陳琳 王慧輝 孟麗

摘要：為解決供油充足時的搖臂襯套磨損故障，以某國六柴油機為研究對象，分析搖臂襯套局部承載情況，采用彈性流體動力潤滑（elastohydrodynamic lubrication，EHD）仿真計算搖臂襯套潤滑油膜厚度、搖臂襯套壓力分布，提出改進方案并進行仿真和試驗驗證。仿真結果表明：襯套所受總壓分布不均勻是襯套磨損的主要原因。增加襯套寬度后，對搖臂和襯套的仿真及試驗驗證結果表明：搖臂襯套壓力分布均勻，襯套直徑方向最大磨損量由0.336 mm減小為0.090 mm。采用EHD仿真可以在搖臂設計階段定量預測搖臂襯套潤滑情況，提高開發效率。

關鍵詞：搖臂襯套；EHD；油膜厚度；粗糙接觸

中圖分類號：TK421.9文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2023）01-0076-05

引用格式：陳琳，王慧輝，孟麗. 柴油機搖臂襯套彈性流體動力潤滑分析［J］.內燃機與動力裝置，2023，40（1）：76-80.

CHEN Lin， WANG Huihui， MENG Li. Elastohydrodynamic lubrication analysis of rocker arm bushing of diesel engine［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2023，40（1）：76-80.

0引言

隨著重型柴油機排放和油耗標準要求越來越嚴格，柴油機強化程度不斷提高，配氣機構承受的載荷越來越大，零部件接觸副的磨損問題日益凸顯[1-3]。通常重型柴油機沒有液壓間隙調節器，配氣機構零部件配合較多，有凸輪-滾輪或平底挺柱接觸副[4-5]、挺柱-推桿接觸副、推桿-搖臂接觸副、搖臂-搖臂軸接觸副、搖臂-氣門橋接觸副、氣門橋-氣門接觸副、氣門-氣門閥座接觸副。上述任一接觸副磨損后，必然引起氣門間隙的變化，導致配氣機構飛脫加劇、氣門落座速度增大、氣門與座圈磨損加劇等一系列故障。

文獻[6]提出了一種新型的搖臂襯套供油方式以解決搖臂軸承供油不足引起的襯套磨損故障。對于在供油充足時搖臂襯套仍發生的磨損問題，傳統方法采用比壓指標對搖臂襯套進行評價，該指標僅反映搖臂襯套平均承載大小，但無法精準反映搖臂襯套局部承載情況。本文中建立某國六柴油機搖臂三維模型，采用彈性流體動力潤滑（elastohydrodynamic lubrication，EHD）仿真[7-8]分析搖臂襯套潤滑油膜厚度、搖臂襯套壓力分布，提出改進方案，并進行仿真和試驗驗證，為分析搖臂襯套局部承載，解決供油充足時搖臂襯套仍發生的磨損故障提供參考。

1搖臂襯套磨損問題

某國六柴油機額定功率為247 kW，額定轉速為1900 r/min。該柴油機配氣機構由凸輪、挺柱、推桿、搖臂、氣門橋、氣門彈簧、氣門等零部件組成。凸輪工作上升時，推動挺柱、推桿上升，搖臂繞軸旋轉，下壓氣門橋、氣門彈簧，打開氣門；當凸輪旋轉過桃尖位置后，氣門彈簧帶動氣門回位，氣門橋上升，搖臂向相反方向旋轉，推桿、挺柱下降，凸輪逐漸轉到基圓位置。

氣門開啟過程中，搖臂繞搖臂軸旋轉并承受配氣機構的慣性力和氣體力。為了減少搖臂與搖臂軸之間的磨損，搖臂內孔安裝合金襯套。搖臂襯套一般采用壓力潤滑方式供油，搖臂軸上開有油孔，機油從搖臂軸油孔流入搖臂襯套與搖臂軸的配合面，一方面搖臂運動時兩者表面形成潤滑油膜，另一方面機油流動帶走摩擦產生的碎屑和熱量。

該柴油機搖臂襯套內孔直徑為35+0.025 mm，經1000 h負載循環耐久試驗考核后，發現氣門間隙異常增加，搖臂襯套嚴重磨損，襯套中部分油槽溝幾乎全部磨損，直徑方向最大磨損量為0.336 mm。采用傳統方法計算該搖臂比壓，僅為13 MPa，與試驗表現不相符。比壓僅反映搖臂襯套平均承載，無法精準反映搖臂襯套局部實時承載情況，因此，采用比壓對搖臂襯套進行評價顯然不合適，需要采用更為詳細的指標評估搖臂襯套承載情況。

2EHD潤滑模型

2.1理論模型

由于搖臂襯套內孔與搖臂軸運動副之間存在間隙、摩擦，運動副間的間隙變化導致運動副潤滑油膜厚度發生變化，從而影響運動副潤滑效果。通常采用EHD理論Reynolds方程[9-11]分析油膜壓力（流體動壓力）、潤滑油黏度、油膜厚度、配合面運動速度、油楔形狀等。Reynolds根據襯套內表面網格生成有限差分網格，采用有限差分法求解油膜壓力分布，同時判斷配合面是否發生粗糙接觸，若發生粗糙接觸，接觸壓力計入彈性位移方程，重新計算各節點的彈性變形，更新油膜厚度，直到收斂，迭代停止。Reynolds方程為：

式中：h為油膜厚度，mm；η為機油黏度，Pa·s；p為流體動壓力，Pa；uw為軸徑表面線速度，m/s；us為軸承表面線速度，m/s；t為時間，s。

2.2仿真模型

搖臂及襯套等零部件的有限元模型如圖1所示。襯套內孔所有節點為主自由度節點，具有y、z向自由度，可以產生y、z向彈性變形；定義搖臂氣門側調整螺銷球頭中心、凸輪側調整銷球頭中心為主自由度節點，具有x、y、z向自由度；定義搖臂襯套端面部分節點為主自由節點，具有x向自由度，用于建立止推軸承模型。采用AVL excite軟件建立搖臂襯套與搖臂軸運動副的EHD仿真模型，如圖2所示。考慮襯套瓦背、合金層彈性變形、襯套油槽、襯套表面粗糙度等因素，額定轉速下分析配合副油膜厚度、油膜壓力分布。

凸輪升程如圖3所示。在整個氣門開啟過程中，搖臂逐漸承載，搖臂受力曲線如圖4所示。

原方案搖臂襯套油膜厚度、搖臂襯套在一個工作循環內承受的最大總壓力、最大粗糙接觸壓力、最大油膜接觸壓力如圖5所示。由圖5a）可知：搖臂受力時襯套與搖臂軸之間的機油被擠壓并流出，襯套油膜厚度逐漸減小，最小油膜厚度僅為1.23 μm；凸輪軸旋轉到基圓段時，搖臂不承載，機油逐漸填充到襯套與搖臂軸之間的間隙里，油膜厚度逐漸增大，最大油膜厚度為17.00 μm。搖臂襯套承載總壓力由油膜壓力和粗糙接觸壓力組成，由圖5b）～d）可知：襯套所受總壓分布不均，一側偏大，一側偏小，局部壓力遠大于傳統方法計算的比壓（13 MPa）。搖臂襯套受載不均勻區域與搖臂襯套磨損區域基本一致，是原方案搖臂襯套磨損主因。

3方案改進與驗證

在原方案基礎上，將搖臂襯套寬度增加3 mm。方案改進后的搖臂襯套油膜厚度、搖臂襯套在一個工作循環內承受的最大總壓力、最大粗糙接觸壓力、最大油膜接觸壓力如圖6所示。由圖6a）可知：改進方案搖臂承載過程中，襯套油膜厚度逐漸減小，最小為1.25 μm；凸輪軸旋轉到基圓段時，油膜厚度逐漸增大，最大為19.38 μm，油膜厚度優于原方案。由圖6b）～d）可知：改進方案搖臂襯套壓力分布均勻，最大總壓力、最大粗糙接觸壓力、最大油膜接觸壓力較原方案大幅降低。

對改進方案進行1000 h負載循環耐久試驗。試驗后測量，搖臂襯套直徑方向最大磨損量由原方案的0.336 mm減小為0.090 mm，改進方案明顯優于原方案。采用EHD仿真可以在搖臂設計階段定量預測搖臂襯套潤滑情況，提高開發效率，縮短開發時間。

4結論

針對搖臂襯套采用EHD仿真分析手段，計算得到搖臂襯套潤滑油膜厚度、搖臂襯套壓力分布，對原方案進行改進，并對改進方案進行仿真和試驗驗證。

1） 在凸輪驅動氣門開啟過程中，搖臂逐漸承載，襯套與搖臂軸之間的機油被擠壓并流出，襯套油膜厚度逐漸減小；凸輪軸旋轉到基圓段時，搖臂不承載，機油逐漸填充到襯套與搖臂軸之間的間隙里，油膜厚度逐漸增大。

2）原方案的搖臂襯套承載EHD仿真結果表明：襯套所受總壓力分布不均，一側偏大，一側偏小；搖臂襯套受載不均勻區域與襯套磨損區域基本一致。

3）改進搖臂襯套結構，襯套寬度增加3 mm。改進方案搖臂襯套EHD仿真及試驗驗證結果表明：壓力分布均勻，襯套直徑方向最大磨損量由原方案的0.336 mm減小為0.090 mm。采用EHD仿真可以在搖臂設計階段定量預測搖臂襯套潤滑情況，提高開發效率。

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