8V柴油機(jī)連桿小頭軸承潤滑及結(jié)構(gòu)對(duì)比分析

趙志強(qiáng)， 王根全， 王延榮， 張利敏， 許春光， 吳雁玲， 李曉華

(中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)， 天津 300400)

8V柴油機(jī)連桿小頭軸承潤滑及結(jié)構(gòu)對(duì)比分析

趙志強(qiáng)， 王根全， 王延榮， 張利敏， 許春光， 吳雁玲， 李曉華

(中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所(天津)， 天津 300400)

針對(duì)某8V柴油機(jī)由于潤滑不良和背壓不足導(dǎo)致的連桿襯套磨損和松動(dòng)的故障，借助仿真手段，提出改進(jìn)連桿襯套油槽結(jié)構(gòu)及增加襯套厚度的方案，以達(dá)到改善軸承潤滑狀態(tài)并提高連桿襯套背壓的目的。通過連桿小頭剛度對(duì)比分析校驗(yàn)了改進(jìn)結(jié)構(gòu)剛度，最終方案經(jīng)500 h臺(tái)架耐久性試驗(yàn)表明故障得到有效抑制。

柴油機(jī)； 襯套； 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)； 改進(jìn)

連桿是往復(fù)活塞式內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力傳遞的重要組件，它承受周期性交變載荷，把活塞往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，并將作用在活塞上的力傳遞給曲軸對(duì)外輸出功率[1-2]。連桿小頭襯套作為連桿組件的關(guān)鍵零件，它與活塞銷組成一對(duì)滑動(dòng)軸承副。連桿小頭襯套與連桿體采取過盈緊固連接，與活塞銷為間隙配合，連桿襯套的磨損和松動(dòng)是連桿的主要失效形式。

本研究針對(duì)某8V柴油機(jī)連桿小頭襯套出現(xiàn)的磨損和松動(dòng)故障，分析并確定其故障機(jī)理，基于經(jīng)驗(yàn)、理論公式和有限元仿真分析技術(shù)確定出改進(jìn)方案，最終找到解決措施。

1 連桿襯套故障描述及分析

某8V柴油機(jī)在初樣機(jī)階段進(jìn)行50 h臺(tái)架耐久性試驗(yàn)，化驗(yàn)機(jī)油油樣時(shí)發(fā)現(xiàn)多臺(tái)樣機(jī)銅含量增大數(shù)倍多，隨后拆檢發(fā)動(dòng)機(jī)發(fā)現(xiàn)襯套存在磨損和松動(dòng)的現(xiàn)象。連桿小頭襯套故障現(xiàn)象見圖1。

圖1 連桿小頭襯套故障現(xiàn)象

連桿襯套磨損一般從潤滑角度考慮，襯套松動(dòng)、脫出一般從襯套與連桿體固持力不足角度分析，但兩者往往非獨(dú)立故障，存在一定關(guān)聯(lián)影響。如連桿軸承潤滑不良，襯套和活塞銷摩擦表面的摩擦磨損狀態(tài)會(huì)發(fā)生劇變，襯套安裝固持力和摩擦力會(huì)此消彼長，過度的磨損使襯套的固持力持續(xù)下降，而摩擦力持續(xù)增加，當(dāng)襯套安裝固持力和工作摩擦力發(fā)生逆轉(zhuǎn)時(shí)，故障現(xiàn)象就會(huì)出現(xiàn)。而襯套固持力不足時(shí)，襯套會(huì)發(fā)生松動(dòng)和旋轉(zhuǎn)現(xiàn)象，使襯套進(jìn)油孔和連桿體進(jìn)油孔錯(cuò)位，導(dǎo)致軸承潤滑不暢，發(fā)生襯套磨損和松動(dòng)故障[3-4]。鑒于上述分析，本研究從加強(qiáng)潤滑和提高固持力出發(fā)，以解決該柴油機(jī)的連桿襯套故障。

2 改進(jìn)方案

2.1 加強(qiáng)潤滑

連桿小頭軸承采用飛濺潤滑方式，所以主要從襯套進(jìn)油結(jié)構(gòu)和軸承內(nèi)表面油線結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析和改進(jìn)。

8V柴油機(jī)原連桿襯套為錫青銅旋壓制成，襯套壁厚2 mm、襯套孔徑52 mm，襯套與活塞銷的軸承間隙為0.04～0.063 mm，襯套與連桿體的過盈量為0.065～0.088 mm。連桿襯套進(jìn)油方式為頂部單個(gè)直徑6 mm進(jìn)油孔，兩側(cè)設(shè)計(jì)環(huán)形進(jìn)油槽結(jié)構(gòu)(見圖2)。

參照國內(nèi)外先進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小頭結(jié)構(gòu)，發(fā)現(xiàn)頂部單油孔結(jié)構(gòu)常用于直列發(fā)動(dòng)機(jī)，V型發(fā)動(dòng)機(jī)左右兩排氣缸存在一定角度，飛濺的潤滑油不容易進(jìn)入連桿頂部小頭油孔，所以本研究將襯套進(jìn)油孔由頂部單進(jìn)油孔改為兩側(cè)雙進(jìn)油孔，并改進(jìn)油線結(jié)構(gòu)，其目的是為讓潤滑油更容易進(jìn)入小頭軸承，改善小頭軸承副潤滑。經(jīng)討論分析，并借鑒國內(nèi)外先進(jìn)發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，提出3種改進(jìn)結(jié)構(gòu)，分別為倒“T”油線、“V”字油線和“人”字油線結(jié)構(gòu)，4種油線結(jié)構(gòu)襯套展開結(jié)構(gòu)示意見圖3。應(yīng)用AVL EXCITE PU軟件建立了柴油機(jī)連桿與彈性流體動(dòng)力潤滑軸承的多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型[5-6]，將4種油線結(jié)構(gòu)襯套分別建立EHD模型進(jìn)行對(duì)比計(jì)算分析，其中連桿大小頭和活塞銷座軸承采用液彈性軸承模型，活塞與缸套采用導(dǎo)向軸承，連桿兩端與曲柄銷定義止推軸承。連桿EHD模型見圖4，計(jì)算結(jié)果見圖5。

圖2 原小頭襯套結(jié)構(gòu)(環(huán)形油槽)示意

圖5 油線結(jié)構(gòu)對(duì)連桿小頭軸承潤滑的影響

為評(píng)價(jià)上述4種油線結(jié)構(gòu)對(duì)連桿小頭軸承潤滑特性的影響，分別以峰值壓力、粗糙接觸壓力、油膜厚度和填充率為指標(biāo)，分析在爆發(fā)時(shí)刻1 450°時(shí)不同油線結(jié)構(gòu)的影響。圖5a為不同油線結(jié)構(gòu)的峰值壓力對(duì)比。由圖可見：環(huán)形油線在襯套邊緣壓力最高，且在局部由于機(jī)油不足等原因造成局部峰值壓力較大；“人”字油線相比環(huán)形油線沒有局部較大的壓力，但襯套邊緣壓力仍較大；相比而言，倒T油線和“V”字油線峰值壓力較低，分布也更均勻。

圖5b示出不同油線結(jié)構(gòu)的粗糙接觸壓力對(duì)比。由圖中可看出，僅環(huán)形油槽在局部存在較大的粗糙接觸壓力，而另3種油線粗糙接觸壓力基本相同。

圖5c示出不同油線結(jié)構(gòu)的油膜厚度對(duì)比。由于活塞銷受力變形，因此各油線在襯套邊緣位置的油膜均較薄，除此之外，環(huán)形油槽在局部壓力較大位置的油膜較薄，倒T油線在油槽與承壓面過渡區(qū)域也存在油膜較薄的區(qū)域，“人”字油線中心位置有范圍很小的油膜較薄區(qū)域，而“V”字油線在油膜厚度方面表現(xiàn)較其他油線結(jié)構(gòu)更好。

圖5d示出不同油線結(jié)構(gòu)填充率對(duì)比。圖中表明僅環(huán)形油線在峰值壓力和粗糙接觸壓力較大的區(qū)域填充率較低，缺少機(jī)油，其他油線結(jié)構(gòu)在承壓區(qū)域機(jī)油充足。

由計(jì)算結(jié)果知，“V”字油線和倒T油線可促進(jìn)襯套的潤滑，達(dá)到減摩的目的。進(jìn)一步分析倒“T”油線的襯套內(nèi)孔兩側(cè)油池結(jié)構(gòu)，該油池一方面可以儲(chǔ)備潤滑油，滿足軸承工作需要，另一方面也可以儲(chǔ)存軸承內(nèi)磨損產(chǎn)生的磨粒和外界的雜質(zhì)，防止劃傷軸承，且倒“T”油線襯套制造簡單，所以襯套結(jié)構(gòu)改進(jìn)最終方案采用倒“T”油線(見圖6)。

圖6 連桿襯套改進(jìn)結(jié)構(gòu)示意

2.2 提高固持力

一般認(rèn)為，在襯套安裝狀態(tài)下，連桿小頭襯套和連桿體底孔背壓接觸應(yīng)力應(yīng)滿足不小于10 MPa設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，否則會(huì)發(fā)生襯套松動(dòng)故障。本研究通過理論公式和有限元方法對(duì)某8V柴油機(jī)連桿襯套進(jìn)行背壓計(jì)算[7-8]。

依據(jù)理論公式的襯套背壓計(jì)算如下：

式中：Δ為襯套壓入時(shí)的過盈量，取值0.06～0.08 mm；t為發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿溫度，取值120 ℃；α為連桿線膨脹系數(shù)，取值1.00E-06；αB為連桿襯套線膨脹系數(shù)，取值1.80E-06；μ為泊松比，取值0.3；E為連桿彈性模量，取值2.10E+05；EB為襯套彈性模量，取值1.30E+05；d為襯套內(nèi)徑，取值52 mm；d1′為襯套外徑，1.5 mm壁厚時(shí)取值55 mm，2 mm壁厚時(shí)取值56 mm，2.5 mm壁厚時(shí)取值57 mm；d2為連桿小頭外徑，取值79 mm；p為襯套背壓。

在安裝工況下，由理論公式計(jì)算的背壓結(jié)果見表1。

表1 襯套背壓計(jì)算結(jié)果

在安裝工況下，對(duì)不同壁厚的連桿襯套背壓進(jìn)行有限元仿真計(jì)算分析，結(jié)果見圖7。

由有限元分析知，壁厚1.5 mm襯套大部分區(qū)域背壓小于10 MPa，壁厚2.0 mm襯套存在部分區(qū)域背壓小于10 MPa，壁厚2.5 mm襯套基本不存在背壓小于10 MPa區(qū)域。

通過理論公式和仿真軟件計(jì)算分析知，1.0 mm和2.0 mm壁厚襯套背壓不滿足使用要求，所以選擇2.5 mm的旋壓襯套作為改進(jìn)方案。

圖7 不同壁厚襯套背壓分析結(jié)果

3 連桿體剛度分析

連桿襯套壁厚由原機(jī)2 mm增加到2.5 mm，連桿小頭底孔直徑由原機(jī)的56 mm增加到57 mm，這些改動(dòng)降低了連桿小頭的剛度。為防止小頭剛度變化導(dǎo)致連桿其他故障，所以對(duì)連桿體小頭部分進(jìn)行剛度改進(jìn)，改進(jìn)目標(biāo)為：1)由于連桿為模鍛件，最小程度減小模具的返修；2)襯套壁厚2.5 mm時(shí)連桿體剛度不低于壁厚2.0 mm時(shí)的剛度；3)連桿小頭質(zhì)量增加盡量小，以不改變?cè)l(fā)動(dòng)機(jī)平衡狀態(tài)。

在Pro/E中對(duì)連桿小頭各方案進(jìn)行建模，通過Hypermesh軟件進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分，導(dǎo)入到Abaqus軟件進(jìn)行有限元仿真計(jì)算[9-10]。連桿小頭網(wǎng)格模型見圖8。

圖8 連桿小頭網(wǎng)格模型

連桿小頭的剛度由連桿小頭底孔的徑向變形來表征，其坐標(biāo)示意見圖9，靠近小頭中心點(diǎn)的位移為負(fù)值，遠(yuǎn)離中心點(diǎn)的位移為正值。

本研究進(jìn)行了大量方案對(duì)比分析，如改進(jìn)連桿小頭與桿身過渡圓角、增加小頭外圓直徑尺寸、增加小頭厚度尺寸等方案，均不能達(dá)到改進(jìn)目標(biāo)[5]，最終在原機(jī)連桿小頭上部外圓直徑基礎(chǔ)上向上偏移2 mm，可實(shí)現(xiàn)改進(jìn)后連桿小頭剛度不弱于原機(jī)連桿的改進(jìn)目標(biāo)。安裝工況下，改進(jìn)后連桿小頭變形與原機(jī)對(duì)比見圖10，具體數(shù)值見表2。

圖9 小頭底孔變形坐標(biāo)

圖10 改進(jìn)后連桿小頭變形結(jié)果與原機(jī)對(duì)比(安裝工況)

方案方向直徑變形量/mm原機(jī)0°?180°0．007890°?270°0．0207改進(jìn)0°?180°0．007790°?270°0．0199

最大慣性力工況下，改進(jìn)后連桿小頭變形與原機(jī)對(duì)比見圖11，具體數(shù)值見表3。

圖11 改進(jìn)后連桿小頭變形結(jié)果與原機(jī)對(duì)比(最大慣性力工況)

方案方向直徑變形量/mm原機(jī)0°?180°0．028390°?270°-0．0252改進(jìn)0°?180°0．025890°?270°-0．0220

由以上計(jì)算分析知，在安裝工況和最大慣性力工況下，改進(jìn)后連桿小頭孔變形結(jié)果均優(yōu)于原機(jī)狀態(tài)。通過在原機(jī)連桿小頭外圓直徑基礎(chǔ)上向上偏移2 mm，可以保證連桿襯套結(jié)構(gòu)改進(jìn)不會(huì)削弱連桿的剛度。

4 臺(tái)架耐久性試驗(yàn)驗(yàn)證

改進(jìn)后的連桿隨整機(jī)進(jìn)行500 h臺(tái)架耐久性試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)后對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)進(jìn)行拆檢，發(fā)現(xiàn)2件連桿襯套表面有輕微劃痕，經(jīng)分析應(yīng)為潤滑油清潔度差導(dǎo)致，不影響繼續(xù)使用，其余6件連桿襯套內(nèi)表面完好且光亮，試驗(yàn)后連桿照片見圖12。

5 結(jié)束語

某8V柴油機(jī)數(shù)臺(tái)初樣機(jī)在50 h臺(tái)架耐久性試驗(yàn)中，連桿小頭襯套頻出現(xiàn)襯套內(nèi)表面發(fā)黑、異常磨損和松動(dòng)故障，從加強(qiáng)潤滑和提高固持力角度出發(fā)，提出襯套改進(jìn)方案，最終經(jīng)500 h臺(tái)架耐久性試驗(yàn)驗(yàn)證，襯套內(nèi)表面無異常磨損和松動(dòng)特征，證明分析思路正確和改進(jìn)措施有效。

[1] 周龍保.內(nèi)燃機(jī)學(xué)[M]．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，1999.

[2] 楊連生.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M]．北京：中國農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社，1981.

[3] 任俊,劉小君,王偉,等.發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小頭軸承的潤滑研究[J]．合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2008,31(3):347-351.

[4] Zhang C,Cheng H S.Scuffing behavior of piston-pin/bore bearing in mixed lubrication-part Ⅱ:scuffing mechanism and failure criterion[J]．Tribology Transactions,2004,47(1):149-156.

[5] 李梅，吳泓，陳志忠,等.船用柴油機(jī)連桿小頭軸承潤滑分析[J]．柴油機(jī),2011,33(3):29-32.

[6] 尹松.發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小頭與襯套剛強(qiáng)度分析與優(yōu)化[D]．北京：北京理工大學(xué)，2014.

[7] Dan Dinu,Michael T Lapp.Optimized power cell unit in ic engine-design for light weight and high strength piston and connecting rod[C]．SAE Paper 2006-01-0894.

[8] 張利敏，王延榮，趙志強(qiáng)，等.高功率密度柴油機(jī)連桿小頭襯套孔結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)[J]．車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2014(2):15-18.

[9] 王遠(yuǎn),朱會(huì)田,曹永晟,等.基于有限元法的發(fā)動(dòng)機(jī)連桿疲勞強(qiáng)度分析研究[J]．機(jī)械傳動(dòng)，2010,34(4)：68-71.

[10] 蘇鐵雄，呂彩琴，張翼，等。接觸問題對(duì)連桿有限元分析的影響[J]．內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2002,20(1)：79-83.

[編輯： 袁曉燕]

Comparison of Lubrication and Structure for Connecting Rod Small End Bearing for an 8V Diesel Engine

ZHAO Zhiqiang, WANG Genquan, WANG Yanrong, ZHANG Limin, XU Chunguang, WU Yanling, LI Xiaohua

(China North Engine Research Institute(Tianjin), Tianjin 300400, China)

For the wear and loosening failure of connecting rod bush on an 8V diesel engine caused by insufficient lubrication and back pressure, the scheme of improving the oil groove structure of connecting rod bush and increasing the bush thickness was proposed by means of simulation. Finally, the improved structural rigidity was verified by the stiffness comparison and analysis of connecting rod small end. The problems proved to be effectively solved by 500 h durability test.

diesel engine; bush; structure design; optimization

2016-07-18；

2017-04-11

趙志強(qiáng)(1985—)，男，助理研究員，主要研究方向?yàn)榍B桿機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)技術(shù)；q_70@sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.02.014

TK421.9

B

1001-2222(2017)02-0078-05