柴油機活塞銷孔潤滑特性的數(shù)值和試驗研究

鄧立君,陳麗,穆振仟,付強,熊培友,劉敬,黃愛芹

(1.濱州學院機電工程學院,山東 濱州 256600;2.濱州渤?；钊邢薰?山東 濱州 256600;3.淄柴機器有限公司,山東 淄博 255000)

目前,交通運輸排放約占我國碳排放總量的9%[1],內(nèi)燃機作為交通運輸中的核心動力裝置,是一種量大面廣的道路、非道路移動機械和國防裝備動力裝置,消耗石油約占我國全年石油消耗總量的60%[2],且內(nèi)燃機的污染物排放問題是內(nèi)燃機技術面臨的最嚴峻挑戰(zhàn)。隨著排放法規(guī)日益嚴格,未來對內(nèi)燃機缸內(nèi)最高燃燒壓力勢必將提出更加苛刻的要求。因此,提高發(fā)動機的熱效率和關鍵零部件的可靠性成為核心問題。活塞作為內(nèi)燃機的“心臟”,直接與高溫高壓燃氣接觸,承受著較高熱負荷和機械負荷,且在潤滑條件相對較差的缸套內(nèi)進行高速往復運動[3],極易出現(xiàn)疲勞開裂、磨損等失效等問題。

銷孔開裂、磨損失效等問題是制約活塞可靠性的瓶頸,亟需有效的解決方法。以往研究表明[4-7],活塞組結(jié)構(gòu)剛度、慣性、偏心量等都會對活塞組的動力學特征產(chǎn)生不同程度的影響,從而引發(fā)缸內(nèi)摩擦磨損、潤滑、振動噪聲等方面的問題。根據(jù)熊培友之前的研究可知,當銷孔向主推力側(cè)偏心量增大時,活塞敲擊噪聲降低,但過大的銷孔偏心量會增加活塞裙與氣缸間的接觸壓力,從而加劇裙部的磨損[8-9]。為解決銷孔偏心帶來的負面影響,保障活塞的順利運行,J.L.Ligier、雷基林、K.Sato等國內(nèi)外學者采取調(diào)整配缸間隙的方式減小活塞磨損,進一步優(yōu)化活塞運行性能[10-12]。

目前,活塞銷孔潤滑特性方面的研究相對較少。劉世英、王延遐等[13-14]利用液壓疲勞試驗設備開展了一系列活塞銷孔疲勞可靠性的研究。張利敏[15]研究了不同活塞銷孔型線對潤滑特征的影響,發(fā)現(xiàn)潤滑狀態(tài)惡化是導致活塞銷孔產(chǎn)生磨損的直接原因。另外,柴鎮(zhèn)江、劉寬偉等[16-17]的研究表明,要設置合適的銷與銷孔的配合間隙,科學的配合間隙有利于減輕銷在冷起動和磨合階段的預應力,大大降低了銷孔開裂的風險?；钊N是發(fā)動機重要的傳動部件,活塞銷在工作過程中承受著交變波動的載荷,R.Sampathkumar的研究表明,為了提高活塞銷的壽命,對活塞銷的壽命進行估計非常重要[18]。以往學者[19]在分析活塞銷運動和評價活塞異形銷孔結(jié)構(gòu)時采用基于活塞彈流潤滑分析方法,探索潤滑特性及磨損狀態(tài)的影響因素。

在實際工程應用中,由于剛度會影響二階運動,隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化,活塞銷的剛度與銷孔間隙及銷孔型線的疊加作用對活塞銷孔表面的壓力分布有非常大的影響,是活塞銷孔失效的誘因之一。因此,本研究建立了同時考慮活塞銷孔和活塞銷的熱彈性流體潤滑動力學模型,結(jié)合銷孔疲勞試驗,對采用不同銷內(nèi)徑、配缸間隙、銷孔型線的內(nèi)燃機活塞銷孔的潤滑及磨損情況進行分析,探索活塞銷孔潤滑及磨損失效機理,為活塞結(jié)構(gòu)的設計提供理論依據(jù)。

1 動力學分析

活塞在燃燒壓力、慣性力、油膜壓力等的作用下,除沿著缸套軸線作往復運動外,還會做橫向運動和繞活塞銷軸的轉(zhuǎn)動(二階運動)。為研究活塞的動力學特性,建立活塞的動力學模型,采用龍格庫塔法對力學平衡方程、力矩平衡方程、運動方程等進行求解,得到活塞橫向位移和轉(zhuǎn)動角速度,再對所得橫向位移和轉(zhuǎn)動角速度求導,便可以得到其瞬時的線位移加速度和角位移加速度,并在結(jié)果中分析得出活塞的速度變化規(guī)律和運動特性,其流程如圖1所示。

圖1 動力學研究流程

1.1 模型及參數(shù)

表1示出了發(fā)動機主要參數(shù)。建立活塞、缸套、部分連桿和活塞銷的有限元模型,對活塞的溫度場進行計算分析,為動力學的計算提供邊界條件。

表1 發(fā)動機技術參數(shù)

定義模型的材料屬性(見表2),并劃分網(wǎng)格。為了在保證計算精度的前提下節(jié)省計算時間,溫度梯度變化較大的部位和模型小特征處進行加密處理,溫度梯度較小的部位使用軟件中自適應網(wǎng)格?；钊捎盟拿骟w網(wǎng)格,單元數(shù)為222 478個,節(jié)點數(shù)為320 555個;活塞銷采用六面體網(wǎng)格,單元數(shù)為7 534個,節(jié)點數(shù)為38 086個。加載不同工況下的邊界條件,選擇合適的數(shù)值算法,對有限元模型進行迭代求解,計算的同時顯示殘差曲線圖,用來追蹤計算全過程?；钊鳛橹饕治鰧ο?根據(jù)硬度塞法對有限元模擬分析得到的溫度場進行標定,得到熱分析邊界條件[20]。

表2 活塞和活塞銷材料屬性

考慮到活塞和活塞銷剛度低、變形大的特點,活塞銷座軸承潤滑特性的研究要分析結(jié)構(gòu)彈性變形的影響。因此,動力學分析模型中活塞、活塞銷和連桿采用柔性體模型,活塞、活塞銷潤滑網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 活塞、活塞銷潤滑網(wǎng)格模型

1.2 網(wǎng)格無關性驗證

建立網(wǎng)格尺寸為5 mm、4 mm、3 mm的網(wǎng)格模型,對應的節(jié)點數(shù)為26萬個、32萬個、44萬個。應用動力學計算銷孔最大接觸壓力和最大累計磨損載荷,結(jié)果如圖3所示。由計算結(jié)果可知,采用不同尺寸的網(wǎng)格模型,計算結(jié)果差異在1.5%之內(nèi)?？紤]到計算時間和計算的穩(wěn)定性,最終選擇網(wǎng)格大小為4 mm的網(wǎng)格模型進行計算。

圖3 網(wǎng)格無關性驗證

1.3 控制方程

活塞銷座軸承潤滑模型的控制方程一般用平均雷諾方程表示,如式(1)所示。

(1)

式中：h為潤滑油膜厚度;μ為潤滑油黏度;p為壓力流量因子;u為活塞銷線速度;φx,φz,φs分別為x和z方向的壓力流量因子以及剪切流量因子,表示表面粗糙度對潤滑油流動和油膜壓力的影響;σ為活塞銷和銷孔總粗糙度;θ為充油比。

不同發(fā)動機工況下,活塞溫度不同,導致潤滑油黏度發(fā)生變化。通過潤滑油黏度和溫度之間的關系式,可以得到不同溫度下潤滑油的黏度,如式(2)所示。

μ(T)=A·exp[B/(T+C)]。

(2)

式中：A,B和C為潤滑油類型常數(shù);T為潤滑油溫度。

1.4 粗糙接觸壓力

當處于混合潤滑狀態(tài)時,油膜厚度特別薄,使得活塞銷和活塞銷孔之間極易產(chǎn)生粗糙接觸。粗糙接觸壓力、油膜厚度和表面粗糙度之間的關系式可以通過文獻[20-21]中的相關模型進行描述,如式(3)～式(5)所示。

(3)

(4)

(5)

2 銷孔疲勞試驗

2.1 試驗裝置

為分析工作過程中銷孔的磨損狀況,采用液壓伺服疲勞試驗裝置PP86PA進行單項疲勞試驗,試驗臺主要由液壓泵、伺服控制系統(tǒng)及載荷加載工裝組成,如圖4所示。其中,控制系統(tǒng)由放大器、液壓伺服閥、伺服作動器、傳感器等部件組成[13]。液壓泵產(chǎn)生高壓液壓油,電液伺服閥提供液壓動力,使高壓液壓油進入油腔。計算機發(fā)出信號,控制函數(shù)發(fā)生器來驅(qū)動伺服驅(qū)動器,伺服驅(qū)動器驅(qū)動伺服閥,進而驅(qū)動直線作動器輸出壓力波形。將活塞安裝于載荷施加裝置中,對活塞頂部施加正弦波壓力(見圖5),模擬活塞在發(fā)動機工作過程中的機械應力。試驗完畢后,對試驗后的活塞樣件進行拍照記錄及探傷檢測分析。

圖4 銷孔疲勞試驗臺架

圖5 載荷加載相位示意

2.2 試驗工況及過程

首先將活塞加熱到240 ℃,保溫100 h;然后把活塞安裝在試驗工裝內(nèi),在活塞頂部施加正弦壓力,進行106次工作循環(huán);試驗完成后,著色檢查并分析活塞銷孔的磨損情況。

2.3 仿真模型驗證

將活塞銷內(nèi)孔直徑27 mm的活塞組件進行銷孔液壓脈沖疲勞試驗,試驗載荷為24 MPa,106次循環(huán)試驗后活塞銷孔如圖6a所示,銷孔外側(cè)發(fā)生了磨損,磨損位置及形貌與此方案活塞動力學仿真計算結(jié)果(見圖6b)中累計磨損載荷位置及分布形貌吻合,說明活塞動力學計算模型較為準確,可以用于后續(xù)的仿真計算和分析。

圖6 活塞銷孔試驗與仿真計算結(jié)果對比

3 結(jié)果及討論

以不同的活塞銷內(nèi)徑、不同配缸間隙和不同銷孔型線的活塞組為研究對象,通過動力學分析得到不同結(jié)構(gòu)下銷孔的接觸壓力、累計磨損載荷的結(jié)果,并對其進行分析討論。

3.1 活塞銷剛度的影響

活塞銷剛度直接影響著活塞銷孔的接觸磨損,對銷孔的潤滑特性起著重要作用。為改變活塞銷剛度,設計活塞銷內(nèi)孔直徑分別為21 mm,23 mm,25 mm和27 mm,研究銷剛度對銷孔潤滑、接觸磨損的影響。圖7示出了不同銷孔內(nèi)徑時隨曲軸轉(zhuǎn)角變化活塞銷孔油膜壓力的變化規(guī)律。活塞銷孔油膜壓力的最大值出現(xiàn)在爆發(fā)上止點(曲軸轉(zhuǎn)角0°)附近,且隨著活塞銷孔內(nèi)徑的增加,最大值呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢?；钊\行過程,除了-20°～30°(前孔)和-80°～80°(后孔)的位置,其他時刻活塞銷孔內(nèi)徑對油膜壓力的影響很小,活塞銷孔油膜壓力值幾乎沒有變化。當活塞銷孔內(nèi)徑為23 mm時,活塞銷孔前孔和后孔油膜壓力的峰值均最小。

圖7 不同銷內(nèi)徑時活塞銷孔的油膜壓力

由圖8～圖10中不同銷內(nèi)徑時活塞銷孔接觸壓力和磨損載荷結(jié)果可知,活塞銷內(nèi)徑為23 mm時,活塞銷孔接觸壓力在工程許可范圍內(nèi),銷孔未發(fā)生磨損,與試驗結(jié)果吻合良好。當活塞銷內(nèi)孔直徑由21 mm增加到23 mm時,活塞銷孔接觸壓力和累計磨損載荷都有所減少,并且銷孔接觸及磨損部位都發(fā)生在銷孔上方且靠近外側(cè),不同銷內(nèi)徑時累計磨損載荷分布位置沒有明顯變化(見圖9)。隨著活塞銷內(nèi)孔直徑的繼續(xù)增加,活塞銷剛度減小,其彎曲變形增大,因此活塞銷與銷孔的外側(cè)接觸壓力變大,潤滑油膜變薄,從而導致活塞銷孔的干摩擦加劇,累計磨損載荷也相應增大。

隨著活塞銷內(nèi)孔直徑由23 mm增加到27 mm,活塞銷孔前孔接觸壓力由61.67 MPa增加到65.56 MPa,增加了6.30%;后孔接觸壓力由64.27 MPa增加到69.77 MPa,增加了8.56%。前孔累計磨損載荷由0.519 3 MW/m2增加到0.529 MW/m2,增加了1.87%;后孔累計磨損載荷由0.488 8 MW/m2增加到0.504 5 MW/m2,增加了3.21%。因此,設計合理的銷孔內(nèi)孔直徑(即合理的活塞銷剛度)可有效改善銷孔接觸磨損和潤滑特性。

圖8 不同銷內(nèi)徑時活塞銷孔的最大接觸壓力

圖9 不同銷內(nèi)徑時活塞銷孔的累計磨損載荷分布

圖10 不同銷內(nèi)徑時活塞銷孔的最大累計磨損載荷

3.2 活塞銷孔型線的影響

選擇銷內(nèi)徑為23 mm,設計三種銷孔型線方案：雙曲線銷孔型線1、內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線型線2以及內(nèi)側(cè)曲線外側(cè)錐形型線3(見圖11)。

圖11 銷孔型線

由圖12和圖13可知,雙曲線銷孔型線接觸壓力和累計磨損載荷最小;內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線銷孔型線與雙曲線銷孔型線相比,銷孔接觸壓力最大增加了約15.16%,累計磨損載荷最大增加了約0.6%;內(nèi)側(cè)曲線外側(cè)錐形銷孔型線與雙曲線銷孔型線相比,銷孔接觸壓力最大增加了約88.9%,累計磨損載荷最大增加了約64.28%。這是由于雙曲線銷孔型線更能適應活塞銷與銷孔的彈性變形和熱變形,有利于銷孔楔形動力潤滑油膜的形成,因此銷孔接觸壓力和累計磨損載荷最小。內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線銷孔型線和外側(cè)錐形內(nèi)側(cè)曲線銷孔型線極易形成尖楞邊緣,使銷孔在過渡邊緣油膜變薄,甚至形成干摩擦狀態(tài),從而使銷孔接觸壓力和累計磨損載荷變大。尤其是外側(cè)錐形時,外側(cè)收縮量減小,難以補償活塞銷的熱變形,且活塞銷和銷孔的貼合變差,從而使銷孔接觸壓力和累計磨損載荷顯著增大。

圖12 不同銷孔型線時活塞銷孔接觸壓力

圖13 不同銷孔型線時活塞銷孔的累計磨損載荷

3.3 活塞銷與銷孔配合間隙的影響

選擇銷內(nèi)徑為23 mm,銷孔設置雙曲線銷孔型線,設計活塞銷與銷孔配合間隙為0.01 mm,0.017 mm,0.025 mm,研究不同配合間隙對銷孔接觸及磨損的影響。由圖14至圖16可知,銷孔接觸壓力和累計磨損載荷隨配合間隙的增大而減小。由于在正常運行工況下,活塞銷和銷孔都會發(fā)生熱變形,如果活塞銷孔與銷之間的間隙過小,將很難補償活塞銷的綜合變形,而且隨著轉(zhuǎn)速的升高及活塞頂面的燃氣壓力作用,活塞銷與銷孔之間的摩擦力增大,潤滑油膜變薄,所以適當增大配合間隙對降低銷孔接觸磨損有好處。但配合間隙太大會導致活塞銷的敲擊動能變大,從而影響整機的敲擊噪聲。

圖14 不同配合間隙時活塞銷孔接觸壓力

圖15 不同配合間隙時活塞銷孔接觸壓力分布

圖16 不同配合間隙時活塞銷孔的累計磨損載荷

4 結(jié)論

a) 通過設計合理的活塞銷內(nèi)徑尺寸來調(diào)整活塞銷的剛度,可以降低銷孔表面的接觸壓力,從而降低活塞銷孔發(fā)生非正常磨損的風險;

b) 活塞銷與活塞銷孔的間隙對銷孔的潤滑特性起重要作用,直接影響活塞銷孔的接觸磨損,銷孔接觸壓力和累計磨損載荷隨配合間隙的增大而減小,適當增大配合間隙有利于降低銷孔接觸磨損;

c) 雙曲線銷孔型線更能適應活塞銷與銷孔的彈性變形和熱變形,有利于銷孔楔形動力潤滑油膜的形成;相比于雙曲線銷孔型線,內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線和內(nèi)側(cè)曲線外側(cè)錐形型線銷孔型線的銷孔接觸壓力和累計磨損載荷都有所增加。