軸瓦輪廓修形對發動機連桿軸承磨損性能的影響

阮登芳 陳 黎 高真超

1.重慶大學機械傳動國家重點實驗室，重慶，400044 2.重慶大學汽車工程學院，重慶，400044

0 引言

汽車發動機中有許多軸承，其中最重要的是連桿大頭軸承和曲軸軸承，它們對發動機的摩擦損失和可靠性具有重要的影響[1]。連桿軸承和曲軸軸承的摩擦損失在發動機的總摩擦損失中所占的份量僅次于缸套對活塞環和活塞的摩擦損失[2]。相關研究表明，發動機軸承的摩擦損失約占整個發動機機械損失的25%，個別車用發動機甚至高達40%[3-4]。因此，減少連桿及曲軸軸承的摩擦損失，對減少發動機的摩擦損失、提高整車的燃油經濟性具有重要意義。

發動機在工作過程中，機體、曲軸及連桿在交變載荷的作用下將發生彈性變形，導致軸瓦及軸頸變形，軸承潤滑偏離設計[5]，在大載荷條件下可能出現軸承磨損加劇，摩擦功耗增加[6]。

針對上述問題，本文采用對軸瓦輪廓修形來降低軸承的端部磨損，即在軸瓦輪廓設計中考慮軸承孔在工作過程中可能出現的變形，根據軸承孔在載荷作用下的彈性變形量對軸瓦內表面進行修形，使軸承在工作狀態下沿軸向具有均勻的間隙，從而消除軸瓦兩側邊沿處的粗糙接觸和偏磨。

1 基本數學模型

1.1 平均雷諾方程

采用PATIR等[7-8]提出的平均流量模型來計算主軸承的流體動壓分布。平均Reynolds方程可表示為

(1)

(2)

1.2 軸承載荷

軸承載荷N?包括油膜載荷N?H和接觸載荷N?A，即

N?=N?H+N?A

(3)

設油膜載荷N?H在x?、y?方向上的分量分別為N?Hx?和N?Hy?，則

(4)

(5)

式中，A?為軸承展開面積；γ?為液動油膜壓力與x?軸正方向的夾角。

根據GREENWOOD等[9]提出的粗糙表面接觸理論來確定固-固接觸所產生的接觸壓力，在彈性變形下軸頸與軸瓦間峰元接觸壓力為

p?a=KE?*F?5/2(H?s)

(6)

設接觸載荷N?A在x?、y?向的分量分別為

(7)

(8)

2 曲軸系柔性多體動力學模型

建模時考慮了連桿、曲軸和機體的彈性變形。為了減少多體動力學計算的計算量，采用模態縮減技術壓縮連桿、曲軸和機體自由度。在對軸承接觸區進行有限元網格劃分時，曲軸軸頸、軸承座和連桿軸承軸頸、軸承座主自由節點數均為5×40，機體、曲軸及連桿的有限元模型見圖1。建模所用四沖程四缸發動機的主要參數見表1。圖2所示為采用AVL EXCITE_PowerUnit軟件建立的發動機曲軸系柔性多體動力學模型。

(a)機體 (b)連桿

(c)曲軸圖1 機體、連桿和曲軸的有限元模型Fig.1 Finite element model of block,conrod and crankshaft

圖2 曲軸系柔性多體動力學模型Fig.2 Crankshaft flexible multi-body dynamic model

模型求解時，輸入載荷和結構參數，設置迭代參數，將動力學方程與平均Reynolds方程耦合，通過軸瓦主節點的載荷和位移實現耦合求解。如果出現混合潤滑(H?s<4)情況，計入微凸體接觸壓力的影響，計算結構力、油膜壓力和機油填充率等，反復迭代至收斂，計算流程見圖3。

表1 發動機主要參數

圖3 計算流程Fig.3 Simulation flow chart

3 連桿軸承潤滑特性計算結果分析

進行曲軸系多體動力學分析時，取發動機轉速為2 000 r/min，輸入轉矩為114 N·m，此時作用于活塞頂上的缸內氣體壓力曲線見圖4。

圖5所示為連桿軸承油膜壓力隨曲軸轉角的變化情況，從圖中可以看出，各連桿軸承的最大油膜壓力大小及變化趨勢一致；連桿軸承由于受氣缸爆發壓力的作用，在做功行程上止點附近最大油膜壓力值最大，在壓縮行程下止點附近慣性力載荷最大，此時最大油膜壓力出現數值較小的峰值。連桿軸承1、2、3、4分別在曲軸轉角為12°、552°、192°、371°時最大油膜壓力達到最大值。

圖6、圖7所示分別為連桿軸承1在曲軸轉角為12°時軸瓦表面油膜壓力及變形量分布情況(其余軸承一致，故省略)。從圖中可以看出，軸瓦變形不均，承載區域變形較大，非承載區域變形較小；沿軸承寬度方向，中間區域變形較大，邊緣部分的變形量相對較小，呈拱形結構。

圖4 氣缸內壓力(點火順序：1-3-4-2)Fig.4 In-cylinder pressure(Ignition sequence:1-3-4-2)

圖5 連桿軸承最大油膜壓力隨曲軸轉角的變化Fig.5 Maximum oil film pressure of conrod bearingVS crankshaft angle

圖6 軸瓦油膜壓力分布Fig.6 Oil film pressure distribution ofconrod bearing shell

圖7 軸承孔彈性變形分布Fig.7 Elastic deformation of conrodbearing bore

4 軸承輪廓修形設計

以連桿軸承1為例說明軸瓦輪廓修形方法。根據圖8軸承孔的變形量計算結果，沿軸向及周向對軸瓦內表面圓柱形輪廓進行修形設計，具體步驟如下。

圖8 連桿軸承軸瓦輪廓修形后的內表面輪廓Fig.8 Modified inner surface contour of conrod bearing shell

沿軸向對軸瓦內廓曲線進行修形，使軸承間隙在裝配狀態時為中間小兩側大，取中間部分的徑向修形量為零，兩側徑向修形量為

Δh?α?max=h?α?max-h?α?min

式中，h?α?max為角度α?處沿軸承孔內表面母線上的最大變形量；h?α?min為角度α?處沿軸承孔內表面母線上的最小變形量。

通過三次樣條插值使修形后母線曲線為光滑的樣條曲線。

沿軸瓦內表面周向對修形后的母線節點值進行三次樣條插值，使軸瓦縱截面輪廓為光滑的樣條曲線，最后根據軸向與周向輪廓曲線形成光滑的曲面輪廓，如圖8所示。軸瓦輪廓面非承載區的最小徑向修形量為0，邊緣區最大修形量為2.123 8m。

5 軸瓦輪廓修形對軸承磨損及潤滑特性的影響

表2所示為計算所得的連桿軸承1潤滑性能評價參數值。由表中結果可知，當采用軸瓦輪廓修形后，最大油膜壓力最大值略有增大，最小油膜厚度最小值增大，最大粗糙接觸壓力最大值顯著降低，粗糙摩擦功耗無論是最大值還是平均值均減小。

圖9、圖10所示分別為軸承的最大油膜壓力及最小油膜厚度隨曲軸轉角的變化關系，從圖中可以看出，采用軸瓦輪廓修形后，最大油膜壓力及最小油膜厚度的變化趨勢及數值大小均與圓柱輪廓接近，對軸承的動壓潤滑性能影響較小。

表2 整周期內軸承潤滑性能評價參數

圖9 最大油膜壓力隨曲軸轉角的變化Fig.9 Maximum oil film pressure VS crankshaft angle

圖10 最小油膜厚度隨曲軸轉角的變化Fig.10 Minimum oil film thickness VS crankshaft angle

圖11～圖13所示分別為軸承最大粗糙接觸壓力、粗糙接觸摩擦功耗和粗糙接觸百分比隨曲軸轉角的變化趨勢。由圖可知，進行軸瓦輪廓修形后，在氣缸做功行程的最大粗糙接觸壓力和粗糙接觸摩擦功耗明顯減小，在非做功行程與常規軸承相比變化不大；在部分曲軸轉角范圍內，粗糙接觸百分比降低，其余部分未出現粗糙接觸百分比增大的情況。

圖11 最大粗糙接觸壓力隨曲軸轉角的變化Fig.11 Maximum asperity contact pressure VScrankshaft angle

圖12 粗糙接觸摩擦功耗隨曲軸轉角的變化Fig.12 Asperity contact friction power VS crankshaft angle

圖13 粗糙接觸百分比隨曲軸轉角的變化Fig.13 Asperity contact percentage VS crankshaft angle

圖14為圓柱軸瓦輪廓在12°曲軸轉角和360°曲軸轉角下對應的粗糙接觸壓力云圖，由圖可知，在最大粗糙接觸壓力較大的兩個位置，軸瓦表面的最大粗糙接觸壓力發生在軸瓦兩端；當曲軸轉角為360°時，載荷主要由慣性力產生，液動油膜壓力較小，軸瓦變形量小，軸瓦承壓面大，沿軸瓦寬度方向粗糙接觸壓力分布相對均勻。

(a)ω?=12°

(b)ω?=360°圖14 軸瓦輪廓修形前軸承的粗糙接觸壓力云圖Fig.14 Asperity contact pressure distribution of conrodbearing with cylindrical shell profile

圖15為軸瓦輪廓修形后在12°曲軸轉角和360°曲軸轉角下所對應的粗糙接觸壓力云圖，由圖可知，在最大粗糙接觸壓力較大的兩個位置，粗糙接觸壓力分布較圓柱面軸瓦輪廓均勻，尤其是在做功行程中的12°曲軸轉角位置處，粗糙接觸壓力沿軸向分布較均勻，消除了軸瓦兩端的偏磨損。

(a)ω?=12°

(b)ω?=360°圖15 軸瓦輪廓修形后軸承的粗糙接觸壓力云圖Fig.15 Asperity contact pressure distribution of conrodbearing with modified shell profile

6 結論

(1)對軸瓦輪廓修形后，軸承的潤滑性能變化較小，最大油膜壓力及最小油膜厚度的變化趨勢及數值大小均與圓柱輪廓基本接近；消除了做功行程中的軸瓦偏磨問題，軸承的粗糙接觸摩擦功耗無論是最大值還是平均值均減小，軸瓦表面粗糙接觸壓力沿軸向分布較均勻。

(2)在發動機設計初期，通過建立曲軸系柔性多體動力學仿真模型，確定軸承孔的變形量并對軸瓦表面進行修形的方法，能夠有效降低軸瓦兩端的偏磨，減小軸承的磨損及摩擦功耗。