劉飛，唐靖，白書(shū)戰(zhàn)

1.重慶濰柴發(fā)動(dòng)機(jī)有限公司，重慶 402260; 2.山東大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，山東濟(jì)南 250061

0 引言

隨著柴油機(jī)功率的不斷提高，摩擦副運(yùn)行環(huán)境更加惡劣[1-2]。柴油機(jī)工作過(guò)程中，受爆壓和慣性力交替變化作用連桿小頭摩擦副的潤(rùn)滑分布不均勻，磨損風(fēng)險(xiǎn)增大。磨損過(guò)度會(huì)加劇柴油機(jī)振動(dòng)，嚴(yán)重時(shí)造成柴油機(jī)拉缸故障，因此合理設(shè)計(jì)連桿襯套與活塞銷接觸寬度、連桿小頭的支撐剛度等尤為重要[3-4]。

目前解決連桿小頭襯套磨損的研究主要集中在優(yōu)化軸承的型線、軸承壓力、連桿小頭結(jié)構(gòu)等方面。文獻(xiàn)[5]基于彈流潤(rùn)滑、粗糙峰接觸理論及平均流量模型，分析拋物型線、雙曲型線和錐度型線3種襯套型線對(duì)連桿小頭擺動(dòng)摩擦副潤(rùn)滑及變形匹配的影響；文獻(xiàn)[6]從連桿小頭結(jié)構(gòu)方面考慮改善連桿小頭襯套的潤(rùn)滑。某中速柴油機(jī)試驗(yàn)過(guò)程中，在連桿襯套的承載面邊緣和油孔周圍出現(xiàn)異常磨損，本文中通過(guò)對(duì)連桿的多體動(dòng)力仿真實(shí)現(xiàn)故障再現(xiàn)，運(yùn)用AVL EXCITE Power Unit軟件分析連桿襯套的油膜壓力和粗糙接觸壓力，設(shè)計(jì)改進(jìn)方案并進(jìn)行仿真分析，通過(guò)試驗(yàn)驗(yàn)證改進(jìn)效果。

1 連桿襯套磨損

某中速柴油機(jī)進(jìn)行100%、90%、75%、50%、25%負(fù)荷工況(轉(zhuǎn)速分別為1000、956、896、752、630 r/min)試驗(yàn)，幾個(gè)小時(shí)后出現(xiàn)異常磨損。磨損位置在連桿襯套的承載面邊緣和油孔周圍，磨損痕跡呈對(duì)稱分布，異常磨損襯套外觀如圖1所示。初步分析，認(rèn)為可能導(dǎo)致襯套油膜壓力和粗糙接觸壓力過(guò)高，加速連桿襯套磨損的原因?yàn)椋?)柴油機(jī)運(yùn)行過(guò)程中，活塞受爆壓作用呈腰鼓型變形，導(dǎo)致連桿小頭襯套邊緣和活塞銷之間的間隙變小，油膜壓力增大；2)連桿小頭剛度偏小，在爆壓作用下襯套內(nèi)孔變形，導(dǎo)致襯套邊載過(guò)大；3)連桿在運(yùn)行過(guò)程中出現(xiàn)歪斜導(dǎo)致襯套邊緣受力過(guò)大；4)通過(guò)連桿襯套承載面積過(guò)小，導(dǎo)致襯套邊載過(guò)大[7-10]。本文中通過(guò)對(duì)連桿的多體動(dòng)力仿真，分析查找故障原因并進(jìn)行優(yōu)化。

圖1 異常磨損襯套照片

2 建模

2.1 基本參數(shù)

故障柴油機(jī)的額定轉(zhuǎn)速為1000 r/min，缸徑為200 mm，行程為270 mm, 連桿長(zhǎng)度為520 mm。連桿小頭襯套內(nèi)孔直徑為85 mm，活塞銷直徑為85 mm，襯套與活塞銷接觸寬度為56 mm，小頭襯套與活塞銷的間隙為0.22 mm,使用SAE-20W-40機(jī)油，其動(dòng)力黏度為0.025 8 Pa·s。該柴油機(jī)缸內(nèi)爆發(fā)壓力如圖2所示。由圖2可知，最大缸壓為15 MPa，100%、90%、75%、50%、25%負(fù)荷工況的機(jī)油供油壓力為0.45、0.43、0.42、0.40、0.36 MPa。

圖2 不同負(fù)荷工況的缸壓曲線

2.2 仿真模型

為分析柴油機(jī)不同負(fù)荷工況下襯套的油膜總壓、粗糙接觸壓力，采用AVL EXCITE Power Unit 軟件建立連桿柔性多體動(dòng)力學(xué)模型[11-12]，如圖3所示。

a) 總體模型 b) 連桿 a) 連桿有限元 b) 小頭襯套膜單元

充分考慮在爆壓和慣性力作用下連桿變形對(duì)摩擦副潤(rùn)滑的影響，運(yùn)用有限元前處理軟件Hypermesh搭建連桿有限元模型，運(yùn)用Abaqus軟件定義連桿和軸瓦的主節(jié)點(diǎn)自由度，活塞與缸套摩擦副采用GuidLine模型，連桿大頭軸瓦劃分六面體網(wǎng)格，連桿襯套為四面體網(wǎng)格，在襯套內(nèi)孔建立膜單元[13-14]。連桿有限元模型及小頭襯套膜單元模型如圖4所示。

3 原方案仿真分析

3.1 結(jié)構(gòu)

原方案襯套與活塞銷的接觸寬度為56 mm，原方案和襯套起始角度示意圖如圖5所示。

a) 原方案 b) 襯套起始角度

3.2 仿真結(jié)果分析

5個(gè)負(fù)荷工況下，原方案襯套油膜總壓峰值曲線和襯套粗糙接觸壓力峰值曲線如圖6所示。

a)襯套油膜總壓峰值曲線 b)襯套粗糙接觸壓力峰值曲線

5個(gè)負(fù)荷工況下，原方案襯套油膜總壓分布云圖如圖7所示。

圖7 原方案襯套油膜總壓分布云圖

5個(gè)負(fù)荷工況下，原方案襯套粗糙接觸壓力分布云圖如圖8所示。

圖8 原方案襯套粗糙接觸壓力分布云圖

由圖6～8可知，襯套油膜最大總壓峰值超過(guò)500 MPa，粗糙接觸壓力最大峰值達(dá)到500 MPa，且壓力峰值位置與襯套磨損位置完全重合，襯套油膜總壓峰值和粗糙接觸壓力峰值過(guò)大是襯套快速磨損的主要原因。

4 方案優(yōu)化與驗(yàn)證

4.1 優(yōu)化方案

根據(jù)油膜總壓和粗糙接觸壓力計(jì)算結(jié)果，改進(jìn)方案襯套與活塞銷接觸寬度，由原來(lái)的56 mm增加到66 mm，從而增加連桿襯套的承載面，降低油膜總壓峰值和粗糙接觸壓力峰值，優(yōu)化方案的襯套起始角度不變。

4.2 仿真驗(yàn)證

相同條件下，對(duì)優(yōu)化方案的5個(gè)負(fù)荷工況的油膜總壓和粗糙接觸壓力進(jìn)行仿真計(jì)算，并與原方案計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，分析襯套磨損改善情況。優(yōu)化前、后連桿小頭襯套油膜總壓和粗糙接觸壓力對(duì)比如表1所示。

表1 不同負(fù)荷工況下優(yōu)化前、后襯套油膜總壓和粗糙接觸壓力對(duì)比

由表1可知，優(yōu)化后襯套油膜總壓和粗糙接觸壓力大幅下降，分別下降50%、70%左右，優(yōu)化方案有利于解決襯套磨損問(wèn)題。

4.3 試驗(yàn)驗(yàn)證

將優(yōu)化后的連桿襯套裝機(jī)，相同條件下進(jìn)行上述5個(gè)負(fù)荷工況的磨損耐久試驗(yàn),結(jié)果如圖9所示。由圖9可知，襯套下部承壓面邊緣和油孔周圍無(wú)磨損痕跡。增加襯套與活塞銷接觸寬度可以有效解決襯套異常磨損的問(wèn)題。

圖9 試驗(yàn)驗(yàn)證后小頭襯套外觀

5 結(jié)語(yǔ)

對(duì)連桿實(shí)際工作過(guò)程進(jìn)行仿真，分析襯套異常磨損原因，提出改進(jìn)方案，并對(duì)改進(jìn)方案進(jìn)行仿真與試驗(yàn)驗(yàn)證。

1)通過(guò)對(duì)原結(jié)構(gòu)連桿多體動(dòng)力學(xué)仿真，可以實(shí)現(xiàn)故障再現(xiàn)，有助于分析故障的主要原因，設(shè)計(jì)改進(jìn)方案。

2)仿真結(jié)果表明，油膜總壓和粗糙接觸壓力過(guò)大是導(dǎo)致連桿襯套異常磨損的主要原因。

3)將連桿襯套和活塞銷之間的接觸寬度從56 mm增加到66 mm。改進(jìn)前、后仿真對(duì)比表明：襯套的油膜總壓降低約50%，粗糙接觸壓力降低約70%；試驗(yàn)結(jié)果表明，襯套下部承壓面邊緣和油孔周圍無(wú)磨損痕跡。

4)增加襯套與活塞銷的接觸寬度可以明顯降低襯套油膜總壓和粗糙接觸壓力，有利于解決襯套磨損問(wèn)題。