8V柴油機連桿小頭軸承潤滑及結構對比分析

趙志強， 王根全， 王延榮， 張利敏， 許春光， 吳雁玲， 李曉華

(中國北方發動機研究所(天津)， 天津 300400)

8V柴油機連桿小頭軸承潤滑及結構對比分析

趙志強， 王根全， 王延榮， 張利敏， 許春光， 吳雁玲， 李曉華

(中國北方發動機研究所(天津)， 天津 300400)

針對某8V柴油機由于潤滑不良和背壓不足導致的連桿襯套磨損和松動的故障，借助仿真手段，提出改進連桿襯套油槽結構及增加襯套厚度的方案，以達到改善軸承潤滑狀態并提高連桿襯套背壓的目的。通過連桿小頭剛度對比分析校驗了改進結構剛度，最終方案經500 h臺架耐久性試驗表明故障得到有效抑制。

柴油機； 襯套； 結構設計； 改進

連桿是往復活塞式內燃機動力傳遞的重要組件，它承受周期性交變載荷，把活塞往復直線運動轉化為曲軸的旋轉運動，并將作用在活塞上的力傳遞給曲軸對外輸出功率[1-2]。連桿小頭襯套作為連桿組件的關鍵零件，它與活塞銷組成一對滑動軸承副。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是連桿的主要失效形式。

本研究針對某8V柴油機連桿小頭襯套出現的磨損和松動故障，分析并確定其故障機理，基于經驗、理論公式和有限元仿真分析技術確定出改進方案，最終找到解決措施。

1 連桿襯套故障描述及分析

某8V柴油機在初樣機階段進行50 h臺架耐久性試驗，化驗機油油樣時發現多臺樣機銅含量增大數倍多，隨后拆檢發動機發現襯套存在磨損和松動的現象。連桿小頭襯套故障現象見圖1。

圖1 連桿小頭襯套故障現象

連桿襯套磨損一般從潤滑角度考慮，襯套松動、脫出一般從襯套與連桿體固持力不足角度分析，但兩者往往非獨立故障，存在一定關聯影響。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會發生劇變，襯套安裝固持力和摩擦力會此消彼長，過度的磨損使襯套的固持力持續下降，而摩擦力持續增加，當襯套安裝固持力和工作摩擦力發生逆轉時，故障現象就會出現。而襯套固持力不足時，襯套會發生松動和旋轉現象，使襯套進油孔和連桿體進油孔錯位，導致軸承潤滑不暢，發生襯套磨損和松動故障[3-4]。鑒于上述分析，本研究從加強潤滑和提高固持力出發，以解決該柴油機的連桿襯套故障。

2 改進方案

2.1 加強潤滑

連桿小頭軸承采用飛濺潤滑方式，所以主要從襯套進油結構和軸承內表面油線結構進行分析和改進。

8V柴油機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。連桿襯套進油方式為頂部單個直徑6 mm進油孔，兩側設計環形進油槽結構(見圖2)。

參照國內外先進發動機連桿小頭結構，發現頂部單油孔結構常用于直列發動機，V型發動機左右兩排氣缸存在一定角度，飛濺的潤滑油不容易進入連桿頂部小頭油孔，所以本研究將襯套進油孔由頂部單進油孔改為兩側雙進油孔，并改進油線結構，其目的是為讓潤滑油更容易進入小頭軸承，改善小頭軸承副潤滑。經討論分析，并借鑒國內外先進發動機設計經驗，提出3種改進結構，分別為倒“T”油線、“V”字油線和“人”字油線結構，4種油線結構襯套展開結構示意見圖3。應用AVL EXCITE PU軟件建立了柴油機連桿與彈性流體動力潤滑軸承的多體動力學計算模型[5-6]，將4種油線結構襯套分別建立EHD模型進行對比計算分析，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，計算結果見圖5。

圖2 原小頭襯套結構(環形油槽)示意

圖5 油線結構對連桿小頭軸承潤滑的影響

為評價上述4種油線結構對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，分析在爆發時刻1 450°時不同油線結構的影響。圖5a為不同油線結構的峰值壓力對比。由圖可見：環形油線在襯套邊緣壓力最高，且在局部由于機油不足等原因造成局部峰值壓力較大；“人”字油線相比環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示出不同油線結構的粗糙接觸壓力對比。由圖中可看出，僅環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示出不同油線結構的油膜厚度對比。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域也存在油膜較薄的區域，“人”字油線中心位置有范圍很小的油膜較薄區域，而“V”字油線在油膜厚度方面表現較其他油線結構更好。

圖5d示出不同油線結構填充率對比。圖中表明僅環形油線在峰值壓力和粗糙接觸壓力較大的區域填充率較低，缺少機油，其他油線結構在承壓區域機油充足。

由計算結果知，“V”字油線和倒T油線可促進襯套的潤滑，達到減摩的目的。進一步分析倒“T”油線的襯套內孔兩側油池結構，該油池一方面可以儲備潤滑油，滿足軸承工作需要，另一方面也可以儲存軸承內磨損產生的磨粒和外界的雜質，防止劃傷軸承，且倒“T”油線襯套制造簡單，所以襯套結構改進最終方案采用倒“T”油線(見圖6)。

圖6 連桿襯套改進結構示意

2.2 提高固持力

一般認為，在襯套安裝狀態下，連桿小頭襯套和連桿體底孔背壓接觸應力應滿足不小于10 MPa設計準則，否則會發生襯套松動故障。本研究通過理論公式和有限元方法對某8V柴油機連桿襯套進行背壓計算[7-8]。

依據理論公式的襯套背壓計算如下：

式中：Δ為襯套壓入時的過盈量，取值0.06～0.08 mm；t為發動機工作時連桿溫度，取值120 ℃；α為連桿線膨脹系數，取值1.00E-06；αB為連桿襯套線膨脹系數，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為襯套內徑，取值52 mm；d1′為襯套外徑，1.5 mm壁厚時取值55 mm，2 mm壁厚時取值56 mm，2.5 mm壁厚時取值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，由理論公式計算的背壓結果見表1。

表1 襯套背壓計算結果

在安裝工況下，對不同壁厚的連桿襯套背壓進行有限元仿真計算分析，結果見圖7。

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

通過理論公式和仿真軟件計算分析知，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方案。

圖7 不同壁厚襯套背壓分析結果

3 連桿體剛度分析

連桿襯套壁厚由原機2 mm增加到2.5 mm，連桿小頭底孔直徑由原機的56 mm增加到57 mm，這些改動降低了連桿小頭的剛度。為防止小頭剛度變化導致連桿其他故障，所以對連桿體小頭部分進行剛度改進，改進目標為：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時連桿體剛度不低于壁厚2.0 mm時的剛度；3)連桿小頭質量增加盡量小，以不改變原發動機平衡狀態。

在Pro/E中對連桿小頭各方案進行建模，通過Hypermesh軟件進行有限元網格劃分，導入到Abaqus軟件進行有限元仿真計算[9-10]。連桿小頭網格模型見圖8。

圖8 連桿小頭網格模型

連桿小頭的剛度由連桿小頭底孔的徑向變形來表征，其坐標示意見圖9，靠近小頭中心點的位移為負值，遠離中心點的位移為正值。

本研究進行了大量方案對比分析，如改進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，均不能達到改進目標[5]，最終在原機連桿小頭上部外圓直徑基礎上向上偏移2 mm，可實現改進后連桿小頭剛度不弱于原機連桿的改進目標。安裝工況下，改進后連桿小頭變形與原機對比見圖10，具體數值見表2。

圖9 小頭底孔變形坐標

圖10 改進后連桿小頭變形結果與原機對比(安裝工況)

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

最大慣性力工況下，改進后連桿小頭變形與原機對比見圖11，具體數值見表3。

圖11 改進后連桿小頭變形結果與原機對比(最大慣性力工況)

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

由以上計算分析知，在安裝工況和最大慣性力工況下，改進后連桿小頭孔變形結果均優于原機狀態。通過在原機連桿小頭外圓直徑基礎上向上偏移2 mm，可以保證連桿襯套結構改進不會削弱連桿的剛度。

4 臺架耐久性試驗驗證

改進后的連桿隨整機進行500 h臺架耐久性試驗驗證，試驗后對發動機進行拆檢，發現2件連桿襯套表面有輕微劃痕，經分析應為潤滑油清潔度差導致，不影響繼續使用，其余6件連桿襯套內表面完好且光亮，試驗后連桿照片見圖12。

5 結束語

某8V柴油機數臺初樣機在50 h臺架耐久性試驗中，連桿小頭襯套頻出現襯套內表面發黑、異常磨損和松動故障，從加強潤滑和提高固持力角度出發，提出襯套改進方案，最終經500 h臺架耐久性試驗驗證，襯套內表面無異常磨損和松動特征，證明分析思路正確和改進措施有效。

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[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(1985—)，男，助理研究員，主要研究方向為曲柄連桿機構結構設計技術；q_70@sina.com。

10.3969/j.issn.1001-2222.2017.02.014

TK421.9

B

1001-2222(2017)02-0078-05