非常重要的指標(biāo)。查看連桿大頭軸瓦摩擦功率分析結(jié)果可知，軸瓦A1和B1總摩擦功率分別為1.686 73 kW和1.714 04 kW；粗糙摩擦功率分別為0.085 973 3 kW和0.093 257 1 kW(見圖9)。因此，連桿大頭軸瓦A1和B1的摩擦損失比分別為5.1%和5.4%，均滿足要求。

圖9 總摩擦功率及粗糙摩擦功率

3.4 平均熱負(fù)荷結(jié)果分析

軸瓦平均熱負(fù)荷反映軸瓦表面各個(gè)區(qū)域摩擦受熱程度，是評(píng)估軸瓦熱疲勞破壞的一個(gè)重要指標(biāo)。從連桿大頭軸瓦表面平均熱負(fù)荷的分析結(jié)果看，軸瓦A1和B1最大平均熱負(fù)荷分別為1.35 W/mm2和1.28 W/mm2(見圖10)，結(jié)果均滿足要求。

圖10 平均熱負(fù)荷云圖

3.5 機(jī)油溫升結(jié)果分析

機(jī)油溫升是考查機(jī)油流量和總摩擦功率熱平衡的一個(gè)指標(biāo)，具體計(jì)算公式如下：

(2)

式中，PR為總摩擦功率，W；V為機(jī)油流量，mm3/s；ρ為機(jī)油密度，t/mm3；cp為機(jī)油比熱容，N·m/(t·K)。

根據(jù)模擬分析結(jié)果，連桿大頭軸瓦A1和B1機(jī)油流量分別為51 325.3 mm3/s和50 976.5 mm3/s(見圖11)。結(jié)合前面分析出的總摩擦功率，按照公式(2)計(jì)算，得出連桿大頭軸瓦A1和B1處的機(jī)油溫升分別為18.3℃和18.7℃，滿足要求。

圖11 機(jī)油流量

4 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及分析

從上述2片連桿大頭軸瓦EHD仿真結(jié)果分析可知，軸瓦A1和B1的粗糙接觸壓力均超差，需要找出超差原因并進(jìn)行優(yōu)化。

4.1 粗糙接觸壓力超差原因分析

進(jìn)一步分析圖7所示的粗糙接觸壓力曲線，2片連桿大頭軸瓦都在燃燒上止點(diǎn)前9°時(shí)出現(xiàn)壓力突然升高的情況(A1瓦上止點(diǎn)為720°+45°；B1瓦上止點(diǎn)為720°+675°)。結(jié)合查看連桿大頭軸瓦B1的EHD動(dòng)畫(見圖12)，粗糙接觸壓力出現(xiàn)尖峰的區(qū)域與曲軸連桿頸油孔邊緣吻合。所以初步判定連桿大頭軸瓦粗糙接觸壓力偏高是由曲軸連桿頸油孔邊緣摩擦造成的。

圖12 B1軸瓦粗糙接觸壓力輪廓

4.2 結(jié)構(gòu)優(yōu)化及分析

基于上述分析，改進(jìn)曲軸連桿油孔位置，即通過增加油孔角度，使得柴油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中油孔邊緣遠(yuǎn)離高爆壓區(qū)，從而降低該區(qū)域軸瓦粗糙接觸壓力。綜合考慮油孔角度對(duì)曲軸強(qiáng)度影響及曲軸供應(yīng)商對(duì)該油孔的實(shí)際加工工藝，最終決定將曲軸連桿頸油孔角度由45°增大至60°，如圖13所示。

圖13 曲軸連桿頸油孔角度優(yōu)化

曲軸連桿頸油孔角度優(yōu)化后，再次對(duì)連桿大頭軸瓦進(jìn)行EHD仿真分析并提取軸瓦粗糙接觸壓力的結(jié)果。從圖14和圖15可以看出，連桿大頭軸瓦A1和B1粗糙接觸壓力最大值分別由221.879 MPa和266.725 MPa降低為95.970 7 MPa和100.22 MPa，滿足噴涂瓦的限值要求。同時(shí)粗糙接觸壓力曲線中尖峰值消失，證實(shí)了曲軸連桿頸油孔角度優(yōu)化方案的有效性。

圖14 油孔優(yōu)化后粗糙接觸壓力計(jì)算結(jié)果

圖15 油孔優(yōu)化后粗糙接觸壓力分布云圖

4.3 進(jìn)一步優(yōu)化探討

基于上述對(duì)連桿大頭軸瓦EHD分析可知，曲軸連桿頸油孔角度優(yōu)化后，連桿大頭軸瓦已滿足要求。但上述分析中上瓦材料采用噴涂瓦，成本較高(噴涂瓦較3層瓦成本增加30%左右)，基于降本考慮，嘗試將上瓦材料由噴涂瓦更改為3層瓦，并通過軸瓦EHD仿真分析來判斷該降本方案的可行性。

由于噴涂瓦和3層瓦的幾何尺寸是一致的，所以可采用同一軸瓦EHD仿真模型，二者的不同點(diǎn)主要體現(xiàn)在對(duì)結(jié)果的評(píng)價(jià)上(限值不同，噴涂瓦粗糙接觸壓力限值為120 MPa，3層瓦粗糙接觸壓力限值為60 MPa)。前面分析可知，曲軸連桿頸油孔角度優(yōu)化后，軸瓦A1和B1粗糙接觸壓力最大值分別95.970 7 MPa和100.22 MPa，超過了3層瓦限值，初步判定上瓦材料采用3層瓦方案不可行。從粗糙接觸壓力分布云圖可知，高壓區(qū)發(fā)生在軸瓦邊緣，經(jīng)與軸瓦供應(yīng)商確認(rèn)，3層瓦允許邊緣最大4 μm的磨損量，因此可考慮軸瓦邊緣磨損情況下3層瓦EHD分析結(jié)果。如圖16所示，更新軸瓦EHD模型，在軸瓦輪廓中設(shè)置4 μm的磨損量，并提交計(jì)算。計(jì)算結(jié)果如圖17所示，A1和B1粗糙接觸壓力分別由95.970 7 MPa和100.22 MPa降低至76.028 4 MPa和94.883 5 MPa，但仍超過3層瓦的限值，所以3層瓦即使考慮磨損情況仍無法滿足本課題柴油機(jī)的要求，由此判斷該降本方案不可行。

圖16 4 μm磨損量連桿大頭軸瓦輪廓

圖17 4 μm磨損量粗糙接觸壓力計(jì)算結(jié)果

5 總結(jié)

(1)連桿大頭軸瓦設(shè)計(jì)的可靠性是曲軸連桿系統(tǒng)設(shè)計(jì)是否合理的關(guān)鍵指標(biāo)之一。基于多體動(dòng)力學(xué)軟件 AVL-EXCITE-PU，提出了一種V型柴油機(jī)連桿大頭軸瓦EHD詳細(xì)建模及評(píng)估方法，對(duì)V型柴油機(jī)連桿大頭軸瓦設(shè)計(jì)及仿真計(jì)算有一定的借鑒意義。

(2)討論了曲軸連桿頸油孔角度改變對(duì)連桿大頭軸瓦潤(rùn)滑的影響，得出曲軸連桿頸油孔設(shè)計(jì)應(yīng)避開軸瓦高爆壓區(qū)域的結(jié)論，對(duì)有曲軸連桿頸油孔設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)性意義和重要的參考價(jià)值。

(3)通過討論軸瓦邊緣磨損對(duì)軸瓦EHD的影響，從更深層次研究軸瓦磨損及軸瓦材料關(guān)系，為軸瓦材料選擇提供了一定的理論依據(jù)。