車用柴油機(jī)主軸承軸瓦微動(dòng)磨損研究

谷冉升，崔毅,2，程祥軍，李云強(qiáng)

(1.上海交通大學(xué)動(dòng)力機(jī)械及工程教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，上海 200240；2.高新船舶與深海開(kāi)發(fā)裝備協(xié)同創(chuàng)新中心，上海 200240；3.濰柴動(dòng)力股份有限公司，山東 濰坊 261001)

隨著對(duì)柴油機(jī)使用壽命和功率密度要求的不斷提高，發(fā)動(dòng)機(jī)軸瓦過(guò)盈配合面由于承受很大的交變載荷，接觸面上會(huì)有局部的微動(dòng)磨損出現(xiàn)，進(jìn)而導(dǎo)致表面裂紋的萌生和軸瓦失效[1-2]。Archard[3]基于Holm等提出的一種計(jì)算表面原子移除的磨損理論，用原子團(tuán)代替單個(gè)原子將這個(gè)理論應(yīng)用到了表面微凸體的移除。Archard認(rèn)為磨損量主要與材料的硬度以及接觸副上的正壓力和滑移量有關(guān)。Archard模型提出后便被用于有限元仿真和磨損分析。J.Ding[4-8]等對(duì)圓柱-平面接觸的微動(dòng)磨損裝置進(jìn)行了仿真分析，用Archard模型對(duì)接觸面輪廓的變化情況進(jìn)行了預(yù)測(cè)，并研究了微動(dòng)磨損對(duì)微動(dòng)疲勞的影響。杜平[9]對(duì)簡(jiǎn)化結(jié)構(gòu)的連桿-襯套進(jìn)行有限元分析，利用Hertz理論研究連桿擺角、過(guò)盈量和摩擦系數(shù)對(duì)微動(dòng)磨損的影響，發(fā)現(xiàn)加大過(guò)盈量可以顯著減小滑移，并能提高使用壽命，降低摩擦系數(shù)可以降低總體摩擦功。張遠(yuǎn)斌[10]為研究車輪-車軸過(guò)盈面的微動(dòng)磨損特性，對(duì)圓柱-平面結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真，結(jié)果表明，該模型可以較準(zhǔn)確預(yù)測(cè)磨損斑的寬度，但對(duì)于磨損斑的深度仿真誤差較大。高立[11]對(duì)連桿小頭-襯套進(jìn)行熱固耦合仿真分析，得出溫度升高使接觸壓力和摩擦應(yīng)力顯著增大的結(jié)論。過(guò)盈增大會(huì)使微動(dòng)滑移距離減小，因此提高過(guò)盈并改善潤(rùn)滑條件可以很好地降低微動(dòng)磨損。

本研究對(duì)一款車用柴油機(jī)搭建試驗(yàn)臺(tái)架來(lái)探究不同預(yù)緊力下主軸承-機(jī)體過(guò)盈接觸面的微動(dòng)磨損，同時(shí)根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)架建立對(duì)應(yīng)仿真模型，根據(jù)Archard模型獲取仿真磨損結(jié)果并與試驗(yàn)結(jié)果相互驗(yàn)證，據(jù)此分析不同因素對(duì)微動(dòng)磨損的影響，得到減小微動(dòng)磨損的方案。

1 試驗(yàn)研究

1.1 試驗(yàn)臺(tái)架

為了研究主軸承軸瓦瓦背的微動(dòng)磨損情況，搭建柴油機(jī)1 000萬(wàn)次動(dòng)載試驗(yàn)臺(tái)架。柴油機(jī)主要參數(shù)見(jiàn)表1。試驗(yàn)臺(tái)架由八部分組成：油槽、固定底座、主軸承蓋、機(jī)體、主軸瓦、加工曲軸、固定法蘭盤(pán)和雙軸疲勞試驗(yàn)機(jī)。試驗(yàn)臺(tái)架安裝情況見(jiàn)圖1，發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部安裝情況見(jiàn)圖2。為模擬曲軸的潤(rùn)滑條件，在試驗(yàn)加工曲軸上打油孔，使其能夠?qū)ηS-軸瓦接觸面循環(huán)供油。為分析不同螺栓預(yù)緊力對(duì)機(jī)體-主軸承結(jié)合面微動(dòng)磨損的影響，試驗(yàn)對(duì)單段曲軸左右兩組主軸承施加不同大小的螺栓預(yù)緊力。

表1 柴油機(jī)主要參數(shù)

1—雙軸疲勞試驗(yàn)機(jī)；2—固定法蘭盤(pán)；3—被試柴油機(jī)；4—固定底座；5—油槽。圖1 試驗(yàn)臺(tái)架結(jié)構(gòu)

1—機(jī)體；2—加工曲軸；3—主軸瓦；4—主軸承蓋。圖2 被試柴油機(jī)內(nèi)部結(jié)構(gòu)

圖1和圖2中，固定底座通過(guò)兩排螺栓孔與機(jī)體進(jìn)行螺栓連接，起到固定和定位的作用；法蘭盤(pán)用于連接曲軸和疲勞試驗(yàn)機(jī)；開(kāi)供油孔的曲軸兩側(cè)均有進(jìn)油孔，并在兩個(gè)上軸瓦中心45°位置設(shè)出油孔；曲軸、供油管道、油槽和油泵組成的潤(rùn)滑系統(tǒng)，保證了軸-軸瓦接觸面循環(huán)供油。

1.2 試驗(yàn)方案

標(biāo)定工況下主軸承載荷見(jiàn)圖3。由于曲軸和軸瓦存在間隙，在軸承載荷換向時(shí)疲勞機(jī)載荷無(wú)法控制，因此試驗(yàn)加載頻率無(wú)法提升。為提高試驗(yàn)頻率，試驗(yàn)最大載荷和實(shí)際工況一致，改變最小載荷大小，使主軸處于單向加載狀態(tài)。按照這種方式對(duì)實(shí)際載荷的修正對(duì)下軸瓦的微動(dòng)磨損影響不大。試驗(yàn)機(jī)的加載參數(shù)如表2所示。

圖3 主軸承載荷x,y分量

表2 試驗(yàn)加載參數(shù)

加載頻率的選取是綜合考慮疲勞試驗(yàn)機(jī)加載穩(wěn)定性和試驗(yàn)總時(shí)間得到的。30 Hz的加載頻率能保證正弦加載的穩(wěn)定性，同時(shí)盡可能縮短試驗(yàn)時(shí)間。

兩組主螺栓施加不同的預(yù)緊力，施加方式為轉(zhuǎn)角法。其中飛輪端(左側(cè))螺栓擰緊力矩為廠家提供的最大擰緊力矩，自由端(右側(cè))是根據(jù)最大擰緊力矩進(jìn)行減小得到的。

0.5 MPa的機(jī)油壓力是模擬發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際運(yùn)行時(shí)的主軸承供油壓力，曲軸與軸瓦間的持續(xù)供油潤(rùn)滑可以防止曲軸-軸瓦接觸面因高速摩擦過(guò)熱而燒結(jié)。

1.3 試驗(yàn)結(jié)果分析

試驗(yàn)結(jié)束后，取下軸瓦，可以觀察軸瓦瓦背的微動(dòng)磨損情況，如圖4所示。

圖4 軸瓦瓦背磨損結(jié)果

圖4中，由于軸瓦瓦背上有磷化層，磨損狀況不易觀察，因此轉(zhuǎn)而觀察與其對(duì)應(yīng)的接觸面：機(jī)體-上軸瓦背接觸面、主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的微動(dòng)磨損情況。圖5示出兩個(gè)機(jī)體-上軸瓦背接觸面的磨損情況；圖6示出兩個(gè)主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損情況。

圖5 機(jī)體-上軸瓦背接觸面的磨損情況

圖6 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損情況

圖5和圖6中，微動(dòng)磨損會(huì)造成機(jī)體-主軸承結(jié)合面磨損嚴(yán)重區(qū)域出現(xiàn)黑色磨損斑，觸摸會(huì)有輕微的凹陷感。

對(duì)比圖5中左右兩個(gè)機(jī)體-上軸瓦背接觸面的磨損情況，發(fā)現(xiàn)飛輪端(左側(cè))接觸面磨損較嚴(yán)重，右側(cè)接觸面磨損斑不明顯，但出現(xiàn)凹坑，原因是右側(cè)預(yù)緊力小，接觸面在試驗(yàn)過(guò)程中有分離現(xiàn)象，部分金屬黏著脫落。磨損嚴(yán)重位置集中在兩側(cè)邊緣30°區(qū)域。

對(duì)比圖6中左右兩個(gè)主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損情況，發(fā)現(xiàn)自由端(右側(cè))的磨損更嚴(yán)重，磨損嚴(yán)重位置集中在接觸面的中心位置到45°角區(qū)域。磨損斑痕跡沿軸瓦周向分布。

2 計(jì)算研究

2.1 有限元模型

根據(jù)試驗(yàn)臺(tái)架建立相對(duì)應(yīng)的有限元模型(見(jiàn)圖7)。模型共包含四部分：機(jī)體、2個(gè)軸瓦、4個(gè)主螺栓、2個(gè)主軸承蓋。有限元模型中，對(duì)機(jī)體與主軸承蓋、主軸瓦接觸部分的網(wǎng)格進(jìn)行剖分細(xì)化，提高關(guān)心區(qū)域的計(jì)算精度。由于模型存在大量非線性接觸區(qū)域，網(wǎng)格類型均采用C3D10M四面體網(wǎng)格。網(wǎng)格模型總節(jié)點(diǎn)數(shù)為410 451。

圖7 有限元網(wǎng)格模型

為簡(jiǎn)化計(jì)算，模型中不考慮曲軸，而是將載荷直接施加在軸瓦上。加載方式采用120 °分布式加載，如圖8所示。

圖8 主軸承載荷加載方法

如圖8所示，主軸承載荷為沿主軸承軸向方向均勻分布，沿主軸承周向呈120°余弦分布。設(shè)豎直方向的總載荷為Q，軸向受力長(zhǎng)度為L(zhǎng)，軸頸半徑為R，推導(dǎo)過(guò)程如下：

(1)

(2)

螺栓預(yù)緊力數(shù)值根據(jù)轉(zhuǎn)角法計(jì)算得到，飛輪端(左側(cè))螺栓預(yù)緊力為88 kN，自由端(右側(cè))螺栓預(yù)緊力為78.9 kN。

2.2 微動(dòng)磨損計(jì)算模型

微動(dòng)磨損計(jì)算采用Archard模型：

(3)

式中：h為磨損深度；s為滑移距離；p為接觸壓力；kl為局部磨損系數(shù)。為了計(jì)算一個(gè)工作循環(huán)總的磨損深度，需要對(duì)一個(gè)工作循環(huán)中的有限元計(jì)算步進(jìn)行累加：

(4)

式中：N為工作循環(huán)數(shù)；pij，sij分別為第i個(gè)節(jié)點(diǎn)，第j計(jì)算步的接觸壓力和滑移量；dhi/dN為第i個(gè)節(jié)點(diǎn)一個(gè)工作循環(huán)的總磨損深度。

通過(guò)編程提取ABAQUS有限元分析結(jié)果中相關(guān)參數(shù)，并通過(guò)計(jì)算得到磨損深度h的分布，并以云圖方式顯示。

由于只分析磨損深度的相對(duì)大小，將磨損系數(shù)kl取為1。并將kl取1時(shí)的磨損深度h記為微動(dòng)磨損參數(shù)FD。

2.3 計(jì)算結(jié)果與分析

首先分析與微動(dòng)磨損參數(shù)FD計(jì)算相關(guān)的參數(shù)：接觸壓力p和滑移距離s。其中接觸壓力p可以直接從分析結(jié)果CPRESS中讀出，滑移距離s通過(guò)編程來(lái)計(jì)算一個(gè)循環(huán)的總滑移量。計(jì)算方法如下：

(5)

分析接觸壓力p時(shí)，選取壓載荷5 kN和116 kN兩種工況下接觸壓力更大的進(jìn)行分析。由于機(jī)體-上軸瓦背接觸面主要受螺栓預(yù)緊力影響，壓載荷5 kN時(shí)接觸壓力p更大，因此選取壓載荷5 kN工況(見(jiàn)圖9)；而主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的接觸壓力p主要受壓載荷的影響，因此選取壓載荷116 kN工況(見(jiàn)圖10)。

圖9 機(jī)體-上軸瓦背接觸面5 kN時(shí)的接觸壓力

圖10 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面116 kN時(shí)的接觸壓力

根據(jù)計(jì)算得到的總滑移距離s繪制機(jī)體-上軸瓦背接觸面滑移云圖(見(jiàn)圖11)和主軸承蓋-下軸瓦背接觸面滑移云圖(見(jiàn)圖12)。

圖11 機(jī)體-上軸瓦背接觸面滑移距離

圖12 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面滑移距離

圖13和圖14示出了圖5和圖6對(duì)應(yīng)位置單個(gè)加載循環(huán)的微動(dòng)磨損深度云圖。

圖13 機(jī)體-上軸瓦背接觸面的磨損仿真結(jié)果

圖14 主軸承蓋-下軸瓦背接觸面的磨損仿真結(jié)果

結(jié)合接觸壓力和滑移距離分析磨損結(jié)果，可見(jiàn)機(jī)體-上軸瓦背接觸面磨損的分布情況與接觸壓力相近，原因是壓載荷的變化并不會(huì)導(dǎo)致上軸瓦發(fā)生嚴(yán)重形變，所以機(jī)體-上軸瓦背接觸面滑移距離不是影響磨損分布的主因，而由螺栓預(yù)緊力引起的接觸壓力分布是磨損的主要成因。這很好地解釋了磨損嚴(yán)重位置集中在靠近螺栓頭的接觸面邊緣到25°之間，也很好地解釋了由于飛輪端(左側(cè))比自由端(右側(cè))螺栓預(yù)緊力大導(dǎo)致左側(cè)比右側(cè)磨損嚴(yán)重。仿真得到的機(jī)體-上軸瓦背接觸面磨損情況從分布和螺栓預(yù)緊力對(duì)其磨損嚴(yán)重程度的影響上均與試驗(yàn)結(jié)果相吻合。

主軸承蓋-下軸瓦背接觸面磨損情況與滑移距離的分布相近，原因是壓載荷直接作用在下軸瓦上，因此壓載荷變化導(dǎo)致的下軸瓦形變會(huì)加大主軸承蓋-下軸瓦背接觸面在45°角附近的滑移距離，成為影響磨損分布的主因。更大的預(yù)緊力導(dǎo)致了更大的接觸壓力(見(jiàn)圖10)，進(jìn)而導(dǎo)致下軸瓦與主軸承蓋之間更難發(fā)生相對(duì)滑動(dòng)，減小了滑移距離(見(jiàn)圖12)。由于數(shù)值上螺栓預(yù)緊力增加對(duì)滑移距離的影響更大，因此螺栓預(yù)緊力對(duì)磨損的影響與滑移距離的影響一致，即自由端(右側(cè))比飛輪端(左側(cè))磨損嚴(yán)重。仿真結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果較為吻合。

總體上，根據(jù)Archard模型得到的磨損深度仿真結(jié)果與試驗(yàn)得到的結(jié)果在預(yù)緊力對(duì)磨損影響趨勢(shì)一致，同時(shí)磨損深度分布也比較吻合。

3 減磨優(yōu)化分析

通過(guò)在有限元模型中調(diào)整螺栓預(yù)緊力和主軸承軸瓦過(guò)盈量尋找減小柴油機(jī)主軸承軸瓦微動(dòng)磨損的方法。根據(jù)之前試驗(yàn)及仿真結(jié)果，可知上下軸瓦的磨損情況并不相同，因此對(duì)上下軸瓦分開(kāi)分析。設(shè)初始軸瓦半徑過(guò)盈量為a，分析結(jié)果見(jiàn)圖15。

對(duì)于上軸瓦來(lái)說(shuō)，隨著軸瓦半徑過(guò)盈量增加，瓦背微動(dòng)磨損先增大后減小，在軸瓦半徑過(guò)盈量為(a+0.01) mm附近達(dá)到峰值。螺栓預(yù)緊力增大會(huì)導(dǎo)致微動(dòng)磨損增大，但是隨著軸瓦半徑過(guò)盈量增加，螺栓預(yù)緊力對(duì)上軸瓦微動(dòng)磨損的影響減小，當(dāng)軸瓦半徑過(guò)盈量為(a+0.04) mm時(shí)，螺栓預(yù)緊力對(duì)微動(dòng)磨損的影響幾乎為零。因此，當(dāng)軸瓦半徑過(guò)盈量大于(a+0.01) mm時(shí)，增加過(guò)盈量可以減小上瓦背磨損。

對(duì)于下軸瓦來(lái)說(shuō)，軸瓦半徑過(guò)盈量與瓦背微動(dòng)磨損成反比。螺栓預(yù)緊力與瓦背微動(dòng)磨損也成反比。因此，增大軸瓦半徑過(guò)盈量和螺栓預(yù)緊力均能減小下瓦背磨損。

綜上，當(dāng)軸瓦半徑過(guò)盈量大于(a+0.01)mm時(shí)，增大軸瓦半徑過(guò)盈量可以很好地減小上、下瓦背磨損。

圖15 主軸承軸瓦微動(dòng)磨損與軸瓦過(guò)盈量和螺栓預(yù)緊力的關(guān)系

通過(guò)分析軸承應(yīng)力發(fā)現(xiàn)，由于螺栓上端位置與上軸瓦邊緣太近，導(dǎo)致上軸瓦邊緣應(yīng)力、應(yīng)變以及應(yīng)力應(yīng)變隨循環(huán)載荷的變化都很大，從而導(dǎo)致上軸瓦邊緣微動(dòng)磨損較為嚴(yán)重，如圖16所示。

因此，想要消除上軸瓦邊緣微動(dòng)磨損大的問(wèn)題，應(yīng)該在設(shè)計(jì)時(shí)考慮增大螺栓孔與主軸承之間的距離。

圖16 交變載荷下機(jī)體-主軸承接觸面的應(yīng)力變化

4 結(jié)論

a) 從試驗(yàn)結(jié)果看，上瓦磨損嚴(yán)重位置集中在兩側(cè)邊緣30°區(qū)域，下瓦磨損嚴(yán)重位置集中在接觸面的中心位置到45°角區(qū)域；螺栓預(yù)緊力對(duì)上下軸瓦磨損影響相反，與上軸瓦正相關(guān)，與下軸瓦負(fù)相關(guān)；

b) 磨損深度仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果在預(yù)緊力對(duì)磨損的影響趨勢(shì)上一致，在磨損分布上也符合很好，驗(yàn)證了該仿真模型的可行性；

c) 通過(guò)改變軸瓦過(guò)盈量和螺栓預(yù)緊力尋找減磨優(yōu)化方法，得出在當(dāng)軸瓦半徑過(guò)盈量大于(a+0.01)mm時(shí)，增大軸瓦半徑過(guò)盈量可以很好地減小上、下瓦背磨損；

d) 分析有限元模型應(yīng)力發(fā)現(xiàn)，由于螺栓上端位置與上軸瓦邊緣太近，導(dǎo)致上軸瓦邊緣應(yīng)力、應(yīng)變以及應(yīng)力應(yīng)變隨循環(huán)載荷的變化都很大，從而導(dǎo)致上軸瓦邊緣微動(dòng)磨損較為嚴(yán)重，因此應(yīng)該在設(shè)計(jì)時(shí)考慮增大螺栓孔與主軸承之間的距離。