內燃機曲軸軸瓦的裝配應力問題探討

2011-08-03 11:55:46張樂山

鐵道機車車輛 2011年1期

張樂山

（淅江顯峰汽車配件有限公司，浙江溫州325400）

內燃機曲軸軸瓦的裝配，需憑借適當的過盈量產生必要的裝配應力，使之與軸承座孔緊密貼合，牢固定位。以便將軸承負荷和摩擦產生的熱量傳遞給軸承座。

假若裝配應力不足，在曲軸髙速旋轉及動載荷的作用下，瓦背與座孔表面之間就會產生周向高頻微幅錯動.產生“微動磨損”（Fritting），它有可能導致鋼背斷裂，或由于散熱不良而使溫度升高、最小油膜厚度減小和最高油膜壓力增大，甚至因熱膨脹而使潤滑間隙完全消失，導致軸瓦粘咬而早期失效。

另一方面，如果裝配應力過大，瓦背材料則會因屈服而產生塑性變形和彈性消失，同樣會使軸瓦松動而導致破壞。

將裝配應力控制在適當范圍內，是確保軸瓦和發動機工作安全可靠性的重要條件。

要保證軸瓦具有必要的裝配應力，一要靠正確的配合設計，二要靠配合件的良好制造精度。本文著重談談軸瓦設計中如何控制裝配應力的合理取值范圍問題。

由于導致瓦背和座孔表面之間發生周向錯動的切向力τ值的確定比較復雜，一般采用最小周向應力σt.min的經驗數值控制緊固程度，有關設計手冊上給出了該經驗數值的推薦值（見表1）。

表1 最小周向應力σt.min的推薦值 MPa

但是，筆者在實際工作中發現，上述推薦值的合理性值得商榷.現以下面幾種機型連桿瓦（見圖1～圖4）為例作一分析。

1 幾種軸瓦產生的微動磨損現象

筆者在多年軸瓦失效分析實際工作中，曾先后遇到多種機型連桿瓦的微動磨損現象，如圖1～圖4所示。

圖1 因微動磨損而損壞的BJ型內燃機車240／260柴油機連桿瓦

圖2 16V280A型柴油機連桿瓦微動磨損現象

圖3 G32柴油機連桿瓦的微動磨損現象

圖4 230連桿瓦的微動磨損現象

從圖上照片可見，這幾種軸瓦的瓦背上都存在不同程度的的微動磨損現象。其中，原BJ型內燃機車裝用的240／260柴油機連桿瓦，曾數次造成瓦背斷裂，從拆下的臺架試驗瓦背微動磨損部位局部放大圖上（圖1（a）），可見只有微動磨損才能形成的“冷焊疤”特征。

2 上述幾種軸瓦的裝配周向應力校核計算

為分析微動磨損產生的原因，根據表2所列參數對上述幾種軸瓦裝配應力進行了校核計算。

表2 4種機型連桿瓦的相關參數

2.1 軸瓦等效壁厚Seff

式中S2.eff為合金層等效壁厚；鋁基合金，S2.eff＝S2／3，銅基合金，S2.eff＝S2／2。

計算結果見表3。

表3 等效壁厚計算結果 mm

2.2 軸瓦周長檢驗壓縮量ν

式中f為檢驗方法系數；A法（單邊加載法）f＝6.0；B法（雙辺加載法）f＝6.7；A為上下軸瓦平均有效截面積，A＝S.eff×B，mm2。

計算結果見表4。

表4 壓縮量ν計算結果 mm

2.3 軸瓦直徑過盈量Δd

（1）周長檢驗模直徑為座孔直徑最大極限尺寸，即Dch＝DH，max

（2）周長檢驗模直徑為座孔直徑最小極限尺寸，即Dch＝DH，min

計算結果見表5。

表5 直徑過盈Δd計算結果 mm

2 .4 周向壓應力σt

式中的φ值與座孔材質及軸瓦類型（主軸瓦還是連桿瓦）有關，根據有效壁厚與軸瓦外徑之比從設計手冊中查取.結果見表6。

周向應力計算結果見表7。

從表6和表7可見，4種軸瓦Seff／d值都在薄壁軸瓦范圍以內，它們的最小周向壓應力均大于表1推薦值的下限，有兩種甚至大于推薦值上限，為什么卻會發生微動磨損呢？

表6 φ值

表7 周向壓應力σt計算結果 MPa

亊實證明，表1中的σt，min傳統推薦值偏小，不足以保證軸瓦的可靠定位。

3 徑向壓應力σr分析

我們知道，保證軸瓦可靠定位的力來源于徑向壓應力產生的摩擦力。為了分析發生微動磨損的原因，進一步按公式（9）、（10）對徑向壓應力σr進行計算.結果見表8。

表8 徑向壓應力計算結果 MPa

將表7和表8進行對比可見，周向應力與徑向應力的大小排序多數并不對應.這一點并不難解釋，從公式（9）、（10）可知，σr雖然與σt成正比，但卻與軸瓦直徑成反比（確切地說是與σt及軸瓦有效面積成正比而與軸瓦投影面積成反比）.因此，周向應力大的徑向應力并不一定大，最重要的不是控制最小周向應力，而是必須很好地控制最小徑向應力，才能確保軸瓦的可靠定位。

究竟要有多大的σr才能滿足定位要求，國內外至今并無統－定量規定。一般而言，軸瓦剛度越低，所需接觸壓力也會越大。在早期發動機中，一方面由于功率低，又加之多采用剛度較大的厚壁軸瓦，徑向接觸壓力大于2MPa就可有效防止微動磨損，后來，隨著發動機輸出功率的不斷提高和剛性較低的薄壁軸瓦的廣泛應用，σr，min逐漸增加，根據對國外一些機型的計算，主軸瓦一般不小于6MPa，連桿瓦一般不小于7 MPa；隨著發動機強化程度的進一步提高和軸瓦負荷的不斷增大，不少機型甚至已提高到8MPa以上。從表8的計算數據可見，這4種機型連桿瓦的徑向接觸壓力顯然是偏小的，這正是產生微動磨損的根本原因。其中，16V280A和G32兩種連桿瓦，后經筆者改進設計，分別將周長過盈公差由0.13～0.17和0.18～0.23加大到0.26～0.30和0.40～0.46，最小徑向壓力分別增加至7.20MPa和9.29MPa，經多臺柴油機數年實際運用驗證，過去普遍存在的微動磨損現象己徹底消失。

不言而喻，大幅度提高徑向應力，必然導致周向應力的大幅增加，使之遠遠超出表1中的傳統推薦值.如16V280A型和G32型連桿瓦的σt，就分別由108～158 MPa和137～178MPa提高到了177～227MPa和235～280MPa。國內軸瓦設計中之所以對σt取值偏小的現象比較普遍，主要是認為不能超出鋼背材料的屈服極限。鋼背材料為08鋼，其屈服強度σs＝175MPa。上述4種連桿瓦的σt，max基本上就控制在這個范圍。那么，16V280A及G32連桿瓦修改設計之后，已大大超過屈服極限，豈不是存在產生屈服的風險？但事實己經證明，這些軸瓦并未產生屈服。

為了進一步證明這一點，筆者又根據所搜集到的資料（見表9），對11種國內外比較知名的中速機軸瓦進行了裝配應力計算。從表10中的計算結果可見，它們的最大周向壓應力都遠遠大于傳統推薦值；甚至有的最小周向壓應力高出推薦值近一倍，但它們并未發生屈服，這進一步說明傳統推薦值確實過低，不能滿足當代發動機軸瓦可靠定位的要求。

為什么周向壓應力遠遠超過08及10號鋼屈服極限卻并未發生屈服呢？據分析，一方面材料手冊上給出的屈服極限是拉伸強度，而軸瓦的周向應力為壓縮應力，對于08、10號之類軟鋼而言，其壓縮強度與拉伸強度可能并不相等？另一方面，當代絕大多數發動機都采用由軋制材料制成的薄壁軸瓦，這些材料在冷復合軋制過程中的壓下量一般都高達40﹪以上，從而使其機械性能顯著提高。據國外柴油機手冊推薦，由軋制雙金屬帶材制造的軸瓦，其鋼背許用應力［σt］達300～400MPa。表9中的周向應力顯然未超過這一范圍。