柴油機(jī)主軸承軸瓦微動(dòng)損傷可靠性分析

程祥軍，谷冉升，李云強(qiáng)，崔 毅，3

（1.濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東 濰坊 261001；2.上海交通大學(xué)動(dòng)力機(jī)械及工程教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海200240；3.高新船舶與深海開發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海200240）

1 引言

隨著柴油機(jī)功率密度的提升和整機(jī)輕量化設(shè)計(jì)要求，發(fā)動(dòng)機(jī)的主要受力運(yùn)動(dòng)件的機(jī)械負(fù)荷和熱負(fù)荷都明顯上升，對(duì)整機(jī)可靠性設(shè)計(jì)帶來了挑戰(zhàn)。其中，軸瓦等過盈配合面、螺栓預(yù)緊配合面由于承受較大的交變載荷，在接觸面上會(huì)產(chǎn)生微小的相對(duì)滑動(dòng)。這種微小滑動(dòng)易導(dǎo)致局部磨損和表面裂紋，嚴(yán)重影響接觸部件的疲勞強(qiáng)度，降低整機(jī)的可靠性[1-2]。文獻(xiàn)[3]應(yīng)用Ruiz準(zhǔn)則對(duì)連桿大頭孔配合面上的微動(dòng)疲勞進(jìn)行了分析，對(duì)配合面上的裂紋萌生位置進(jìn)行了預(yù)測(cè)，預(yù)測(cè)結(jié)果和實(shí)際情況吻合。文獻(xiàn)[4]用有限元方法對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)不同工況下連桿大頭和軸承的接觸問題進(jìn)行了模擬分析，提出了預(yù)測(cè)連桿大頭接觸面上微動(dòng)疲勞裂紋萌生的新方法。文獻(xiàn)[5]對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體-主軸承蓋接觸面上發(fā)生的微動(dòng)疲勞現(xiàn)象進(jìn)行了分析，并用SWT參數(shù)和FS參數(shù)分別對(duì)微動(dòng)疲勞裂紋萌生位置進(jìn)行了預(yù)測(cè)，并進(jìn)一步研究了不同轉(zhuǎn)速、軸瓦過盈量、螺栓預(yù)緊力等對(duì)機(jī)體-主軸承蓋接觸面上微動(dòng)疲勞的影響。文獻(xiàn)[6]對(duì)連桿齒形配合面上的微動(dòng)損傷進(jìn)行了模擬分析和計(jì)算，對(duì)影響配合面微動(dòng)疲勞的因素如摩擦系數(shù)及螺栓預(yù)緊力進(jìn)行了研究，認(rèn)為適當(dāng)?shù)臏p小摩擦系數(shù)以及螺栓預(yù)緊力，都能減少接觸面上的微動(dòng)磨損。文獻(xiàn)[7]對(duì)連桿小頭和襯套在上止點(diǎn)時(shí)承受氣體壓力時(shí)的接觸過程進(jìn)行了模擬分析，得到了接觸面上的應(yīng)力和變形隨連桿擺角、配合時(shí)的過盈量、摩擦系數(shù)的變化規(guī)律。文獻(xiàn)[8]針對(duì)某高速大功率柴油機(jī)機(jī)體橫隔板斷裂問題開展了研究，認(rèn)為微動(dòng)疲勞是導(dǎo)致橫隔板斷裂的主要原因。文獻(xiàn)[9]提出了一種分析軸承蓋螺栓連接的微動(dòng)疲勞機(jī)理的方法，設(shè)計(jì)了雙軸加載系統(tǒng)來模擬典型發(fā)動(dòng)機(jī)工作條件下的微動(dòng)疲勞失效。文獻(xiàn)[10]使用有限元方法、試樣斷口分析等手段對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的機(jī)體-主軸承蓋接觸表面上的微動(dòng)現(xiàn)象進(jìn)行了研究，闡述了微動(dòng)磨損對(duì)機(jī)體可靠性的影響。

發(fā)動(dòng)機(jī)接觸副的微動(dòng)損傷受工況、結(jié)構(gòu)參數(shù)、材料、環(huán)境等多種因素的影響，具有很大的隨機(jī)性。因此，本文在微動(dòng)損傷機(jī)理模型的基礎(chǔ)上，考慮隨機(jī)因素，對(duì)一款車用柴油機(jī)主軸承微動(dòng)損傷可靠性的變化規(guī)律進(jìn)行了分析，為提高整機(jī)的可靠性提供建議和參考。

2 計(jì)算模型

2.1 有限元模型

研究對(duì)象的主要參數(shù)，如表1所示。為了進(jìn)行主軸承軸瓦瓦背的微動(dòng)損傷分析，需要獲得準(zhǔn)確的軸承載荷、瓦背的接觸應(yīng)力等關(guān)鍵數(shù)據(jù)，需開展包括機(jī)體、曲軸、軸瓦、軸承蓋及螺栓的接觸有限元分析。發(fā)動(dòng)機(jī)的實(shí)體模型和相應(yīng)的有限元網(wǎng)格模型，如圖1所示。

表1 柴油機(jī)的主要參數(shù)Tab.1 Main Parameters of Diesel Engine

由于重點(diǎn)的分析位置為主軸承座，為了減小計(jì)算工作量，對(duì)缸蓋進(jìn)行了簡(jiǎn)化，用一塊與缸蓋剛度相當(dāng)?shù)慕饘侔鍋泶?，以承受氣缸爆發(fā)壓力。模型中，對(duì)機(jī)體與主軸承蓋、主軸瓦接觸部分網(wǎng)格進(jìn)行剖分細(xì)化，提高關(guān)心區(qū)域的計(jì)算精度，網(wǎng)格模型總節(jié)點(diǎn)數(shù)為554762。軸承載荷通過曲柄連桿機(jī)構(gòu)動(dòng)力學(xué)分析得到。主軸承載荷的水平X分量和垂直Y分量，如圖2所示。

圖2 主軸承載荷X、Y分量Fig.2 Main Bearing Load X and Y Components

為了保證有限元分析結(jié)果的準(zhǔn)確性，模型選取循環(huán)中多個(gè)危險(xiǎn)角度下的軸承載荷來近似擬合整個(gè)循環(huán)720O主軸承受力情況。每個(gè)氣缸選取四個(gè)危險(xiǎn)角度（11O，154O，361O，710O），根據(jù)各缸之間相位差，共得16組曲軸轉(zhuǎn)角。主軸承載荷是分布載荷，沿主軸承軸向方向呈均勻分布，沿主軸承周向呈120°余弦分布。根據(jù)曲軸轉(zhuǎn)角計(jì)算各主軸承所受的合力以及相位角，并進(jìn)行分布力加載。

2.2 微動(dòng)損傷計(jì)算模型

微動(dòng)造成的損傷包括磨損和裂紋。磨損計(jì)算采用Archard模型：

式中：h—磨損深度；s—滑移距離；p—接觸壓力；k l—局部磨損系數(shù)。為了計(jì)算一個(gè)工作循環(huán)總的磨損深度，需要對(duì)每個(gè)工作循環(huán)中的有限元計(jì)算步進(jìn)行累加：

式中：N—工作循環(huán)數(shù)第i個(gè)工作循環(huán)，第j計(jì)算步的接觸壓強(qiáng)和滑移量。

對(duì)于裂紋導(dǎo)致的疲勞，采用Smith，Watson and Topper（SWT）疲勞準(zhǔn)則：

為了計(jì)算SWT參數(shù)并分析疲勞壽命，需要確定臨界面。因此，需要分析接觸面上的每個(gè)節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力張量，在經(jīng)線方向進(jìn)行360°搜索，在緯線方向進(jìn)行180°搜索，以找到的最大值。

微動(dòng)磨損h和微動(dòng)疲勞SWT參數(shù)的計(jì)算通過編寫程序?qū)τ邢拊?jì)算結(jié)果文件進(jìn)行提取分析得到。

2.3 可靠性計(jì)算模型

由于微動(dòng)損傷受載荷、結(jié)構(gòu)、材料、環(huán)境的不確定性影響，具有很大的隨機(jī)性和分散性，因此需要建立可靠性模型進(jìn)行分析。

微動(dòng)磨損的可靠度是指實(shí)際磨損量小于許用磨損量的概率，在實(shí)際應(yīng)用中，實(shí)際磨損深度和許用磨損深度均不是定值，而是服從某種形式的概率分布。因此，主軸承微動(dòng)磨損的可靠度可以表示為：

其中，f h(x，N)與f h*(y)分別為實(shí)際磨損量和許用磨損量的概率密度函數(shù)。

與微動(dòng)磨損的可靠度計(jì)算類似，對(duì)于微動(dòng)疲勞，其可靠度可以表示為：

3 計(jì)算結(jié)果及分析

軸瓦微動(dòng)磨損的結(jié)果，如圖3所示。圖中的數(shù)值是一個(gè)工作循環(huán)的累計(jì)值，并且磨損系數(shù)取1。可以看出，磨損較大的位置在第四主軸承下軸瓦側(cè)面。軸瓦微動(dòng)疲勞的計(jì)算結(jié)果，如圖4所示。圖中顯示的是SWT值?？梢钥闯銎谖ｋU(xiǎn)點(diǎn)在第二主軸承上下瓦結(jié)合位置?？梢钥闯鑫?dòng)磨損嚴(yán)重位置和疲勞危險(xiǎn)位置并不一致。這是因?yàn)橐a(chǎn)生疲勞裂紋并不斷擴(kuò)展，需要有拉應(yīng)力存在，而在上下瓦結(jié)合面附近存在促進(jìn)裂紋擴(kuò)展的拉應(yīng)力。

圖3 軸瓦微動(dòng)磨損圖Fig.3 Fretting Wear of Bearing Bush

圖4 主軸承瓦背的SWT云圖Fig.4 SWT Cloud Map of Main Bearing Bush Back

柴油機(jī)的主軸承蓋材料為QT450，軸瓦材料為熱軋鋼板，根據(jù)材料配對(duì)情況，選擇磨損系數(shù)為：k l=3×10-9(mm2∕N)[11]，并假設(shè)磨損量隨循環(huán)數(shù)線性變化，則得到隨循環(huán)數(shù)變化的磨損深度為：

為了分析微動(dòng)磨損和疲勞可靠度，需要確定許用磨損深度。由于磨損，軸瓦和軸承座的貼合力會(huì)逐漸降低，定義許用磨損深度為：在最大爆發(fā)壓力狀態(tài)，上軸瓦貼合壓力基本消失的磨損量。通過改變軸瓦過盈量，進(jìn)行有限元分析并考察接觸壓力來獲得許用磨損深度。臨界磨損深度時(shí)的軸瓦接觸壓力分布，如圖5所示。計(jì)算確定許用磨損深度h*=0.018mm。

軸瓦瓦背材料為熱軋鋼板，其計(jì)算壽命的參數(shù)[12]，如表2所示。

表2 熱軋鋼板SWT參數(shù)各系數(shù)值Tab.2 Coefficient Values of SWT Parameters of Hot Rolled Steel Plate

由此得到：

考慮到微動(dòng)磨損和疲勞的隨機(jī)性，確定磨損和疲勞的分布參數(shù)，如表3所示。根據(jù)式（4）和式（5）得到的可靠度隨循環(huán)周期的變化規(guī)律，如圖6所示。

表3 微動(dòng)磨損和疲勞的正態(tài)分布參數(shù)Tab.3 Normal Distribution Parameters of Fretting Wear and Fatigue

圖6 微動(dòng)磨損和疲勞的可靠度變化規(guī)律Fig.6 Variation of Fretting Wear and Fatigue Reliability

可以看出，隨著循環(huán)數(shù)的增加，微動(dòng)磨損和疲勞的可靠度均加速下降。為了使二者的可靠度均大于99%，則微動(dòng)磨損的循環(huán)數(shù)要小于3.6×106，而微動(dòng)疲勞的循環(huán)數(shù)要小于5.9×108。從計(jì)算結(jié)果看，微動(dòng)磨損對(duì)整體的可靠性影響更大。

4 結(jié)論

對(duì)一款車用柴油機(jī)主軸承的微動(dòng)磨損和疲勞進(jìn)行了有限元計(jì)算和可靠性分析。主要結(jié)論如下：

（1）在第四主軸承下軸瓦側(cè)面，微動(dòng)磨損較大，在第二主軸承上下瓦結(jié)合位置，是微動(dòng)疲勞的危險(xiǎn)點(diǎn)。微動(dòng)磨損和疲勞危險(xiǎn)點(diǎn)的位置并不相同。（2）由于微動(dòng)損傷和結(jié)構(gòu)、材料、工況及環(huán)境等多種因素相關(guān)，具有較大的隨機(jī)性，因此需要采用可靠性模型進(jìn)行分析。（3）為了使微動(dòng)磨損和疲勞的可靠度均大于99%，則微動(dòng)磨損的循環(huán)數(shù)要小于3.6×106，而微動(dòng)疲勞的循環(huán)數(shù)要小于5.9×108。