王懷磊 鞠傳龍 張進杰 茆志偉 宋春雨

(北京化工大學高端機械裝備健康監(jiān)控與自愈化北京市重點實驗室 北京 100029)

0 引言

柴油機連桿軸承的潤滑磨損一直都是研究人員長期關注的問題。為確保柴油機的安全運行,減少軸承磨損故障的發(fā)生,需要對連桿軸承潤滑磨損機理開展研究。

伴隨柴油機缸內(nèi)爆壓、單缸功率、整機功率的不斷增大,連桿軸承負荷不斷增加,特別在變轉(zhuǎn)速、變載荷工況下,連桿軸承受力狀態(tài)存在多變特性,工作條件惡劣,潤滑狀態(tài)復雜。已有研究統(tǒng)計表明:摩擦損失功率約占柴油機整機機械損失功率的60%,其中,活塞連桿組件的摩擦損失功率占整個摩擦損失功率的50%[1]。柴油機軸承摩擦損失每減少10%,可降低1.5%的燃料消耗[2]。

近年來,國內(nèi)外學者在滑動軸承動力學領域開展了廣泛的研究。在彈性流體潤滑模型被提出后,Patir 和Cheng[3]考慮了軸瓦表面粗糙度的影響,對雷諾方程進行了改進。Okamoto 等人[4]基于彈性流體潤滑模型(elasto-hydro dynamic lubrication,EHD)對軸承進行了數(shù)值分析,并與實際實驗結果進行了驗證。在柴油機的連桿軸承方面,Nayak 等人[5]對非公路用三缸柴油機進行了連桿大端軸承的磨損研究以及EHD 潤滑分析,提出了計算流體力學和計算結構力學相結合的方法。李梅等人[6]應用AVL 軟件對船用柴油機進行仿真研究,應用彈性流體潤滑,構建連桿小頭軸承的多體動力學計算模型,分析軸瓦表面粗糙度、活塞銷剛度等對軸瓦油膜動態(tài)特性的影響,有利于連桿小頭瓦的設計優(yōu)化。賈德文等人[7]將連桿大端軸承的仿真模型與計算機輔助工程(computer aided engineering,CAE)技術相結合,研究曲柄銷油孔直徑、軸瓦寬度等對臥式兩缸柴油機連桿大端軸承潤滑特性的影響。趙志強等人[8]通過對柴油機小頭瓦的仿真分析,對襯套油槽和厚度的設計進行了優(yōu)化。張忠偉等人[9]利用EHD 模型,研究了不同配合間隙、活塞銷剛度等參數(shù)對連桿小頭瓦潤滑的影響,進而分析連桿小頭瓦燒瓦故障原因。武起立等人[10]運用多體動力學軟件,分析了船用柴油機額定工況下的連桿大端和小端軸承的潤滑規(guī)律。李秀春等人[11]探究了曲軸偏置對柴油機主軸承潤滑性能的影響。林建輝等人[12]研究了機體柔性化和溫度對柴油機主軸承潤滑摩擦的影響。黃粉蓮等人[13]基于熱彈性流體動力潤滑(thermal elastohydro dynamic lubrication,T-EHD),考慮柔性整機體模型下軸瓦與軸承座的彈性變形、軸瓦及軸頸的表面粗糙度及熱效應等因素,對非道路兩缸柴油機不同轉(zhuǎn)速工況下各軸承的載荷、油膜厚度、油膜壓力等進行了分析。Sander 等人[14]將混合彈性流體潤滑模型(mixed elasto-hydro dynamic lubrication,MEHD)與Archard 模型耦合,分析了軸承啟動和停機過程的粗糙磨損規(guī)律。Haneef 等人[15]提出了用于內(nèi)燃機軸承磨損曲線預測的仿真模型,仿真磨損輪廓與長周期實驗結果吻合,嚴重磨損區(qū)域位于上半瓦連桿軸線附近(承壓區(qū))。上述研究在EHD、MEHD 等模型的應用上已較為成熟,但是針對柴油機周期運行過程中連桿大頭瓦潤滑特性的分析研究還較少,不同工況條件對大頭瓦潤滑磨損的影響機理還不清晰。

本文針對柴油機的運行過程中高爆發(fā)壓力的特性,研究動載條件下軸承潤滑特性,分析不同軸瓦間隙、工作負荷以及曲軸轉(zhuǎn)速對大頭瓦潤滑特性的影響。進一步,基于Archard 磨損模型,對連桿大端軸承的磨損特點進行研究;并開展軸瓦磨損故障模擬實驗,對大頭瓦主要的磨損位置進行了驗證,為柴油機連桿大頭瓦故障機理研究提供理論依據(jù)。研究成果對掌握柴油機故障機理、實現(xiàn)故障早期預警和診斷具有積極作用。

1 數(shù)學模型

1.1 考慮表面粗糙度的Reynolds 方程

考慮表面粗糙度對潤滑接觸的影響,采用Patir和Cheng[3]改進的雷諾方程求解油膜壓力,具體形式為

1.2 油膜厚度方程

考慮軸承間隙、偏心率、軸瓦彈性變形以及表面粗糙度的影響,軸承油膜厚度表達式為

式中,c為軸瓦半徑間隙,e為偏心率,δt為軸瓦彈性變形量,σa和σb分別為軸瓦和軸徑表面粗糙度的標準差。

平均油膜厚度為

式中,σ=為粗糙度的綜合標準差,f(σ) 為σ的概率密度函數(shù)。

1.3 動態(tài)黏度方程

考慮油膜壓力對潤滑油粘度的影響,采用Barus粘壓方程計算滑油粘度。

式中,μ0為常壓下的潤滑油粘度,α為粘壓系數(shù)。

1.4 粗糙接觸模型

在混合潤滑區(qū)域的情況下,粗糙接觸力被添加到流體壓力中。粗糙接觸模型的方程如下:

式中,Pa為粗糙接觸壓力,K為彈性因子,E為當量彈性模量。

式中,va和vb分別為軸瓦和軸徑的泊松比,Ea和Eb分別為軸瓦和軸徑的彈性模量。

1.5 Archard 磨損模型

基于Archard 磨損模型進行軸瓦磨損深度的計算,它的基本表達形式為

式中,Wr表示磨損率,H是軸瓦的硬度,k是磨損系數(shù),U是切向速度。Archard 磨損模型中磨損系數(shù)k取決于表面形貌、操作條件、材料性能和潤滑條件等參數(shù)。為突出軸瓦特定位置的磨損,仿真過程中默認k值不變。此外,由于磨損率僅針對接觸區(qū)域計算,因此使用恒定磨損系數(shù)的假設是合理的[15]。

根據(jù)仿真數(shù)據(jù),改進后的軸瓦磨損量計算公式為

2 多體動力學模型構建

本文以TBD234V12 柴油機為研究對象,建立該柴油機多體動力學模型,其具體參數(shù)如表1 所示。曲柄連桿機構是柴油機的主要傳動部件,多體動力學模型中主要包括曲軸、連桿、活塞、活塞銷和大小頭瓦等關鍵運動部件。根據(jù)圖紙參數(shù)及實際測繪建立三維模型后,導入Recurdyn 軟件添加約束和驅(qū)動。在曲軸和大頭瓦之間、小頭瓦和活塞之間構建旋轉(zhuǎn)副,在活塞和氣缸壁之間構建移動副等。

表1 柴油機主要參數(shù)

氣體燃燒壓力為大頭瓦的主要激勵源,在模型中利用spline 曲線對活塞施加氣體壓力,然后設置曲軸轉(zhuǎn)速,完成多體動力學模型的建立,如圖1 所示?；诙囿w動力學模型進行大頭瓦動力學響應分析,在缸內(nèi)燃燒壓力的作用下,大頭瓦隨曲軸轉(zhuǎn)角所受作用力如圖2 所示。大頭瓦主要在壓縮和做功沖程承受較大載荷,和燃燒壓力變化規(guī)律一致。

圖1 柴油機多體動力學模型

圖2 大頭瓦所受作用力

曲軸與大頭瓦之間的相對運動可分為3 種狀態(tài):全膜潤滑狀態(tài)、混合潤滑狀態(tài)和干摩擦狀態(tài)。在全膜潤滑狀態(tài)下,曲軸和大頭瓦保持分離,完全由油膜壓力提供支撐,接觸力接近于0;混合潤滑狀態(tài)時既有油膜潤滑也存在粗糙接觸;干摩擦時則只有粗糙接觸壓力。RecurDyn 中的Revolute 是一個理想的約束條件,針對連桿大頭瓦和曲軸之間的復雜接觸情況,相比于理想旋轉(zhuǎn)副MEHD 模型更能反映大頭瓦的潤滑狀態(tài)。

因此,為了對柴油機周期運行過程中大頭瓦潤滑特性進行分析,應用MEHD 模型進行軸瓦與軸頸間接觸面的潤滑仿真。在多體動力學模型的基礎上,于B1 缸大頭瓦處構建MEHD 模型,劃分網(wǎng)格,構建軸瓦包角坐標系,如圖3 所示。大頭瓦MEHD潤滑參數(shù)如表2 所示。

圖3 大頭瓦MEHD 模型及軸瓦包角坐標系

3 仿真結果與分析

模型仿真初始正常工況條件設置為:額定轉(zhuǎn)速1500 rpm,負載設置為100 N·m,軸瓦間隙0.1 mm,仿真時間0.5 s,步長5000。對柴油機一個工作循環(huán)內(nèi)大頭瓦潤滑狀況進行分析,并考慮不同軸瓦間隙、轉(zhuǎn)速以及負荷對大頭瓦潤滑的影響,具體仿真結果以及分析如下。

3.1 初始條件下大頭瓦潤滑特性

在燃燒壓力作用下,連桿大頭瓦載荷存在大幅快變。曲軸和軸瓦之間的直接接觸會產(chǎn)生高摩擦條件,最終導致軸瓦磨損,因此,分析柴油機一個工作循環(huán)內(nèi)油膜力和粗糙接觸力變化情況,如圖4 所示。從圖4 可知,油膜力和燃燒壓力變化規(guī)律一致,同時達到最大值,粗糙接觸力的峰值出現(xiàn)稍微滯后;自粗糙接觸力出現(xiàn)峰值后,做功沖程部分時間內(nèi)粗糙接觸壓力大于油膜力;進氣沖程開始階段以及排氣沖程結束階段粗糙接觸壓力接近于0,此時為全膜潤滑狀態(tài),一個工作循環(huán)內(nèi)軸瓦大部分時間處于混合潤滑狀態(tài)。

圖4 柴油機單個循環(huán)內(nèi)大頭瓦作用力

在圖4 中的一個工作循環(huán)內(nèi)選取5 個特征時刻,通過大頭瓦油膜壓力以及粗糙接觸壓力分析5個時刻下軸瓦瞬態(tài)潤滑特性,結果如表3 所示。

表3 5 個時刻特征參數(shù)

五個時刻瞬態(tài)油膜壓力分布云圖如圖5(a)所示,時刻2、3、4 油膜壓力集中分布在連桿軸線位置(承壓區(qū))處,其余位置油膜壓力極小。圖5(b)為軸瓦周向油膜壓力變化曲線,軸瓦油膜壓力主要分布在軸瓦包角0～90°區(qū)間內(nèi),且不同時刻油膜壓力最大值分布的區(qū)間不同;另外,受燃燒壓力的影響,時刻1 和5 的油膜壓力明顯小于2、3 和4。圖5(c)為承壓區(qū)位置軸瓦軸向油膜壓力分布,分析可得油膜壓力從中間位置向軸瓦兩端遞減。

圖5 不同時刻下油膜壓力分布云圖

圖6(a)為5 個時刻瞬態(tài)粗糙接觸壓力分布云圖,粗糙接觸壓力主要集中分布在連桿軸線附近,并且隨曲軸旋轉(zhuǎn)方向角度有所偏移,因此大頭瓦主要在此區(qū)域產(chǎn)生磨損。圖6(b)和圖6(c)分別為軸瓦周向和軸向粗糙接觸壓力分布,分析可得,時刻2、3和4 最大粗糙接觸壓力相等,但粗糙接觸力越大的時刻,粗糙接觸壓力最大值分布的區(qū)間越廣;沿軸瓦軸向粗糙接觸壓力基本不變。

圖7 為5 個時刻軸瓦周向油膜厚度隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化,可看出時刻2 和3 在區(qū)間0～60 °范圍內(nèi)油膜厚度減小到8 μm,在此區(qū)間內(nèi)軸瓦產(chǎn)生較大的油膜壓力,甚至出現(xiàn)粗糙接觸,產(chǎn)生粗糙接觸力,油膜力和粗糙接觸力共同為軸承提供支撐。時刻4 軸承作用力相對于2 和3 較小,因此,油膜厚度接近于0的區(qū)間范圍也相應縮小。1 和5 時刻則受較小軸承力影響,油膜厚度在正常軸瓦間隙附近波動。

圖7 不同時刻軸瓦周向油膜厚度

3.2 不同軸瓦間隙下大頭瓦潤滑特性

通過文獻[16]可知,常見柴油機的軸瓦間隙約為大頭瓦直徑的0.075%～0.1%,磨損極限間隙為0.3 mm。因此本文所研究的柴油機大頭瓦正常間隙約為0.1 mm。為了探討不同軸瓦間隙對大頭瓦潤滑特性的影響,在仿真過程中設置各種間隙情況,為避免規(guī)律的隨機性,以0.1 mm 為基準上下取值。分別研究0.05 mm、0.1 mm、0.15 mm 和0.3 mm 軸瓦間隙情況下的大頭瓦潤滑特性,其中0.3 mm 為嚴重磨損狀態(tài)下的軸瓦間隙。

圖8 為不同軸瓦間隙條件下大頭瓦油膜力變化規(guī)律。隨著軸瓦間隙的增大,一個工作循環(huán)內(nèi)油膜力峰值隨之增大;當軸瓦間隙較小時,油膜力的波動較大;在進氣和排氣沖程油膜力受軸瓦間隙的影響較小。

圖8 不同軸瓦間隙下大頭瓦油膜力變化曲線

圖9 為不同軸瓦間隙下粗糙接觸力變化曲線。分析可得,軸瓦間隙越小,粗糙接觸力峰值越大,并且粗糙接觸力在壓縮和做功沖程中達到峰值的區(qū)間范圍減小,變化更加劇烈。軸瓦間隙越小,粗糙接觸壓力出現(xiàn)的角度相對滯后,結束的角度相對提前。

圖9 不同軸瓦間隙下大頭瓦粗糙接觸力變化曲線

圖10 為不同軸瓦間隙條件下峰值油膜壓力變化規(guī)律。峰值油膜壓力隨著軸瓦間隙的增大出現(xiàn)明顯增大,尤其當軸瓦間隙增大到0.3 mm 時,油膜壓力峰值已超過200 MPa,增大軸瓦所受負荷。當軸瓦間隙較小時,壓力出現(xiàn)波動,不利于油膜的穩(wěn)定性。

圖10 不同軸瓦間隙下峰值油膜壓力變化曲線

綜上,軸瓦間隙異常會對軸瓦油膜力、粗糙接觸力以及峰值油膜壓力產(chǎn)生影響,合適軸瓦間隙更有利于油膜的形成,減小軸瓦的磨損。

3.3 不同工作負荷下大頭瓦潤滑特性

在正常軸瓦間隙、額定轉(zhuǎn)速條件下,分析柴油機不同工作負荷對大頭瓦潤滑的影響,設置150 N·m、100 N·m 以及50 N·m 3 個負載,研究大頭瓦油膜力、粗糙接觸力以及峰值油膜壓力的變化規(guī)律。

圖11～13 分別為不同工作負荷下大頭瓦油膜力、粗糙接觸力和峰值油膜壓力變化曲線。分析可得:大頭瓦所受油膜力、粗糙接觸力和峰值油膜壓力的最大值都隨運行負荷的增大而增大;在曲軸轉(zhuǎn)角350～380 °區(qū)間內(nèi)大頭瓦油膜力、粗糙接觸力和峰值油膜壓力受負載影響較大,其余角度區(qū)間內(nèi)受負載變化影響較小。

圖11 不同負荷下油膜力變化曲線

圖12 不同負荷下粗糙接觸力變化曲線

因此,柴油機大頭瓦所受載荷伴隨運行負荷的增大而增大,若長時間運行易產(chǎn)生損傷。根據(jù)已有公開文獻可知,軸承材料表面裂紋可沿著最大切應力方向由表面向內(nèi)部擴展;潤滑油滲入裂紋中后對裂紋產(chǎn)生較大的交變擠壓作用,加速了裂紋的擴展,最終表層剝落,降低使用壽命。

3.4 不同轉(zhuǎn)速下大頭瓦潤滑特性

在正常軸瓦間隙、負荷100 N·m 時,分析柴油機工作轉(zhuǎn)速對大頭瓦潤滑的影響。設置1800 rpm、1500 rpm 以及1200 rpm 3 個轉(zhuǎn)速,分別為超速、正常和低速3 種情況,研究大頭瓦油膜力、粗糙接觸力以及峰值油膜壓力的變化規(guī)律。

圖14 為不同轉(zhuǎn)速下油膜力變化曲線?？梢钥闯鲇湍ちκ苻D(zhuǎn)速的影響較小,在低速運行時,油膜力最大值減小;曲軸轉(zhuǎn)角400～490 °時,油膜力隨著轉(zhuǎn)速的增大而增大。

圖14 不同轉(zhuǎn)速下油膜力變化曲線

圖15 為不同轉(zhuǎn)速下粗糙接觸壓力變化曲線。從圖中可以看出,曲軸轉(zhuǎn)角330～485 °時,粗糙接觸力隨著轉(zhuǎn)速的增大而減小;曲軸轉(zhuǎn)角485～660 °時,粗糙接觸壓力隨著轉(zhuǎn)速的增大而增大。

圖15 不同轉(zhuǎn)速下粗糙接觸力變化曲線

圖16 為不同轉(zhuǎn)速下峰值油膜壓力變化曲線。分析可得,整個工作循環(huán)內(nèi)峰值油膜壓力隨著轉(zhuǎn)速的增大都呈增大趨勢,并且在最大值處受轉(zhuǎn)速影響明顯。

圖16 不同轉(zhuǎn)速下峰值油膜壓力變化曲線

3.5 大頭瓦磨損仿真結果

基于Archard 磨損模型,進一步對不同工況下B1 缸的大頭瓦的磨損情況進行分析。

圖17 為不同軸瓦間隙下軸瓦最大磨損深度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線。分析可得,一個工作循環(huán)內(nèi),最大磨損深度的峰值受軸瓦間隙影響較小;曲軸轉(zhuǎn)角90～345 °以及427～695 °區(qū)間內(nèi),軸瓦最大磨損深度隨軸瓦間隙的增大而增大;軸瓦間隙0.3 mm 時,軸瓦磨損相較其他軸瓦間隙有大幅增加。

圖17 不同間隙下下最大磨損深度變化曲線

圖18 為不同工作負荷條件下軸瓦最大磨損深度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線。分析可得,軸瓦最大磨損深度受工作負荷的影響較小。這說明在一定工作負荷范圍內(nèi),工作負荷增大沒有改變軸瓦表面粗糙峰接觸,由軸瓦粗糙峰接觸導致的軸瓦磨損受工作負荷變化影響微小。

圖19 為不同轉(zhuǎn)速下最大磨損深度隨曲軸轉(zhuǎn)角變化曲線。分析可得,轉(zhuǎn)速變化對最大磨損深度影響明顯,隨著轉(zhuǎn)速的增大,會加劇軸瓦磨損。

圖19 不同轉(zhuǎn)速下最大磨損深度變化曲線

4 大頭瓦磨損故障模擬實驗驗證

柴油機故障模擬實驗臺如圖20 所示。首先安裝正常軸瓦,在額定工況下運轉(zhuǎn)5 min,為減少噪聲干擾,在主軸瓦軸承座安裝加速度傳感器進行振動信號采集并進行編號,如圖21 所示;然后將B1 缸更換線切割加工的局部磨損軸瓦,額定工況下運行5 min后,停機對B1 缸進行拆解處理。

圖20 柴油機故障模擬實驗臺

圖21 加速度傳感器安裝示意圖

軸瓦磨損前后對比分析如圖22 所示,上半瓦承壓區(qū)為主要磨損位置,這是由于軸瓦粗糙接觸壓力主要分布在此區(qū)間范圍內(nèi),與仿真結果一致。

圖22 軸瓦磨損前后對比圖

進一步,對2 號軸承座(距離B1 缸位置最近)加速度傳感器測得的振動信號進行分析,圖23 所示為正常和磨損狀態(tài)下的時域波形和頻譜對比。分析可得,B1 缸的發(fā)火上止點位于360 °,2 個下止點分別位于180 °和540 °,軸瓦磨損故障會導致在2 個下止點相位產(chǎn)生振動沖擊;而且沖擊的頻率成分主要在5～7 kHz 的高頻區(qū)域。

圖23 正常和磨損振動時域波形和頻譜對比

5 結論

對柴油機構建多體動力學模型,基于MEHD 模型對一個工作循環(huán)內(nèi)大頭瓦潤滑特性進行分析,并在此基礎上研究了不同軸瓦間隙、工作負荷以及曲軸轉(zhuǎn)速對大頭瓦潤滑的影響;進一步,對大頭瓦的磨損狀況進行了研究,主要結論如下。

(1)柴油機一個工作循環(huán)內(nèi),連桿大頭瓦主要處于混合潤滑狀態(tài),油膜壓力和粗糙接觸壓力集中分布在連桿軸線附近。

(2)軸瓦間隙過小易導致粗糙接觸力增大以及油膜力不穩(wěn)定,軸瓦間隙過大會導致峰值油膜壓力過大;工作負荷的增大會導致軸瓦所受交變載荷增大,長期大負載運行會增加軸瓦疲勞的風險,降低軸瓦使用壽命;曲軸轉(zhuǎn)速主要對大頭瓦峰值油膜壓力產(chǎn)生影響。

(3)軸瓦磨損主要受軸瓦間隙以及轉(zhuǎn)速的影響,工作負荷對軸瓦表面粗糙接觸影響微小;大頭瓦磨損位置主要分布在承壓區(qū),因此制造過程中可在此處進行強化處理。