柴油機傳動軸承磨損故障分析

高麗英，張樹勇，王延榮，朱美琳，劉玉婷，孫亞奇

(中國北方發動機研究所(天津)，天津 300400)

高強化是車輛柴油機技術發展的一個必然趨勢，通過不斷提高活塞平均有效壓力和活塞平均速度，可獲得更高的功率密度。隨著強化程度的提高，傳動機構的載荷和轉速也同步增加，柴油機滑動軸承摩擦磨損問題更加突出。長期以來，各國學者針對柴油機活塞環-氣缸套、主軸承、連桿軸承、連桿小頭軸承等運動副開展了大量的仿真及試驗研究。由于高緊湊設計要求，柴油機齒輪傳動軸承逐步由滑動軸承取代了原有的滾動軸承，因此傳動類滑動軸承的磨損問題也逐漸引起關注。

傳動滑動軸承所受載荷相對較低，但由于其薄壁支撐結構剛度弱、高速齒輪振動沖擊大、潤滑油路結構布置困難等問題，使得傳動軸承磨損故障頻發，磨損故障多為黏著磨損，雖然磨損類型相近，但不同位置不同功能的滑動軸承磨損故障原因卻各不相同。鑒于此，本研究通過仿真和試驗的方法，針對柴油機傳動機構兩種典型的滑動軸承磨損問題進行故障原因分析。

1 凸輪軸齒輪滑動軸承磨損故障

某柴油機試驗過程中，其凸輪軸齒輪軸承在起動瞬時磨損故障頻發，表現形式為起動過程中該軸承局部溫度驟升，滑動軸承內孔與齒輪軸發生嚴重黏著磨損，故障現象見圖1。

圖1 凸輪軸齒輪軸承故障圖

考慮到該軸承位于發動機潤滑油路的末端，因此在排除結構布置及潤滑油路合理性等結構設計問題的情況下，主要考慮發動機起動過程中由于油路行程較長而導致軸承短時缺油而引發的磨損。為此，搭建了與整機供油油路相同的部件試驗裝置，一方面用于進一步明確故障原因，另一方面借助該試驗裝置驗證軸承改進方案。

圖2示出凸輪軸齒輪滑動軸承部件試驗裝置，主要由非標機體、非標氣缸蓋、非標凸輪軸支承體、配氣傳動機構和驅動電機組成。該試驗裝置在滑動軸承中間位置安裝有溫度傳感器，用于監測溫度實時變化。試驗采用外源供油，供油油壓與整機保持一致，同時提供兩種不同的潤滑條件：1)即時供油，即不經過長行程潤滑油路，直接在滑動軸承處設置潤滑管路進行強制供油；2)延遲供油，即模擬整機起動時機油經過長行程油路到達軸承的過程。

圖2 凸輪軸齒輪軸承部件試驗臺

1.1 故障原因分析

為對比在不同潤滑條件下凸輪軸齒輪滑動軸承的運行狀態，分別在即時供油和延遲供油條件下，在部件試驗臺上進行試驗。

即時供油試驗起動時，記錄初始潤滑油溫為22 ℃，轉速逐漸增加至1 500 r/min。重復3組試驗，滑動軸承處的溫度隨轉速和運轉時間逐漸升高(見圖3)。由圖3可看出，溫度瞬時變化未超過5 ℃，試驗完成后拆檢發現滑動軸承內表面光滑，未發生異常磨損。

圖3 即時供油條件下滑動軸承溫度隨轉速變化

延遲供油試驗起動時，記錄初始潤滑油溫為22 ℃，針對3個樣件進行試驗，結果見表1。各樣件運轉30 s后滑動軸承瞬時溫升平均為6.2 ℃，拆檢后滑動軸承內孔均發生磨損。圖4示出試樣1試驗后結果，襯套邊緣出現變色現象。通過試驗可確定軸承故障是由于長行程油路導致整機起動時短時缺油，使滑動軸承處于干摩擦或邊界潤滑狀態，進而導致軸承出現嚴重磨損。

表1 不同延遲供油時間試驗記錄

圖4 延遲供油6 s滑動軸承內孔磨損圖

1.2 改進方案

針對短時缺油易造成磨損的問題，在不改變結構的前提下，提出選用自潤滑軸承替代原鋁青銅軸承以改善短時缺油時的摩擦狀態。本研究選用了具有自潤滑特性的復合材料滑動軸承，該軸承由低碳鋼、銅粉層、復合材料保護膜組成，銅粉層具有較好承載能力和耐磨性，保護膜厚度0.01～0.03 mm可保護對磨軸，同時具有良好的自潤滑性能。

為驗證自潤滑軸承的改善效果，模擬整機起動條件進行了驗證試驗。試驗起動轉速為300 r/min，記錄初始潤滑油溫為30 ℃，油壓0.1 MPa。選用2個自潤滑軸承樣件分別按照不同的延遲供油時間運行30 s，滑動軸承處的溫升值均未超過2.6 ℃，如圖5所示。每次試驗拆檢發現滑動軸承內孔表面光滑，無磨損痕跡。部件試驗結果表明，復合材料自潤滑軸承可滿足整機起動工況的使用要求。

圖5 不同的延遲供油時間下滑動軸承溫升變化

此外，考慮到自潤滑軸承還需適應柴油機全轉速要求，設計了整機不同轉速工況試驗。試驗起動時，起動轉速500 r/min，記錄潤滑油溫為30 ℃，油壓0.1 MPa。累計運轉60 min后滑動軸承處的溫升值隨時間的變化曲線見圖6。由圖6可看出，溫度瞬時變化未超過5 ℃，試驗完成后進行拆檢，滑動軸承內表面光滑未發生磨損。復合材料自潤滑軸承可滿足整機起動及運行工況的使用要求。

圖6 不同轉速條件下滑動軸承隨時間的溫升變化

2 惰輪軸承磨損故障

在柴油機運轉過程中，某惰輪軸承多次發生咬合故障，由于高速摩擦導致銅襯套表面材料不斷剝落，剝落的材料進一步被擠壓至惰輪軸翻邊處，造成嚴重的黏著磨損，如圖7所示。該惰輪與曲軸齒輪嚙合，惰輪軸安裝在惰輪定位板上，惰輪定位板安裝在機體上，惰輪軸承結構見圖8。惰輪軸油孔位置靠近惰輪軸固定端，潤滑油易從固定端一側流出，而在自由端一側油量較少，不僅承載能力下降，且自由端位置的機油冷卻能力也相應降低，對軸承工作狀態有較大影響。鑒于上述考慮，后續將針對該結構進行軸承潤滑分析，進一步確定軸承故障原因。

圖7 惰輪軸承故障圖及潤滑結構示意圖

圖8 惰輪軸承EHD分析模型

針對惰輪軸承，采用AVL Excite PU軟件，建立了惰輪軸承潤滑分析EHD模型，如圖8所示。模型中對惰輪軸和齒輪分別縮聚，保留齒輪內表面和惰輪軸外表面節點，惰輪軸與齒輪內表面定義為面面接觸模擬整個惰輪軸承接觸的真實狀態，其中惰輪軸為固定約束；齒輪定義為3個平移自由度和一個繞軸線的轉動自由度，其載荷激勵輸入由傳動仿真分析獲得。

圖9和圖10分別示出惰輪軸承峰值壓力和粗糙接觸壓力曲線。由圖可知，該方案在輸入載荷較大的時刻峰值壓力較高，接近300 MPa，主要以粗糙接觸壓力為主。圖11和圖12分別示出不同轉角的最小填充率和最小填充率出現的軸向位置。由圖可知，假設初始時刻機油填充率為1，軸承機油填充率逐步趨于穩定狀態，在峰值壓力時刻對應的最小填充率僅為0.1左右，且都位于軸承自由端邊緣，表明在峰值載荷時刻，軸承自由端位置存在缺油的情況，易出現局部邊界潤滑狀態，導致摩擦生熱及磨損加劇。

圖9 惰輪軸承峰值壓力曲線

圖10 惰輪軸承粗糙接觸壓力曲線

圖11 惰輪軸承不同曲軸轉角下的最小填充率

圖12 惰輪軸承最小填充率出現的軸向位置

圖13和圖14示出在最大載荷時刻的油膜壓力分布和軸承平均熱載分布。圖中軸承峰值載荷及軸承局部熱載荷過高位置均靠近自由端，最高平均熱載為3 500 N/(mm·s)，進一步表明在載荷較大時，邊緣位置將出現高溫導致黏著磨損。通過上述分析可確定該軸承是由于潤滑結構設計不良導致軸承工作異常，進而引發黏著磨損。

圖13 初始方案最大峰值載荷時刻油膜壓力分布

圖14 初始方案平均熱載分布

為改善結構變形及潤滑不良的問題，調整了軸承潤滑結構。將翻邊銅襯套分為直襯套和銅墊片，惰輪軸油孔布置在襯套中心位置(見圖15)。

圖15 惰輪襯套優化方案

優化方案的峰值壓力和粗糙接觸壓力均有較大幅度下降，優化后的峰值壓力幅值最大為63 MPa(如圖16和圖17)，遠小于材料的承載極限。如圖18和圖19所示，優化方案的油膜壓力分布較好，最大承壓位置分布在軸承中部，相對于初始方案有較大改善。軸承平均熱載最高為450 N/(mm·s)，較原方案下降了87%。

圖16 潤滑結構優化前后峰值壓力對比

圖17 潤滑結構優化前后粗糙接觸壓力對比

圖18 優化方案最大峰值載荷時刻油膜壓力分布

圖19 優化方案平均熱載分布

3 結論

a) 凸輪軸齒輪滑動軸承位于供油末端，在柴油機起動瞬時處于干摩擦狀態，采用自潤滑軸承可適應短時缺油的工況，解決此類軸承磨損的問題；

b) 惰輪滑動軸承的故障原因為潤滑結構設計不合理，通過優化軸承結構、合理布置潤滑油孔位置可有效解決此類軸承磨損問題。