柴油機全浮式活塞銷連接副的運動及潤滑特性研究

向建華，田東風，陳宏威，劉寬偉

(北京理工大學(xué) 機械與車輛學(xué)院， 北京 100081)

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柴油機全浮式活塞銷連接副的運動及潤滑特性研究

向建華，田東風，陳宏威，劉寬偉

(北京理工大學(xué) 機械與車輛學(xué)院， 北京 100081)

基于彈流潤滑理論、平均流量模型及微凸峰接觸理論，綜合采用基于模態(tài)壓縮法的多柔性體和有限差分法耦合求解了某柴油機全浮式活塞銷連接副的運動特性及混合潤滑特性，并考察了結(jié)構(gòu)表面粗糙度對活塞銷軸承摩擦損失功率的影響.結(jié)果表明：活塞銷的轉(zhuǎn)動角速度較小，在整個做功沖程幾乎為0；工作過程中，活塞銷軸承大多處于混合潤滑狀態(tài)，僅在吸氣沖程和排氣沖程連桿擺角最大的時刻附近處于流體潤滑狀態(tài)；可適當減小活塞銷(孔)軸承的表面粗糙度來提高活塞銷的轉(zhuǎn)速，以顯著降低活塞銷軸承摩擦損失功率，繼而改善潤滑狀況.

柴油機；全浮式活塞銷；潤滑特性；有限差分法

全浮式活塞銷(浮式銷)連接副是柴油機重要的連接副之一. 隨著柴油機轉(zhuǎn)速和功率等強化程度的不斷提高，由此導(dǎo)致活塞銷連接副的運動和潤滑條件惡化、異常磨損風險加劇，進而活塞銷軸承(連桿小頭襯套)在工程實踐中更容易產(chǎn)生擦傷、咬黏、松動甚至脫落等狀況. 因此，研究活塞銷軸承的運動特性及潤滑特性并找出相應(yīng)措施對解決活塞銷軸承(連桿小頭襯套)的失效問題十分必要.

由于活塞銷的轉(zhuǎn)動速度未知且難于求解，加之活塞銷連接副大多潤滑不充分產(chǎn)生粗糙峰接觸而形成混合潤滑，這些給如何建立一個合理的活塞銷連接副混合潤滑模型增加了難度.

Fraidman等[1-2]將活塞銷連接副的混合潤滑與活塞銷的轉(zhuǎn)動分開求解，先數(shù)值求解了活塞銷在流體潤滑狀態(tài)下的轉(zhuǎn)動速度，再采用平均流量模型分析了連接副的混合潤滑特性；Abed等[3-4]則將活塞銷連接副的混合潤滑與活塞銷的轉(zhuǎn)動耦合求解，但其混合潤滑計算均沒有采用平均流量模型；Clark等[5]僅通過臺架實驗測量了活塞銷的轉(zhuǎn)動角度和溫度，未進行數(shù)值分析.

本文中針對某全浮式活塞銷連接副，基于彈流潤滑理論、平均流量模型及微凸峰接觸理論，綜合采用基于模態(tài)壓縮法的多柔性體和有限差分法耦合求解了柴油機額定工況下全浮式活塞銷軸承的轉(zhuǎn)動特性及混合潤滑特性，并深入考察了結(jié)構(gòu)的表面粗糙度對活塞銷軸承摩擦損失功率的影響，從而為活塞銷連接副工作特性的改善提供途徑.

1 控制方程及數(shù)值解法

全浮式活塞銷(浮式銷)連接副的運動特性主要是指活塞銷在運動過程中相對于活塞銷孔的轉(zhuǎn)動角速度，它受活塞銷孔軸承產(chǎn)生的阻礙摩擦力矩和活塞銷軸承(連桿小頭襯套)產(chǎn)生的驅(qū)動摩擦力矩共同作用的影響. 浮式銷跟隨活塞往復(fù)運動中應(yīng)滿足的微分方程為

(1)

式中：J為活塞銷的轉(zhuǎn)動慣量；FFb1和FFb2分別為作用在活塞銷軸承、左活塞銷孔軸承和右活塞銷孔軸承上的摩擦力；Rp為活塞銷半徑；φp為活塞銷的轉(zhuǎn)動角度.

對于式(1)中軸承摩擦力的求解，首先由于柴油機活塞銷連接副中的活塞銷軸承和活塞銷孔軸承工作時承受復(fù)雜的交變載荷且大多數(shù)時間處于混合潤滑狀態(tài)，需要采用考慮潤滑油填充率以及平均流量模型[6]的擴展雷諾方程

(2)

式中：p、h為軸承油膜壓力和厚度；γ為潤滑油的填充率；x、z為軸承展開后周向和軸向的坐標；φx、φz為x方向和z方向的壓力流量因子；v1、v2為活塞銷和軸承旋轉(zhuǎn)的速度；σs為軸承的表面粗糙度；φs為剪切流量因子.

計及彈性變形和表面粗糙度的油膜厚度為

(3)

式中：hmin為不考慮變形作用的的最小油膜厚度；Δh為不考慮變形下的實際油膜厚度和hmin的差值；δh、σh為考慮彈性變形以及表面粗糙度作用下的油膜厚度變化量.

基于式(2)和式(3)的潤滑狀態(tài)，軸承的摩擦力FF為流體摩擦力FH與粗糙峰元摩擦力FA之和，即為

(4)

式(4)中流體剪應(yīng)力τH等于流體間的剪應(yīng)力τH1和流體與粗糙峰元間的剪應(yīng)力τH2之和，即為

(5)

(6)

式(4)中的粗糙峰元剪應(yīng)力τA可表示為

(7)

式中：τ0、μ0為活塞銷與軸承兩邊界的剪切強度和摩擦因數(shù)；pa為粗糙峰元接觸壓力.

由式(1)和(4)可知，浮式銷的運動特性和潤滑特性非線性耦合，求解時需采用有限差分法、有限元法等方法不斷迭代求解，直到計算結(jié)果收斂. 迭代計算解流程如圖1所示. 即將有限差分法求解混合潤滑方程得到的總壓力分布一方面進行多柔性體動力學(xué)分析，獲得連接副的運動特性；另一方面作為有限元方程的邊界條件，計算得到節(jié)點的位移作為混合潤滑方程的邊界條件.

2 數(shù)值計算模型

文中的研究了某四沖程柴油機的活塞連桿組，其活塞銷為全浮式活塞銷[7]. 該型號柴油機額定工況下的缸內(nèi)氣體壓力為-5～30 MPa，軸系參數(shù)和活塞銷連接副相關(guān)參數(shù)見表1. 其發(fā)動機轉(zhuǎn)速為3 800 r/min；缸徑/沖程/連桿長度為110/110/195.5 mm.

表1 活塞銷連接副的結(jié)構(gòu)參數(shù)與工作參數(shù)

基于軟件AVL EXCITE建立了考慮活塞銷潤滑的多柔性活塞連桿組動力學(xué)模型[7]，如圖2所示.

建模中采用Guyan/Craig-Bampton方法對活塞、連桿、活塞銷進行自由度縮減柔性處理以減少計算量，即采用前30階模態(tài)和相應(yīng)的自由度來代替內(nèi)部自由度. 活塞銷連接副的有限元模型與縮減模型如圖3所示，小頭襯套縮減為內(nèi)表面軸向7層，每層40個主節(jié)點，活塞銷孔同樣縮減為內(nèi)表面軸向4層主節(jié)點，活塞銷縮減為中心軸上15個主節(jié)點并通過RBE3單元與對應(yīng)節(jié)點的自由度進行耦合.

利用AVL軟件建立各柔性體間用于潤滑計算的非線性連接副并定義參數(shù)，連接副主要包括：活塞缸套導(dǎo)向單元(guid line)、銷孔軸承(piston pin)、止推軸承(thrust bearing)、連桿小頭軸承(small end)和連桿大頭軸承(radial slider)等.

3 計算結(jié)果與分析

通過耦合求解如圖3所示的考慮活塞銷潤滑的柔性活塞連桿組動力學(xué)模型，可到活塞銷連接副的運動和潤滑等相關(guān)特性.

3.1 活塞銷的運動特性研究

圖4為活塞銷軸承總/液動摩擦損失功率和活塞銷孔軸承的總摩擦損失功率變化曲線. 由圖4可知，活塞銷軸承的液動摩擦損失很小，可忽略不計；而總摩擦損失功率的最大值發(fā)生在最大爆發(fā)壓力作用時刻附近(385°CA). 此外，由于活塞銷的轉(zhuǎn)動慣量較小，盡管活塞銷軸承和銷孔軸承的總摩擦力矩相差不大，但活塞銷和連桿的相對角速度較大(如圖4)，這使得活塞銷軸承的總摩擦損失功率遠大于活塞銷孔軸承的總摩擦損失功率.

圖5為活塞銷相對于活塞銷孔的轉(zhuǎn)動角速度和角位移變化曲線. 由圖可知，在整個工作過程中，活塞銷轉(zhuǎn)動角速度較小(小于20 rad/s)，且在整個做功沖程階段的轉(zhuǎn)速幾乎為0(小于1 rad/s)，從而導(dǎo)致連接副的潤滑狀況很差. 同時，活塞銷循環(huán)累積角位移為7°，與文獻[5]實驗測得的循環(huán)累積角位移趨勢大致相同，二者角位移方向均與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反. 文獻[5]的實驗對象為某四沖程柴油機，其實驗裝置存在測量誤差且活塞銷角位移也存在循環(huán)變動，由于研究對象和工況不同，故此處僅對比二者的趨勢.

3.2 活塞銷軸承的混合潤滑特性研究

圖6為活塞銷軸承的最小油膜厚度變化曲線. 由圖可知，當h/σs<4(即油膜厚度小于2.552 μm)時發(fā)生混合潤滑，可見活塞銷軸承大多數(shù)時間處于混合潤滑狀態(tài). 僅在75°CA和662°CA時，即吸氣沖程和排氣沖程連桿擺角最大的時刻附近，油膜厚度分別達到較大的峰值，活塞銷軸承都處于流體潤滑狀態(tài).

圖7為活塞銷軸承的峰值總壓力、峰值粗糙接觸壓力和峰值油膜壓力變化曲線. 由圖可知，峰值總壓力的最大值為361 MPa，發(fā)生在最大爆發(fā)壓力作用時刻附近. 而峰值總壓力的極小值均小于5 MPa，分別發(fā)生在油膜厚度的兩個極大值時刻. 在0～92°CA和657～720°CA，即吸氣沖程和排氣沖程后半段，峰值粗糙接觸壓力很小，可忽略不計. 峰值總壓力并不等于峰值油膜壓力與峰值粗糙壓力之和，因為三者不一定同時發(fā)生在同一位置.

圖8為峰值總壓力的最大值時刻(371°CA)對應(yīng)的活塞銷軸承總壓力分布. 由圖可知，在最大爆發(fā)壓力作用時刻，活塞銷軸承的總壓力主要分布在襯套周向120～240°區(qū)域. 襯套兩端附近的總壓力最大值達到361 MPa且沿軸向方向的梯度變化很大，這表明在磨合初期襯套的棱緣載荷較大. 但在磨合一段時間后，襯套表面型線將發(fā)生變化，其總壓力的最大值和棱緣效應(yīng)也將減小. 同時，襯套底部的中間區(qū)域的總壓力沿軸向方向基本一致.

圖9和圖10分別為活塞銷軸承的平均潤滑油填充率和平均油膜壓力變化率分布. 結(jié)合兩圖可知，在襯套周向300°～330°的油槽附近區(qū)域(位置1)的平均潤滑油填充率約為0.2，在襯套周向225°波峰附近(位置2)的平均潤滑油填充率約為0.4. 同時，這兩個位置對應(yīng)的平均油膜壓力變化率均存在多個較大的負的峰值，說明這些區(qū)域的油膜壓力常會急劇下降. 因此，位置1和位置2發(fā)生穴蝕的可能性較大.

3.3 活塞銷軸承的運動特性影響規(guī)律研究

由式(1)可知，活塞銷的角速度變化規(guī)律取決于其受到的活塞銷軸承和銷孔軸承的總摩擦力. 而混合潤滑環(huán)境下，結(jié)構(gòu)表面粗糙度對軸承總摩擦力影響較大，故以下主要考察襯套和活塞銷孔的表面粗糙度對活塞銷軸承的影響規(guī)律研究.

當活塞銷孔表面粗糙度為0.8 μm時，不同連桿小頭襯套表面粗糙度下活塞銷軸承摩擦損失功率和活塞銷角速度變化曲線分別如圖11和圖12所示. 由圖可知，隨著襯套表面粗糙度的減小，活塞銷軸承的總摩擦力將逐漸減小，這直接導(dǎo)致活塞銷軸承的摩擦損失功率逐漸降低. 但是，襯套表面粗糙度對活塞角速度的變化規(guī)律影響不大，即活塞銷在整個做功沖程階段的轉(zhuǎn)速仍然很小，這也使得活塞銷軸承的摩擦損失功率在最大爆發(fā)壓力附近仍然存在一個很大的峰值.

當襯套表面粗糙度為0.63 μm時，不同活塞銷孔表面粗糙度下活塞銷軸承摩擦損失功率和活塞銷角速度變化曲線分別如圖13和圖14所示. 由圖可知，活塞銷孔表面粗糙度從至0.8 μm減至0.25 μm過程中，對活塞銷角速度的變化規(guī)律影響不大即活塞銷在整個做功沖程階段的轉(zhuǎn)速仍然很小，對活塞銷軸承的總摩擦力幾乎無影響，故活塞銷軸承的摩擦損失功率幾乎不變. 然而，當活塞銷孔表面粗糙度降至0.2 μm時，活塞銷角速度的變化規(guī)律發(fā)生了明顯的變化，活塞銷在整個做功沖程階段的轉(zhuǎn)速幾乎與連桿角速度相同，這使得活塞銷軸承的摩擦損失功率顯著降低.

因此，通過適當減小活塞銷軸承和活塞銷孔軸承的表面粗糙度，可以提高做功沖程階段活塞銷的轉(zhuǎn)動速度，從而顯著降低活塞銷軸承的摩擦損失功率，使活塞銷軸承的溫度下降，改善潤滑狀況，進而避免襯套產(chǎn)生擦傷、咬黏、松動甚至脫落等狀況.

4 結(jié) 論

活塞銷的轉(zhuǎn)動角速度較小，且在整個做功沖程階段的轉(zhuǎn)速幾乎為0，其循環(huán)累積角位移方向與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反.

活塞銷軸承大多數(shù)時間處于混合潤滑狀態(tài)，僅在吸氣沖程和排氣沖程連桿擺角最大的時刻附近處于流體潤滑狀態(tài). 在磨合初期，襯套兩端附近的總壓力沿軸向方向的梯度變化很大，而中間區(qū)域的總壓力沿軸向方向基本一致.

在襯套周向300°～330°的油槽附近區(qū)域和周向225°附近區(qū)域的平均潤滑油填充率較低且平均油膜壓力變化率存在多個較大的負的峰值，容易發(fā)生穴蝕.

通過適當減小活塞銷軸承和活塞銷孔軸承的表面粗糙度，可提高做功沖程階段活塞銷的轉(zhuǎn)速并減小活塞銷軸承的總摩擦力，從而顯著降低活塞銷軸承的摩擦損失功率，進而避免襯套產(chǎn)生擦傷、咬黏、松動甚至脫落等狀況.

[1] Fridman V， Piraner I， Clark K. Modeling of mixed lubrication conditions in a heavy duty piston pin joint[C]∥Proceedings of ASME 2006 Internal Combustion Engine Division Spring Technical Conference. American Society of Mechanical Engineers. [S.l.]: ASME, 2006:741-748.

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(責任編輯：孫竹鳳)

Study on the Movement and Lubrication Characteristics of Floating Piston Pin for Diesel Engine

XIANG Jian-hua，TIAN Dong-feng，CHEN Hong-wei，LIU Kuan-wei

(School of Mechanical Engineering， Beijing Institute of Technology， Beijing 100081， China)

Based on the EHL theory, the average flow model and the asperity contact theory, both the finite difference method(FDM)and the multi-body dynamic (MBD) method were used synthetically with component mode to analyze the movement and lubrication characteristics of the floating piston pin for diesel engine. And the effect of the surface roughness on the friction power loss of piston pin bearing was also analyzed. The results show that, the angular velocity of piston pin is small, which is almost zero in the entire power stroke; the piston pin bearing works under mixed lubrication condition in most time, and works under fluid lubrication condition only when the connecting rod’s revolving angle is in maximum at the intake stroke and exhaust stroke. Through appropriately decreasing the surface roughness of piston pin (hole), the angular velocity of piston pin can be increased in the power stroke, and the total friction of piston pin bearing can be reduced significantly, which will improve the lubrication condition of piston pin.

diesel engine; floating piston pin; movement characteristic; lubrication characteristic

2015-11-03

國家自然科學(xué)基金資助項目(51575045，51275043)

向建華(1975—)，男，博士，副教授，E-mail:xiangjh@bit.edu.cn.

田東風(1991—)，男，碩士生，E-mail:132411485002163.com.

TH 117.2

A

1001-0645(2016)09-0881-06

10.15918/j.tbit1001-0645.2016.09.001