考慮空穴效應(yīng)的連桿小頭摩擦副潤滑特性與沖擊影響研究

畢玉華，楊釗乾，馬雄，劉少華，唐明超

摘要： 為改善連桿小頭軸承潤滑及活塞銷沖擊特性，基于粗糙峰接觸理論、平均流量模型及彈流潤滑理論，以某高壓共軌4缸柴油機(jī)為研究對象，運用AVL EXCITE Power Unit軟件搭建混合潤滑活塞連桿組多體動力學(xué)模型，研究了考慮空穴條件下不同轉(zhuǎn)速對連桿小頭摩擦副潤滑及沖擊特性的影響規(guī)律。研究結(jié)果表明：標(biāo)定功率轉(zhuǎn)速2 400 r/min下，在做功時刻1 080°后峰值油膜壓力達(dá)到最大值197.1 MPa，最小油膜厚度達(dá)到最小值1.8 μm，而潤滑油填充率在整個發(fā)動機(jī)循環(huán)過程中均低于0.12。在怠速800 r/min、最大扭矩轉(zhuǎn)速1 600 r/min、標(biāo)定功率轉(zhuǎn)速2 400 r/min下，進(jìn)氣、壓縮、做功、排氣4個沖程過程中，空穴區(qū)域由連桿小頭軸承下半?yún)^(qū)轉(zhuǎn)移至上半?yún)^(qū)、再轉(zhuǎn)移至下半?yún)^(qū)。轉(zhuǎn)速升高會導(dǎo)致峰值油膜壓力增大，最小油膜厚度減小，粗糙接觸壓力增大，活塞銷Z向速度峰值加大，對連桿小頭軸承沖擊加重，在缸內(nèi)最高燃燒壓力時刻，800 r/min，1 600 r/min，2 400 r/min下的平均潤滑油填充率均值為0.84，0.70，0.69，因潤滑油填充率隨轉(zhuǎn)速的升高而降低，空穴程度加重。

關(guān)鍵詞： 空穴效應(yīng)； 連桿小頭； 潤滑特性； 沖擊特性

DOI： 10.3969/j.issn.1001-2222.2024.02.002

中圖分類號：TK421.9文獻(xiàn)標(biāo)志碼： B文章編號： 1001-２２２２（２０24）０2-００09-10

連桿小頭軸承采用飛濺潤滑，相較于壓力潤滑方式，潤滑油不易充滿軸承間隙，導(dǎo)致連桿小頭軸承與活塞銷之間形成混合摩擦甚至干摩擦，且活塞銷在上行或者下行中直接與軸承接觸，造成軸瓦損傷，產(chǎn)生沖擊異響，從而影響軸承工作性能及發(fā)動機(jī)的NVH（噪聲、振動、聲學(xué)粗糙度）性能。在軸承潤滑分析中，隨著工作循環(huán)變化，軸承載荷的不斷變化導(dǎo)致油膜空穴區(qū)也不斷變化，這也使得油膜空穴對軸承的潤滑性能產(chǎn)生較大的影響，除此之外，巨大的工作載荷也更容易使空穴區(qū)內(nèi)的氣泡發(fā)生遷移甚至爆破，對軸瓦造成氣蝕破環(huán)。

對于空穴問題，O. Reynolds［1］針對流體動壓現(xiàn)象展開研究，分析了滑動軸承形成的空穴區(qū)域及其分布對潤滑特性的影響，并于1886年發(fā)表流體動壓潤滑方程。隨后B . Jakobsson［2］，K. O. Olsson［3］和L. Floberg［4］對Reynolds邊界條件進(jìn)行改進(jìn)，在質(zhì)量守恒的基礎(chǔ)上，將潤滑區(qū)域劃分為油膜完整區(qū)和空穴區(qū)。2014年，L. Ba等［5］基于油膜氣穴和結(jié)構(gòu)變形的多體動力學(xué)模型，分析了活塞銷座軸承和連桿小頭軸承的摩擦及潤滑特性。2017年，Y. D. Dhande等［6］利用CFD軟件研究帶有氣穴和不帶有氣穴的軸承壓力分布。2018年，李波等［7］通過建立彈流潤滑模型，分析了空穴效應(yīng)對滑動軸承潤滑的影響。2020年，宋新濤等［8］基于JFO空化邊界分析了局部磨損和空化效應(yīng)對徑向滑動軸承混合潤滑性能的影響。2021年，李新新等［9］對連桿大頭軸承的空穴特性進(jìn)行了研究，并分析了影響空穴的因素。

針對連桿小頭潤滑問題，2012年P(guān). Huo等［10］通過AVL-EXCITE軟件搭建了連桿小頭潤滑模型，探究了發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速對活塞銷與連桿小頭軸承潤滑油膜厚度的影響。2018年，畢鳳榮等［11］建立了活塞銷-連桿-曲柄銷柔性多體動力學(xué)分析模型，分析了熱負(fù)荷影響下連桿小頭軸承的潤滑性能。2020年，秦作鯤等［12］基于多體動力學(xué)模型對連桿小頭襯套型線進(jìn)行變形匹配，研究了不同型線下連桿小頭摩擦副的潤滑性能。

關(guān)于連桿動力學(xué)研究，2012年，T. Kondo等［13］采用加速度傳感器和電渦流間隙傳感器測量了發(fā)動機(jī)實際運行工況下活塞和活塞銷的運動，并采用粒子跟蹤測速技術(shù)（PTV）對發(fā)動機(jī)機(jī)油的流動進(jìn)行可視化，闡明了半浮式系統(tǒng)活塞銷噪聲產(chǎn)生的機(jī)理。2016年，朱亞亞［14］采用AVL EXCITE軟件建立了連桿-曲軸-機(jī)體的多體動力學(xué)模型，分析了連桿的動力學(xué)特性和連桿大頭軸承間隙對機(jī)體振動的影響。2017年，宋彩盟等［15］運用AVL EXCITE軟件對同一配缸間隙下不同活塞銷偏置方案進(jìn)行仿真計算，分析了活塞銷的運動及偏置對柴油機(jī)噪聲的影響。2019年，李志敏等［16］針對一種全浮式活塞銷和連桿小頭配合導(dǎo)致的異響進(jìn)行研究，分析了連桿的動力學(xué)特性及異響的特征，并研究了配合間隙、活塞銷剛度、機(jī)油壓力等因素對異響的影響。車用發(fā)動機(jī)2024年第2期2024年4月畢玉華， 等： 考慮空穴效應(yīng)的連桿小頭摩擦副潤滑特性與沖擊影響研究

綜上所述，國內(nèi)外學(xué)者對空穴現(xiàn)象較為關(guān)注，針對空穴機(jī)理、邊界條件定義等均有所研究，但在綜合考慮空穴、熱效應(yīng)等特點的基礎(chǔ)上針對連桿小頭的研究較少，為進(jìn)一步接近實際情況，空穴效應(yīng)不可忽略，因其對軸承的潤滑特性有很大的影響，而軸承熱彈性流體動力潤滑的響應(yīng)情況又是影響內(nèi)燃機(jī)振動沖擊與噪聲水平的主要影響因素之一，因此，開展考慮空穴效應(yīng)的連桿小頭摩擦副潤滑及沖擊特性研究具有重要的意義。

1控制方程與數(shù)學(xué)模型

1.1Reynolds空穴模型

考慮物體表面粗糙狀態(tài)時，微觀空穴存在一定的峰值與谷值，二者間也存在一定的壓力波動。采用引入粗糙度、潤滑油填充率和平均流量模型的擴(kuò)展Reynolds方程［17］計算油膜壓力、軸心軌跡和潤滑油填充率θ，并用潤滑油填充率來表征空穴效應(yīng)，其方程如下：

x112ηγφxh3px+z112ηγφzh3pz=

v1－v22xγh+γσsφs+tγh。（1）

式中：x，z為軸承展開軸向及周向坐標(biāo)；η為潤滑油黏度；θ為潤滑油填充率；h為油膜厚度； v1和v2為軸徑、軸瓦旋轉(zhuǎn)線速度；φx和φz為x方向和z方向的壓力流量因子；φs為剪切流量因子；σs為綜合表面粗糙度。

采用有限差分法求解平均雷諾方程。

1） 周期性邊界條件

pi=0=pi=2π。（2）

2） 軸向邊界條件

p=pax=±B2。（3）

3） 空穴邊界條件

油膜破裂處：

δpδx=0，p=pc。（4）

油膜再形成處：

112ηh2δpδx=Vn2（1－γ）。（5）

空穴區(qū)內(nèi)：

p=pc，θ<1。（6）

空穴區(qū)邊界：

p=pc，θ=1。（7）

供油區(qū)：

p=pin。（8）

式中：B為軸承寬度；pc為空穴壓力；pin為供油壓力；pa為環(huán)境壓力；Vn為法向速度。

1.2油膜厚度方程

假設(shè)軸承表面為剛性，此時名義油膜厚度可以表示為

h=h0+hx+hy。（9）

式中：hx和hy分別為兩剛性表面曲率沿x和y向變化所引起的間隙增量；h0為最小間隙。

1.3粗糙峰接觸模型

對于連桿小頭軸承混合潤滑的粗糙峰接觸壓力pasp，采用Greewood/Tripp粗糙峰接觸理論［18］建立活塞銷和襯套的粗糙峰接觸模型（見圖1）進(jìn)行求解，其公式如下：

pasp=162π15（σsβηs）2E′σsβF524－h(huán)σs。（10）

其中：

E′=11－v21E1+1－v22E2

σs=σ21+σ22，（11）

F524－h(huán)σs=4.86×10－54－h(huán)σs6.804，hσs<4

0，hσs≥4。（12）

式中：σ1和σ2為軸頸和軸瓦的表面粗糙度；v1，v2和E1，E2分別為軸頸和軸瓦的泊松比和彈性模量；β為峰元曲率半徑；ηs為粗糙表面的峰元密度。

2.1活塞-連桿組組件有限元劃分及驗證

將某直列4缸機(jī)的一缸作為研究對象，采用曲柄銷代替曲軸，以此來帶動活塞連桿組運動，相關(guān)發(fā)動機(jī)參數(shù)如表1所示，軸承參數(shù)如表2所示。

在考慮粗糙峰接觸、平均流量模型及彈流潤滑等因素的基礎(chǔ)上運用AVL Power Unit軟件搭建了該機(jī)型含混合潤滑的柔性活塞連桿組多體動力學(xué)模型。在保證計算結(jié)果準(zhǔn)確的前提下，需要對多體動力學(xué)模型中的活塞、連桿、活塞銷、曲柄銷、缸套等體單元進(jìn)行自由度縮減以減少計算量。其中活塞銷孔節(jié)點數(shù)縮減為5×40，連桿小頭軸承節(jié)點數(shù)縮減為7×40，活塞銷縮減為中心軸上17個主節(jié)點，每個主節(jié)點通過分布耦合約束（RBE3）單元與相應(yīng)周向節(jié)點進(jìn)行綁定。相應(yīng)的有限元模型及縮減點示意如圖2所示。

2.2連桿有限元模態(tài)驗證

將模態(tài)試驗結(jié)果與仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行對比分析，通過判斷試驗與仿真的頻率、阻尼等固有屬性誤差是否在5%以內(nèi)，來驗證有限元模型的準(zhǔn)確性。試驗具體布置見圖3，測試原理見圖4，測試設(shè)備如表3所示。

通過試驗提取連桿的三階模態(tài)數(shù)據(jù)，與Lanczos算法的計算模態(tài)對比（見表4）發(fā)現(xiàn)，連桿固有頻率誤差均在5%以內(nèi)，且從圖5可知，試驗與仿真得到的前三階模態(tài)振型圖基本吻合，因此可驗證連桿有限元模型滿足計算要求。

2.3活塞-連桿組多體動力學(xué)模型建立

定義皮帶輪端指向飛輪端為X軸，氣缸軸線方向為Z軸，通過連接單元將缸套、活塞、活塞銷、連桿及曲柄銷等體單元進(jìn)行合理連接，載入縮減后的模型文件，設(shè)置柴油機(jī)的基本參數(shù)、仿真控制參數(shù)及缸內(nèi)壓力邊界條件，建立柴油機(jī)的多體動力學(xué)模型，如圖6所示。

為模擬連桿小頭軸承在發(fā)動機(jī)運轉(zhuǎn)過程中的潤滑過程，將連桿小頭軸承供油壓力邊界設(shè)置為0.15 MPa，以此來模擬飛濺潤滑形式。并將柴油機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速2 400 r/min下的缸內(nèi)壓力曲線作為初始仿真邊界，缸內(nèi)壓力如圖7所示。

3.1空穴位置評價

液體的飽和蒸氣壓小于空氣分離壓，常見液體的飽和蒸氣壓如圖8所示，在溫度100～140 ℃之間，石油基油液的飽和蒸氣壓介于0.01～0.1 kPa。定義了連桿小頭軸承坐標(biāo)（如圖9所示），圓心為坐標(biāo)原點，Z軸為連桿大頭軸承與連桿小頭軸承中心線，周向定義連桿小頭軸承上頂點為0°，繞X軸順時針旋轉(zhuǎn)為360°。

當(dāng)供油溫度為120 ℃，轉(zhuǎn)速為2 400 r/min時，選用SAE-5W30潤滑油，在考慮空穴效應(yīng)下計算得到連桿小頭軸承最大油膜壓力、最小油膜厚度和潤滑油填充率變化曲線（如圖10所示）。進(jìn)氣、壓縮、做功、排氣4個沖程對應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角分別為720°～900°，900°～1 080°，1 080°～1 260°，1 260°～1 440°。在發(fā)動機(jī)整個工作循環(huán)中最小潤滑油填充率均低于0.12，連桿小頭軸承因時刻處于缺油狀態(tài)，可能存在空穴現(xiàn)象，又由圖8可知，石油基液在120 ℃內(nèi)飽和蒸氣壓低于1 kPa，而在進(jìn)排氣沖程中最大油膜壓力在某時刻接近于0，故存在空穴現(xiàn)象。

標(biāo)定轉(zhuǎn)速下考慮空穴效應(yīng)的活塞銷軸心軌跡如圖11所示。在軸承周向330°～30°和150°～210°區(qū)域內(nèi)，活塞銷的位移量較大，且在A，B兩區(qū)域內(nèi)，曲軸轉(zhuǎn)角786°和1 378°時刻后活塞銷出現(xiàn)明顯的向心運動，持續(xù)時間較長，易出現(xiàn)空穴現(xiàn)象。

標(biāo)定轉(zhuǎn)速下潤滑油填充率在一個工作循環(huán)內(nèi)隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化如圖12所示。在曲軸轉(zhuǎn)角720°時，潤滑油在周向90°～270°區(qū)域填充率較低，且在周向180°附近達(dá)到最小值，此區(qū)域為空穴區(qū)域。曲軸轉(zhuǎn)角為810°時，潤滑油逐漸填入下半?yún)^(qū)，上半?yún)^(qū)潤滑油填充率有所下降。壓縮沖程空穴區(qū)域轉(zhuǎn)移至上半?yún)^(qū)，且在油孔周邊存在填充率小于0.1的情況。做功沖程中，空穴區(qū)域整體位于連桿小頭軸承上半?yún)^(qū)，當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角為1 170°時，上半?yún)^(qū)域的潤滑油填充率開始升高，下半?yún)^(qū)域潤滑油填充率則逐漸降低，在軸承的邊緣開始出現(xiàn)填充率低的區(qū)域逐漸向軸承中部擴(kuò)展。排氣沖程中，在連桿小頭軸承下半?yún)^(qū)，部分空穴區(qū)域覆蓋軸承軸向并向周向延伸。因此，一個循環(huán)中空穴區(qū)域形成于進(jìn)氣沖程，空穴區(qū)域隨曲軸轉(zhuǎn)角變化由下半?yún)^(qū)轉(zhuǎn)移至上半?yún)^(qū)，再由上半?yún)^(qū)轉(zhuǎn)移至下半?yún)^(qū)。其余轉(zhuǎn)速工況下潤滑油填充率變化規(guī)律相同。

典型曲軸轉(zhuǎn)角下的油膜壓力分布及潤滑油分布如圖13所示。存在油膜壓力的區(qū)域潤滑油填充率基本為1，當(dāng)潤滑油填充率不為1時，該區(qū)域油膜壓力為0，小于飽和蒸氣壓，符合空穴形成機(jī)理。當(dāng)曲軸轉(zhuǎn)角為750°時，油膜壓力分布于連桿軸承周向270°～360°和0°～90°范圍內(nèi)，油膜壓力達(dá)到最大并經(jīng)過周向90°后降至0 MPa，直至周向270°后又開始迅速上升。正是由于90°和270°附近的油壓急速變化，導(dǎo)致同時刻空穴區(qū)域分布于軸承周向90°～270°內(nèi)。曲軸轉(zhuǎn)角為1 095°時油膜壓力集中在軸承的下半?yún)^(qū)，而空穴區(qū)域位于軸承上半?yún)^(qū)。曲軸轉(zhuǎn)角為1 140°時，油膜壓力集中于周向180°附近，結(jié)合潤滑油填充率分布可知，隨著90°～270°內(nèi)油膜壓力的減小，在軸承的下半?yún)^(qū)開始出現(xiàn)填充率小于1的區(qū)域。曲軸轉(zhuǎn)角為1 350°時，在軸承下半?yún)^(qū)油膜壓力為0，油膜壓力開始出現(xiàn)于軸瓦上半?yún)^(qū)，導(dǎo)致軸承下半?yún)^(qū)空穴區(qū)域開始減小并向90°～270°的上半?yún)^(qū)移動。

3.2轉(zhuǎn)速的影響

連桿小頭軸承的潤滑方式主要為飛濺潤滑，油滴或油霧經(jīng)曲軸的旋轉(zhuǎn)運動被甩至連桿小頭處，后經(jīng)活塞銷轉(zhuǎn)動將其帶入銷與軸承座之間，油膜承受較大壓力，因油膜壓力發(fā)生變化從而導(dǎo)致空穴現(xiàn)象的出現(xiàn)。而轉(zhuǎn)速對于飛濺潤滑以及進(jìn)入小頭孔的油量影響顯著。選取發(fā)動機(jī)怠速轉(zhuǎn)速800 r/min、最大扭矩轉(zhuǎn)速1 600 r/min和標(biāo)定轉(zhuǎn)速2 400 r/min進(jìn)行分析。

不同轉(zhuǎn)速下的峰值油膜壓力對比如圖14所示。由圖14可見，隨著轉(zhuǎn)速的升高，峰值油膜壓力上升，各轉(zhuǎn)速下峰值油膜壓力最大值分別為69.9 MPa，175.7 MPa和197.1 MPa。怠速800 r/min時，在曲軸轉(zhuǎn)角720°～990°時峰值油膜壓力為0.15 MPa，接近于0，在壓縮沖程后半段增加至峰值點，隨后不斷下降至0.15 MPa保持不變。在1 600 r/min工況和2 400 r/min工況，峰值油膜壓力整體變化趨勢一致。

不同轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度對比如圖15所示。800 r/min下最小油膜厚度在進(jìn)、排氣階段無明顯峰值，一個工作循環(huán)內(nèi)整體呈現(xiàn)先上升后下降的趨勢，并在缸內(nèi)最高燃燒壓力時刻達(dá)到最小值0.44 μm。1 600 r/min下最小油膜厚度在進(jìn)、排氣階段分別出現(xiàn)峰值，在缸內(nèi)最高燃燒壓力時刻出現(xiàn)最小值0.36 μm。2 400 r/min下最小油膜厚度變化規(guī)律與最大扭矩工況相同，缸內(nèi)最高燃燒壓力時刻最小油膜厚度為0.27 μm，但在進(jìn)氣沖程峰值油膜厚度高于最大扭矩工況。結(jié)合最大油膜壓力可以看出，隨著轉(zhuǎn)速的升高，最大油膜壓力增大，最小油膜厚度減小。

不同工況下粗糙接觸壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線如圖16所示。800 r/min，1 600 r/min和2 400 r/min轉(zhuǎn)速工況下粗糙接觸壓力峰值分別為118.7 MPa，210.2 MPa和211.9 MPa。怠速工況相較最大扭矩工況和標(biāo)定功率工況，粗糙接觸壓力整體最小，但在進(jìn)氣階段前半段和排氣沖程的后半段粗糙接觸壓力最大。相比標(biāo)定工況，在缸內(nèi)最高壓力時刻之前，最大扭矩工況下的粗糙接觸壓力更大。

不同工況下最高燃燒壓力時刻的潤滑油填充率云圖如圖17所示，由此可知不同工況下空穴區(qū)域的變化。

在轉(zhuǎn)速800 r/min下的最高燃燒壓力時刻，連桿小頭軸承潤滑油整體填充較好，在軸瓦周向45°和315°存在潤滑油填充率低的區(qū)域，該區(qū)域潤滑油填充率最小值為0.9。在轉(zhuǎn)速1 600 r/min下的最高燃燒壓力時刻，在軸瓦周向0°～90°和270°～360°存在潤滑油分布不均勻、填充率低的情況，并由周向90°向周向0°、周向270°向周向360°逐漸降低，油孔兩側(cè)空穴程度最為嚴(yán)重。而軸瓦軸向潤滑油填充率由軸瓦兩側(cè)向中部區(qū)域逐漸減小，空穴區(qū)域面積增大。轉(zhuǎn)速2 400 r/min下的最高燃燒壓力時刻，同樣在軸瓦周向0°～90°和270°～360°存在潤滑油填充率低的現(xiàn)象，相較1 600 r/min下的最高燃燒壓力時刻，潤滑油填充率不足區(qū)域明顯增大，空穴區(qū)域加重?？梢娹D(zhuǎn)速增加明顯加劇了空穴現(xiàn)象的發(fā)生。

不同轉(zhuǎn)速工況下，一個循環(huán)內(nèi)的平均油膜壓力在連桿小頭軸承上的分布情況如圖18所示。由圖可知不同轉(zhuǎn)速下油膜承載區(qū)主要集中在連桿小頭軸承周向180°附近。連桿小頭軸承平均油膜壓力在轉(zhuǎn)速800 r/min，1 600 r/min，2 400 r/min時的最大值分別為4.5 MPa，11.3 MPa， 15.3 MPa，平均油膜壓力隨轉(zhuǎn)速的增加而增大。

不同轉(zhuǎn)速工況下，一個循環(huán)內(nèi)的平均潤滑油填充率如圖19所示。轉(zhuǎn)速800 r/min時，空穴區(qū)域主要分布于連桿小頭軸瓦周向90°～270°范圍內(nèi)，其中在軸瓦兩側(cè)出現(xiàn)潤滑油填充率為0.3的危險區(qū)。轉(zhuǎn)速1 600 r/min時，在軸瓦的周向0°～90°，90°～270°和270°～360°內(nèi)均出現(xiàn)空穴現(xiàn)象，其中在0°～90°和270°～360°內(nèi)空穴現(xiàn)象較為嚴(yán)重。轉(zhuǎn)速2 400 r/min時，空穴區(qū)域分布與轉(zhuǎn)速1 600 r/min時基本相同，但平均潤滑油填充率更低，空穴現(xiàn)象加重。

不同轉(zhuǎn)速下的平均潤滑油填充率均值及平均潤滑油填充率最小值如圖20所示。如圖20可知，各轉(zhuǎn)速下平均潤滑油填充率均值分別為0.84，0.70，0.69，最小平均潤滑油填充率為0.26，0.25，0.24，均隨轉(zhuǎn)速呈現(xiàn)下降趨勢。所以轉(zhuǎn)速的升高導(dǎo)致了油膜壓力升高、油膜厚度減小，使得潤滑油填充率降低，空穴程度加重。

不同轉(zhuǎn)速工況下的活塞銷Z向相對速度變化如圖21所示。在轉(zhuǎn)速800 r/min時，活塞銷速度變化平緩，無明顯峰值點。隨著轉(zhuǎn)速升高，在轉(zhuǎn)速1 600 r/min和轉(zhuǎn)速2 400 r/min時，進(jìn)氣和排氣階段活塞銷速度變化明顯，呈先增大后減小的趨勢，且隨著轉(zhuǎn)速的增大，最大峰值速度增大。在轉(zhuǎn)速1 600 r/min和2 400 r/min下，進(jìn)氣沖程中速度峰值分別為1.78 μm/s和2.28 μm/s，排氣沖程中速度峰值分別為-1.34 μm/s和-1.69 μm/s。所以高轉(zhuǎn)速下軸承油膜壓力增大，粗糙接觸壓力增大，潤滑油填充率減小，油膜厚度降低，從而導(dǎo)致活塞銷在運動過程中缺少緩沖，速度增加，加大了對連桿小頭軸承的沖擊。

4結(jié)論

a）? 以軸心軌跡、空穴現(xiàn)象的發(fā)生機(jī)理和潤滑油填充率分布判斷軸承空穴，以潤滑油填充率表征空穴程度，通過計算分析標(biāo)定轉(zhuǎn)速2 400 r/min下連桿小頭軸承油膜壓力及潤滑油填充率分布，可知在做功時刻1 080°后峰值油膜壓力達(dá)到最大值197.1 MPa，最小油膜厚度達(dá)到最小值1.8 μm，而潤滑油填充率在整個發(fā)動機(jī)循環(huán)過程中均低于0.12；

b） 空穴區(qū)域隨工況不同而發(fā)生遷移；進(jìn)氣沖程過程中，連桿小頭軸承下半?yún)^(qū)開始出現(xiàn)空穴區(qū)域并逐步向上半?yún)^(qū)轉(zhuǎn)移；壓縮沖程過程中，連桿小頭軸承下半?yún)^(qū)存在小部分空穴區(qū)域，但空穴區(qū)域主要集中在連桿小頭軸承上半?yún)^(qū)；做功沖程過程中，空穴區(qū)域主要在軸承上半?yún)^(qū)，在最高燃燒壓力時刻后有向下半?yún)^(qū)轉(zhuǎn)移的趨勢；排氣沖程過程中，空穴區(qū)域由軸承上半?yún)^(qū)轉(zhuǎn)移至下半?yún)^(qū)，直到上止點附近連桿小頭軸承下半?yún)^(qū)出現(xiàn)大面積空穴區(qū)域；

c） 隨發(fā)動機(jī)轉(zhuǎn)速升高，峰值油膜壓力增大，最小油膜厚度減小，粗糙接觸壓力增大；缸內(nèi)最高燃燒壓力時刻800 r/min，1 600 r/min，2 400 r/min下的平均潤滑油填充率均值分別為0.84，0.70，0.69，潤滑油填充率隨轉(zhuǎn)速升高整體降低，空穴程度加重；轉(zhuǎn)速的升高也導(dǎo)致活塞銷Z向速度峰值加大，對連桿小頭軸承的沖擊加重。參考文獻(xiàn)：

［1］Reynolds O.On the Theory of Lubrication and Its Application to Mr. Beauchamp Tower's Experiments，Including an Experimental Determination of the Viscosity of Olive Oil［J］.Philosophical Transactions of the Royal Society of London，1886，177：157-234.

［2］Jakobsson B.The Finite Journal Bearing，Considering Vaporization［J］.Transactions of Chalmers University of Technology，1957，190：117.

［3］Olsson K O.Cavitation in Dynamically Loaded Bearing［J］.Wear，1967，55（2）：295-304.

［4］Floberg L.Boundary Conditions of Cavitation Regions in Journal Bearings［J］.ASLE TRANSACTIONS，2008，4（2）：282-286.

［5］BA L，HE Z，LIU Y，et al.Analysis of piston-pin lubrication considering the effects of structure deformation and cavitation［J］.Journal of Zhejiang University：Science A（Applied Physics & Engineering），2015，16（6）：443-463.

［6］Dhande Y D，Pande W D.A two-way FSI analysis of multiphase flow in hydrodynamic journal bearing with cavitation［J］.Journal of the Brazilian Society of Mechanical Sciences and Engineering，2017，39（9）：3399-3412.

［7］李波，劉清蟬，林聰，等.基于JFO理論的滑動軸承空穴遷移及性能分析［J］.機(jī)械制造與自動化，2018，47（5）：83-86.

［8］宋新濤，孫士青，吳維.考慮局部磨損和空化效應(yīng)的徑向滑動軸承混合潤滑分析［J］.華南理工大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2020，48（8）：102-107.

［9］李新新，杜祥寧，李遠(yuǎn)哲，等.基于AVL-EXCITE的發(fā)動機(jī)連桿軸承空化特性模擬［J］.清華大學(xué)學(xué)報（自然科學(xué)版），2022，62（3）：385-390.

［10］Huo P，He C，Tian Z L，et al.Research on Lubricating Property of Piston Pin［J］.Advanced Materials Research，2012，1700（490-495）：3481-3485.

［11］畢鳳榮，劉博，劉春朝，等.基于熱彈流模型的柴油機(jī)連桿小頭軸承潤滑研究［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2018，39（4）：15-22.

［12］秦作鯤，向建華，鐘乘龍，等.連桿小頭襯套型線對其摩擦副潤滑和變形特性的影響［J］.內(nèi)燃機(jī)工程，2020，41（1）：70-79.

［13］Kondo T，Ohbayashi H.Study of Piston Pin Noise of Semi-Floating System［C］.SAE Paper 2012-01-0889.

［14］朱亞亞.基于AVL-EXCITE的連桿及其軸承對柴油機(jī)機(jī)體振動的影響研究［D］.天津：天津大學(xué)，2016.

［15］宋彩盟，文志永，田新偉，等.活塞銷偏置對柴油機(jī)噪聲的影響［J］.內(nèi)燃機(jī)與動力裝置，2017，34（4）：17-21.

［16］李志敏，石黃濤，謝小洋.一種全浮式汽油機(jī)活塞銷異響的試驗研究及產(chǎn)生機(jī)理分析［J］.裝備制造技術(shù)，2019（4）：20-23．

［17］Nadir P，S H C.An Average Flow Model for Determining Effects of Three-Dimensional Roughness on Partial Hydrodynamic Lubrication［J］.Journal of Lubrication Technology，1978，100（1）：12-17.

［18］潘陽，王家序，王飛，等.考慮空化影響的水潤滑橡膠合金軸承沖蝕磨損研究［J］.摩擦學(xué)學(xué)報，2014，34（5）：512-522.

Lubrication Characteristics and Impact Effects of Connecting?Rod Small-End Frictional Pair under Cavitation Effect

BI Yuhua1，YANG Zhaoqian1，MA Xiong1，LIU Shaohua1，TANG Mingchao2

（1.Yunnan Key Laboratory of Internal Combustion Engine，Kunming University of Science and Technology，Kunming650500，China;2.Kunming Yunnei Power Co.，Ltd.，Kunming650032，China）

Abstract： In order to improve the lubrication and piston pin impact characteristics of connecting rod small-end bearing， a multi-body dynamic model of mixed lubrication piston and connecting rod group was built by AVL EXCITE Power Unit software with a high-pressure common rail four-cylinder diesel engine as the research object based on the rough peak contact theory， average flow model and elastohydrodynamic lubrication theory. The influence of cavitation effect on the lubrication and impact characteristics of connecting rod small end frictional pair at different speeds was studied. The results show that the peak oil film pressure reaches the maximum value of 197.1 MPa and the minimum oil film thickness reaches the minimum value of 1.8 μm after 1 080° at the rated power speed of 2 400 r/min， while the lubricating oil filling rate is lower than 0.12 during the whole engine cycle. Under the idle speed of 800 r/min， the maximum torque speed of 1 600 r/min， and the rated power speed of 2 400 r/min， the cavitation area first transfers from the lower half of the connecting rod small-end bearing to the upper half， and then back to the lower half during the four strokes of intake， compression， work， and exhaust. The increase of the speed will lead to the increase of peak oil film pressure， the decrease of minimum oil film thickness， the increase of rough contact pressure， the increase of Z-direction velocity peak for piston pin， and the increase of impact on the small-end bearing of connecting rod. The average filling rates of lubricating oil at 800 r/min， 1 600 r/min and 2 400 r/min are 0.84， 0.70 and 0.69 respectively， and the aggravation of cavitation becomes true because the filling rate of lubricating oil decreases with the increase of speed.

Key words： cavitation effect;connecting rod small end;lubrication characteristic;impact characteristic

［編輯： 姜曉博］