某型柴油機活塞銷軸承磨損分析及表面型線設計

張利敏， 王根全， 王延榮， 趙志強， 張忠偉， 宋現浩

(中國北方發動機研究所， 天津 300400)

0 引言

在軍用動力轉速和燃燒壓力大幅增長、體積大幅縮減的發展趨勢下，活塞連桿組件直接面臨著承載頻率和幅值倍增、熱流密度大幅提高等更嚴苛的工況條件。大量工程應用表明，高功率密度柴油機活塞銷軸承磨損是導致活塞連桿組件失效的主要形式之一[1]。解決上述失效問題的有效方法是提高摩擦副的材料性能，然而隨著發動機強化程度的不斷增加，在高爆發壓力和熱負荷作用下，活塞銷軸承材料性能已接近使用極限，因此在材料性能受限的前提下，通過調整活塞銷軸承結構，使軸承孔表面應力分布均勻并降低應力幅，是減少活塞銷軸承失效的另一關鍵途徑[2-7]。

活塞銷軸承包括活塞銷座軸承和連桿小頭軸承。前者在活塞銷座結構不變的情況下，活塞銷孔多采用異形結構，如錐面銷孔、卸荷腔銷孔、橢圓銷孔等[5-8]；后者在連桿小頭結構不變的基礎上，襯套內孔通常采用桶形型線或由直線段和錐線段組合的型線，評價上述型線的有效性是設計過程中的關鍵環節。目前此類分析多在工程經驗的基礎上采用有限元方法進行評價[2-8]，該方法雖然可以表征型線對結構接觸表面應力水平的差異，但仍存在以下不足：1)活塞銷軸承配副為面- 面摩擦的非線性接觸，受到熱負荷和機械負荷耦合影響，導致求解復雜以及收斂困難，并耗用大量機時；2)計算中采用熱機耦合場，沒有考慮運動副間潤滑介質的影響，不能反映油膜在軸承內部的分布情況，且計算結果與實際偏差較大。有鑒于此，目前在分析活塞銷運動、摩擦磨損狀態以及在評價異形活塞銷孔結構時，多采用可考慮活塞熱變形的彈性流體潤滑分析[9-13]，該方法快速有效，能夠更準確直觀地反映不同異形結構對于潤滑特性及磨損狀態的影響，非常適合工程應用。因此，借助上述分析技術，本文針對某型高強化柴油機活塞銷軸承初始設計階段出現的磨損故障，通過活塞傳熱及熱機耦合分析，首先揭示軸承結構變形協調與故障的關聯關系，之后借助彈性流體潤滑分析方法，以油膜特征為評價指標，開展活塞銷孔型線熱機狀態優化、試驗驗證及連桿小頭軸承多種型線對比分析。本文的分析方法對于解決低功率柴油機出現的同類問題同樣具有借鑒和指導意義。

1 活塞銷軸承摩擦磨損故障

某型柴油機為V型、12缸、4沖程、水冷、增壓機型，活塞采用振蕩冷卻油腔，楔形銷座結構，在活塞銷軸承初始方案設計時，活塞銷孔采用如圖1所示的3段型線結構，連桿小頭襯套兩端面設置小角度錐角，設置上述結構的目的旨在改善活塞銷孔及連桿小頭襯套的載荷分布狀態，使得各軸承載荷分布盡可能均勻。然而在臺架考核試驗后活塞銷孔表面和連桿小頭襯套表面均出現不同程度的磨損，如圖2所示。其中圖2(a)為活塞銷孔磨損照片，由圖2(a)可知，在前述3段銷孔型線的設計特征下，錐線段和直線段過渡位置以及外側面出現了嚴重的磨損，而內側基本沒有接觸痕跡。從磨損痕跡分析，活塞銷孔型線與活塞銷孔熱變形明顯不匹配，活塞銷座受熱變形后，外側預置型線無法補償熱變形，導致局部壓力過高、發生固體接觸而導致磨損。此外，3段型線過渡不平滑，存在結構拐點，是導致錐線段和直線段過渡位置磨痕的直接原因。圖2(b)是連桿小頭襯套磨損圖片，其中在連桿小頭襯套外側，特別是在襯套外端錐角與襯套表面過渡區域磨損嚴重，由于此類結構在錐線段與直線段過渡位置同樣存在結構拐點，導致了類似的磨損。

基于上述分析，解決此類軸承磨損較可行的方法是優化服役工況下活塞銷與活塞銷孔、活塞銷與連桿小頭襯套型線的匹配狀態，從結構層面改善活塞銷孔軸承和連桿小頭軸承載荷分布狀態。因此后續將結合軸承表面磨損狀態，分別針對活塞銷孔軸承和連桿小頭軸承型線優化設計開展詳細研究。

2 活塞連桿組合結構熱機耦合分析

活塞連桿組合結構熱機耦合分析是獲得活塞銷孔熱變形的有效手段，同時也是后續活塞銷軸承型線改進分析的基礎，因此本節首先針對上述組合結構開展熱及熱機耦合分析。由于活塞銷孔及連桿小頭位置采用飛濺潤滑，很難準確考慮油膜壓力影響，因此在熱機耦合分析階段僅考慮了結構因素對熱機耦合變形的影響。圖3給出了活塞三維實體模型及有限元分析模型。

2.1 活塞連桿組件接觸定義

活塞連桿組件分析模型包括活塞、活塞銷、連桿和連桿小頭襯套，為了逼近真實工況，活塞銷孔與活塞銷、活塞銷與連桿小頭之間按照有摩擦的非線性接觸定義，連桿大頭端施加位移約束，活塞裙部施加與缸套接觸的側壓力。針對活塞處于上止點時刻，在活塞頂施加最大燃燒壓力進行應力計算。表1給出了活塞連桿組件配合情況。

表1 活塞連桿組件接觸

2.2 活塞換熱邊界條件

通過Seal-Taylor公式計算活塞頂部與燃氣接觸壁面不同半徑處的換熱系數，從而得到活塞頂不同半徑區域的換熱邊界條件，如表2所示。

表2 活塞頂面的換熱邊界

燃氣產生的熱流經過活塞頂面流入活塞，其中一部分會流經活塞環區到缸套外的冷卻液。在活塞環區的熱量經過環槽的上表面、中表面、下表面和環岸散出，假設各部分對熱流流動的阻力為熱阻，參考文獻[14]給出的活塞環區熱阻計算方法，在熱流從活塞環槽傳遞到缸套冷卻液的路徑上，環槽上壁面和內壁面的換熱系數考慮了由于間隙導致的隔熱影響，而環槽下壁面熱換系數則考慮了與活塞環的接觸熱阻影響，通過計算得到如表3所示的活塞環槽和環岸的換熱邊界條件。

表3 活塞環槽和環岸的換熱邊界條件

活塞銷孔與活塞銷接觸過程中存在接觸熱阻，接觸熱阻受接觸壓力、表面粗糙度和溫度的影響，此處為簡化分析，在該接觸面僅考慮了恒定的接觸熱阻推薦值[15]。

發動機活塞內腔采用機油噴濺冷卻，其換熱系數公式為

(1)

式中：q為噴向活塞頂背側的機油量(L/min)；tm為冷卻側活塞表面的平均溫度(℃)。計算得到標定轉速下活塞內腔的換熱系數為500 W/(m2·K)。

2.3 活塞溫度場分析與驗證

圖4給出了活塞溫度場仿真結果，為了保證溫度場計算的準確性，參照圖4中給出的活塞關鍵位置測點與試驗結果進行對比并修正仿真模型，其中圖5為測溫試驗所用活塞。如表4所示，經試驗結果修正溫度場分析模型后，由各測點溫度計算值和試驗值對比可知，有限元計算結果與試驗測試結果誤差控制在5%以內，滿足工程精度要求。

表4 測點計算溫度值與試驗溫度值

2.4 活塞銷軸承組合結構熱機耦合分析

在活塞溫度場分析的基礎上，開展活塞熱及熱機耦合分析。在熱工況分析中，活塞及活塞銷孔熱變形如圖6所示。通過計算可知，受熱后銷孔直徑平均增大約0.14 mm，由圖6可知，活塞受熱后由內向外呈喇叭狀變形，受此影響，活塞銷孔直徑在整體增大的同時銷孔與活塞銷的間隙由內向外逐漸減小。

活塞熱機工況分析中，在活塞熱變形的基礎上施加爆發壓力載荷，活塞銷孔變形將隨著爆發壓力的變化而變化。同時隨著爆發壓力的增加，活塞銷孔與活塞銷的接觸壓力及接觸面積也相應發生變化。圖7給出了活塞銷孔表面壓力隨爆發壓力p的變化過程，其中左側為銷孔外側，右側為銷孔內側。由圖7可知，爆發壓力逐漸增加時，活塞銷孔面壓力由最初的外側局部接觸逐漸過渡為全接觸，且初始接觸時外側接觸應力和全接觸后內側接觸應力為整個動態變化中應力數值較大的位置。根據上述分析結果，為降低銷孔內外側應力峰值，需要按照試驗磨損情況進行活塞銷孔異形型線的調整。

此外，通過計算分析還發現，由于連桿小頭襯套兩端受活塞銷變形的影響，會出現如圖8所示的襯套邊緣載荷較大的問題，極易造成圖2(b)中的襯套邊緣嚴重磨損。因此在后續分析過程中，將通過在襯套兩端面設置合理型線加以改善。

3 活塞銷孔型線匹配設計

3.1 活塞銷孔彈性流體動力學分析模型

為了開展活塞銷孔型線匹配，采用奧地利AVL公司開發的動力學仿真軟件Excite PU，建立活塞銷座彈性流體動力學模型，具體如圖9所示。模型中對活塞連桿組各零件模型分別縮聚，保留了活塞銷孔表面、活塞銷外表面、連桿小頭孔表面的面節點，在活塞銷孔與活塞銷、連桿小頭孔與活塞銷的接觸定義中均定義為面面接觸來模擬整個活塞銷軸承接觸的真實狀態，其中活塞銷全局自由度定義為3個平移自由度和1個繞銷孔軸線的轉動自由度，上述轉動自由度可模擬浮動銷的旋轉。整個分析過程共計算3個完整的循環過程，選取第3個循環的計算結果進行分析。采用Excite PU軟件除按照上述要求建模外還需注意兩個問題：一是軸承供油壓力的施加，由于該柴油機使用了冷卻噴嘴的飛濺潤滑，實際中供油壓力數值是動態變化的且難于測試，為了簡化分析，采用略高于大氣壓力數值作為供油壓力；二是在建立活塞銷孔與活塞銷軸承的過程中需將前述有限元計算獲得的熱變形數據施加在接觸模型中，進而考慮活塞熱變形的影響。為了驗證分析模型的準確性，選用3段型線計算模型開展活塞銷孔軸承油膜特性分析，并與樣件試驗后狀態進行對比。圖10～圖12分別給出了活塞銷軸承在爆發時刻粗糙接觸壓力、機油填充率和徑向變形的分布圖。由圖10可知，3段型線中錐線段和直線段過渡位置存在相對較大的粗糙接觸壓力，而圖11中在上述位置并未出現缺油的情況，由此表明結構拐點處過渡不平滑、破壞了油膜，導致活塞銷和銷座孔表面在該位置出現粗糙接觸并發生磨損。由圖12給出的徑向變形圖可知，采用3段型線整體徑向變形仍傾向于銷孔外側，因此在銷孔外側和活塞銷端面同樣會出現較大程度的磨損，而銷座孔內側與活塞銷接觸壓力較小甚至不發生接觸。為了驗證仿真分析結果，對比試驗后的活塞銷照片(見圖13)，活塞銷磨損特征主要為：與銷孔型線錐線段和直線段拐點接觸的位置出現明顯磨痕；活塞銷端面出現了嚴重磨痕，而內側基本沒有接觸痕跡。上述試驗結果與分析預測結果完全吻合，間接證明了分析模型的有效性。

3.2 活塞銷孔型線匹配分析

根據上述磨損特征，針對活塞銷孔3段型線的改進需從以下兩點著手解決：1)削弱銷孔型線過渡區域凸點，盡可能平滑過渡；2)增加銷孔型線外側間隙，減小銷孔內側間隙以匹配活塞熱變形。根據上述思路，提出如圖14所示的活塞銷孔改進型線，分別為5段型線和多段型線。由圖14可知，5段型線是在3段型線的基礎上，將內外側錐線段分別由1段型線增加為2段型線，同時增加銷孔外側間隙，減小銷孔內側間隙，通過調整錐線段角度使直線段與錐線段過渡平滑。多段型線則是在5段型線的基礎上，減小了直線段的長度，進一步增加了錐線段的個數，增加外側間隙，減小內側間隙，同時使過渡更加平緩。此外，為了方便對比各型線在熱工況下的變形尺度，圖14還給出了銷孔上截交線位置的熱變形，以及在銷孔熱變形基礎上各型線的參數設置。

后續分析中，在模型中分別輸入各型線參數，計算冷態和熱態兩種工況下，銷座孔油膜峰值壓力在銷座孔承壓區的分布情況，其中冷態工況不考慮活塞熱變形，熱態工況活塞型線將疊加前述計算得到的熱變形量。

圖15給出了圖14中3條不同型線冷態下爆發時刻的油膜壓力分布圖。由圖15可知，在冷態工況下：3段型線在直線段和斜線段過渡位置峰值壓力較高，與試驗中的磨損位置對應；5段型線通過改善過渡，使前述相交位置峰值壓力高點明顯消除，整體壓力高點向銷座內側轉移；多段型線通過減小直線段長度，增加直線段相鄰錐線段，進一步改善了過渡狀態，如圖15(c)所示，銷孔表面油膜壓力分布更加均勻。

圖16給出了圖14中3條不同型線熱機狀態下爆發時刻的油膜壓力分布圖。考慮到活塞受熱后由內向外呈喇叭狀變形，將導致活塞銷孔外側間隙減小，因而采用錐線段以補償此處熱變形。由圖16(a)可知，采用3段型線，由于外側錐線段錐度較小，活塞熱態時此處油膜壓力較大，因此無法補償外側熱變形量，另外內側錐線段錐度較大，在熱機狀態下內側油膜壓力較小，且存在部分區域出現未接觸的情況。有鑒于此，5段型線在3段型線的基礎上，通過調整錐段錐度，小幅增加外側間隙，減小內側間隙，如圖16(b)所示，雖然接觸面積有一定增加，但油膜壓力分布狀態仍與3段型線油膜峰值壓力分布相似。

依據上述分析結論并結合活塞熱變形數據，多段型線通過調整直線段位置改變銷孔主要接觸位置，通過漸進的方法逐步增加外側間隙，減小內側間隙以達到和活塞熱變形匹配。圖16(c)給出了采用多段型線時的油膜壓力分布圖。由圖16(c)可見，外側油膜壓力峰值明顯降低，銷孔整體油膜壓力分布均勻，且主承載位置向內側轉移，接觸面積明顯增加，明顯優于3段型線和5段型線。

為了驗證上述型線分析結果，在整機上開展搭載試驗，考察采用各型線后銷孔承載區的接觸狀態及磨損情況。圖17給出了上述3種型線活塞銷孔試驗后的表面磨損狀態。由圖17可知，5段型線銷孔表面在銷孔外側還存在局部磨痕，而多段型線銷孔表面明顯優于前兩者型線的接觸狀態，表面沒有明顯的磨痕。

4 連桿小頭襯套型線影響分析

針對采用初始結構連桿小頭襯套表面出現的磨損，表明活塞銷與連桿小頭變形不協調，導致襯套邊緣出現明顯的磨損現象，為此本節將開展不同襯套型線對連桿小頭載荷分配的影響規律研究。

考慮到連桿小頭區域溫度穩定，與活塞銷孔相比，該軸承變形受溫度影響較小，因此可以采用對稱且有固定數學表達式的型線類型。可供選擇的型線類型包括喇叭形型線、桶形型線、指數型線、對數型線、超橢圓型線[16]等。為了揭示不同型線類型對于連桿小頭襯套載荷分布的影響，選擇具有典型代表的桶形型線、指數型線和超橢圓型線進行分析，并通過最大載荷壓力及載荷分布情況進行評價，其中(2)式、(3)式、(4)式分別列出了上述型線的數學表達式，圖18給出了上述型線的示意圖。圖18中：桶形型線為拋物線，該型線中心最高，兩側與中心高度相差較大；指數型線由中心可編輯的直線段和兩側指數形曲線構成，該型線的好處在于直線段與兩側曲線可按不同比例組合，具有較大的自由度且易于工程應用；超橢圓型線分布類似，與指數型最大的區別在于，該型線中部并非直線段，而是曲率較小的弧線，因此在中部變形匹配上更有優勢，但在兩端過渡時弧度變化較大，會降低襯套邊緣的載荷承載性。

桶形型線表達式為

(2)

式中：sg為兩端最大的徑向間隙；sm為襯套支承長度；s為襯套任意位置點距初始點的距離。

指數型線表達式為

(3)

式中：s1和s2為直線段兩端點距初始點的距離；t為指數。

超橢圓表達式為

(4)

式中：a和b分別為超橢圓的最小和最大半軸；n為超橢圓的階數。

針對上述型線，借助圖9的分析模型，在銷座型線給定的情況下開展連桿小頭軸承的彈性流體動力學分析，以確定不同型線下的影響。為了更加直觀地對比，一并分析了無型線襯套的載荷分布。圖19～圖22分別為無型線、桶形型線、指數型線和超橢圓型線的載荷分布圖，各參數定義如表6所示。

由圖8可知，受活塞銷彎曲變形的影響，無型線襯套存在較大的邊緣載荷，易導致襯套邊緣磨損。在采用不同種類的型線之后，均可實現消除邊緣載荷的效果，載荷峰值位于襯套中心，但各型線會導致載荷分布形式及分布面積的不同。采用桶形型線時，載荷為類圓形分布，承載面積集中在襯套中心，未向襯套邊緣延伸；采用指數型線和超橢圓型線時，載荷分布均為矩形分布且承載面積較大。圖19～圖22給出的載荷分布圖中載荷峰值分別400 MPa、300 MPa、240 MPa、260 MPa. 結合載荷分布及載荷峰值結果，采用指數型線或超橢圓型線更有利于避免連桿小頭襯套出現異常磨損的問題。

表6 各型線參數值定義

5 結論

本文采用有限元和軸承彈流潤滑順序耦合的分析思路，建立了適用于銷孔型線匹配優化的分析方法。所得主要結論如下：

1) 通過活塞銷孔軸承型線匹配分析表明，活塞銷孔型線過渡越平滑，型線與活塞熱變形匹配越合理，可有效地降低活塞銷孔磨損。在實際設計過程中，活塞銷孔外側間隙需大于內側間隙，以適應高強化柴油機高熱負荷導致的活塞銷孔變形。

2) 連桿小頭軸承型線選用指數型線或超橢圓型線更適合于連桿小頭軸承變形情況，相對于無型線軸承，其最大載荷可降低約65%.