發(fā)動機(jī)連桿大頭軸承潤滑特性分析與優(yōu)化

張超

安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽合肥 230000

0 引言

在發(fā)動機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，連桿是活塞與曲軸之間的紐帶，承擔(dān)著將活塞的上下往復(fù)運(yùn)動轉(zhuǎn)換成曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動的任務(wù)。連桿小頭與活塞銷相連作上下往復(fù)運(yùn)動，連桿大頭隨著曲柄銷一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，連桿在工作中承受著氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。所以，連桿的強(qiáng)度與剛度對于發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)的可靠性與安全性至關(guān)重要。連桿強(qiáng)度不足會導(dǎo)致其本身的斷裂以及螺栓的失效；連桿剛度尤其是大頭處的剛度不足會導(dǎo)致大頭軸瓦失圓變形過大，引起大頭軸瓦潤滑狀況惡劣；桿身在曲軸軸線平面內(nèi)的彎曲，使活塞在氣缸內(nèi)傾斜，造成活塞與氣缸及連桿軸承與曲柄銷的偏磨，導(dǎo)致活塞組與氣缸間漏氣竄油。

隨著CAE軟件在發(fā)動機(jī)設(shè)計(jì)上的不斷深入運(yùn)用，利用仿真軟件對連桿進(jìn)行設(shè)計(jì)校核是發(fā)動機(jī)正向開發(fā)階段必不可少的一個環(huán)節(jié)。本文基于多體動力學(xué)理論，綜合考慮軸承彈性流體潤滑，建立某汽油發(fā)動機(jī)曲柄連桿的動力學(xué)分析模型，考察連桿大頭軸承的潤滑狀況，并提出連桿結(jié)構(gòu)的優(yōu)化方案，改善大頭軸瓦的潤滑狀況，最后提取動力學(xué)輸出的油膜載荷以及慣性力結(jié)果作為邊界對連桿進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算。

1 液體潤滑計(jì)算理論

連桿大頭軸承工作過程中的潤滑狀態(tài)一般為完全流體膜潤滑，所對應(yīng)的求解控制方程為擴(kuò)展雷諾方程：

(1)

式中：為油膜壓力；為機(jī)油黏度；為名義油膜厚度；為機(jī)油填充率；、分別為軸頸和軸瓦的周向運(yùn)動速度。

擴(kuò)展雷諾方程表明了油膜厚度與油膜壓力、軸瓦間的表面相對速度和相對間隙的變化率之間的關(guān)系。載荷越大，油膜壓力越高，油膜越薄，薄到一定程度會產(chǎn)生表面輪廓峰的相互作用，油膜就會破裂。

2 連桿動力學(xué)模型和計(jì)算邊界

采用仿真軟件AVL-EXCITE軟件中的Power Unit模塊建立曲柄連桿多體動力學(xué)計(jì)算模型，包括曲柄銷、連桿、活塞銷和缸體。其中，曲柄銷和活塞銷模型采用軟件自帶的Shaft Modeler模塊建立，連桿采用有限元彈性體縮減模型，缸體采用簡易剛性節(jié)點(diǎn)表示。連桿大頭與曲柄銷、連桿小頭與活塞銷之間的連接副均為彈性液體潤滑軸承EHD2，活塞銷中心與缸體之間采用導(dǎo)向連接副，連桿大頭兩端面與曲柄銷兩端設(shè)置止推連接副，其動力學(xué)模型如圖1所示。

圖1 曲柄連桿多體動力學(xué)模型

動力學(xué)計(jì)算輸入載荷為缸內(nèi)瞬態(tài)壓力曲線，如圖2所示，曲柄銷上油孔處壓力為主油道壓力。

圖2 缸內(nèi)瞬態(tài)壓力曲線

3 連桿軸承潤滑特性分析和優(yōu)化

對連桿進(jìn)行彈性液體潤滑動力學(xué)計(jì)算時，一般考察大頭軸承上的最大總壓力和最大粗糙接觸壓力，總壓力等于液動油膜壓力和粗糙接觸壓力之和，其分布與受力、軸瓦軸頸變形(包括不對中傾斜)、供油槽供油孔位置等有關(guān)。

圖3為一個計(jì)算周期內(nèi)，連桿大頭軸承上的最大總壓力和最大粗糙接觸壓力。由圖可以看出，大頭軸承上的最大總壓力和最大粗糙接觸壓力曲線和缸內(nèi)氣體壓力曲線保持走向趨勢上的一致，表明大頭軸承上的油膜分布與缸內(nèi)氣體壓力的動態(tài)息息相關(guān);大頭瓦上的粗糙接觸壓力較小，表明大頭瓦與曲柄銷之間沒有粗糙接觸的現(xiàn)象；在爆發(fā)時刻，大頭瓦上的最大總壓力飆升，明顯超出了瓦的承受限值。由圖4的總壓力二維分布云圖可以看出，總壓力在軸瓦寬度上分布不均勻，集中在瓦中心位置，表明在缸內(nèi)氣體壓力通過連桿小頭桿身傳遞到連桿大頭時，大頭剛度不足出現(xiàn)較大的彎曲變形，導(dǎo)致瓦中心區(qū)域總壓力過大。軸承上的總壓力過大會導(dǎo)致油膜出現(xiàn)破損，嚴(yán)重時會發(fā)生軸承表面點(diǎn)蝕進(jìn)而拉瓦、抱軸等惡劣事故，因此，必須要降低軸承上的壓力。

圖3 連桿大頭軸承上的壓力變化曲線

圖4 連桿大頭軸承上總壓力二維分布云圖

經(jīng)過上述分析得出，連桿大頭軸承總壓力過大且分布不均勻是由于連桿桿身與大頭過渡區(qū)域剛度太弱導(dǎo)致。因此確定優(yōu)化方向?yàn)椋涸黾舆^渡區(qū)域厚度，從而提高連桿大頭剛度。優(yōu)化前后的連桿模型如圖5所示。

圖5 優(yōu)化前后的連桿模型

優(yōu)化后的連桿大頭軸承的壓力變化曲線如圖6所示，優(yōu)化后的連桿大頭軸承上總壓力二維分布云圖如圖7所示。大頭瓦上最大總壓力明顯下降至限值范圍以內(nèi)，且總壓力分布均勻。對比分析結(jié)果表明：優(yōu)化后的連桿大頭剛度與曲柄銷剛度的匹配度增加，在缸內(nèi)氣體壓力作用下兩者的變形協(xié)調(diào)性提升，連桿大頭軸承的潤滑性能得到提高。

圖6 優(yōu)化后的連桿大頭軸承的壓力變化曲線

圖7 優(yōu)化后的連桿大頭軸承上總壓力二維分布云圖

4 連桿靜強(qiáng)度分析

提取連桿動力學(xué)分析結(jié)果中的軸承油膜壓力以及慣性力作為連桿靜強(qiáng)度計(jì)算的載荷邊界，利用Abaqus軟件對連桿進(jìn)行靜強(qiáng)度計(jì)算。圖8為優(yōu)化前后的連桿靜強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力云圖，連桿大頭剛度提升后，大頭與桿身過渡區(qū)域的應(yīng)力明顯下降，最大應(yīng)力由485 MPa降低至429 MPa，提高了連桿的強(qiáng)度。

圖8 優(yōu)化前后的連桿靜強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力云圖

5 結(jié)束語

本文借助仿真軟件建立曲柄連桿動力學(xué)分析模型，對連桿大頭軸承的潤滑特性進(jìn)行分析，結(jié)合分析結(jié)果提出增強(qiáng)連桿大頭與桿身過渡區(qū)域剛度的優(yōu)化措施，并對優(yōu)化措施進(jìn)行驗(yàn)證。結(jié)果表明:適當(dāng)提高連桿與桿身過渡區(qū)域的剛度，使連桿大頭與曲柄銷的變形協(xié)調(diào)性提高，能顯著降低軸承上的壓力，提高潤滑性能，同時顯著降低連桿與桿身過渡區(qū)域的應(yīng)力，有效提高了連桿的使用壽命。