基于AVL_EXCITE 連桿軸瓦潤滑方案設(shè)計*

羅德民 尹長城 岳國生

（1-湖北汽車工業(yè)學院 湖北 十堰 442000 2-襄陽群龍汽車部件股份有限公司）

引言

滑動軸承設(shè)計中，軸心軌跡的計算得到廣泛的應用，其中裘祖千等人[1]基于已有的計算方法，加入H.Christensen 提出的隨機粗糙模型，進行軸承粗糙的特性分析和軸心軌跡計算。費運嘉等人[2]通過加工工藝、尺寸等多個方面的分析，尋找大功率發(fā)動機軸瓦的失效原因。張超[3]對生產(chǎn)實踐中提出的復圓度進行研究，探尋其對連桿軸瓦彈性流體動力潤滑特性的影響。張芳等人[4]對柴油機軸瓦失效機理進行闡述，分析了幾種情況對軸瓦失效的影響，并提出相應的預防措施。

連桿作為動力傳遞的主要零件，承受著交變的壓縮和拉伸載荷，要求連桿軸瓦具有更高的可靠性同時還需有好的潤滑性能，連桿軸瓦的潤滑來源有以下幾個方面：

1）連桿軸瓦的自身材料涂層；

2）曲柄銷油道供油潤滑；

3）機箱內(nèi)高速運轉(zhuǎn)零件甩出的油霧潤滑。

其中最主要的潤滑途徑為曲柄銷油道供油潤滑，為了能夠最大程度提高潤滑效率，曲柄銷的供油口以及軸瓦潤滑油槽設(shè)計則顯得尤為重要。

在設(shè)計階段，為尋求最優(yōu)油槽開設(shè)位置，利用AVL_EXCITE_Powerunit 建立連桿動力學模型，采用EHD 運動副建立軸瓦潤滑模型。模型中將連桿作為柔性體，考慮連桿體自身剛度對軸瓦的支撐，使?jié)櫥Ｐ透泳_。EHD 結(jié)合流體動力學和結(jié)構(gòu)動力學可以詳細地考慮軸瓦潤滑的動力學特性。通過動力學分析，得到軸心軌跡和粗糙軸承潤滑結(jié)果，為軸瓦的初期設(shè)計潤滑方案提供指導。

1 連桿動力學模型

本文主要對連桿軸瓦的潤滑方案設(shè)計進行分析，只需要搭建連桿體的動力學模型。借助AVL 軟件搭建動力學模型，首先需要通過有限元縮減獲得連桿體的質(zhì)量信息和剛度信息。

1.1 連桿縮減模型

通過CAD 軟件對連桿進行幾何清理，如圖1 所示。并對其坐標進行變換，其中X 軸作為旋轉(zhuǎn)軸方向，Z 軸正方向作為氣缸軸線方向。通過有限元軟件對連桿進行網(wǎng)格劃分，如圖2 所示。連桿體采用C3D10M 單元，連桿大頭軸瓦采用C3D8R 單元，小頭采用M3D4 膜單元與連桿體連接。其中C3D8R 和M3D4 單元作為EHD 中計算油膜潤滑形成HD 差分網(wǎng)格。大小頭的劃分采用AVL7 的標準，提高計算精度，盡可能準確地模擬軸瓦處的潤滑情況。材料參數(shù)如表1 所示。

圖1 連桿CAD 模型

圖2 連桿有限元模型

表1 材料參數(shù)

1.2 連桿EHD 模型

選取發(fā)動機最大功率點9 500 r/min 作為計算工況，其對應的缸壓曲線通過實驗測得如圖3 所示。EHD 模型參數(shù)如表2 所示。連桿動力學模型2D 視圖如圖4 所示，連桿動力學模型3D 視圖如圖5 所示。

圖3 缸壓曲線

表2 EHD 模型參數(shù)

圖4 連桿動力學模型-2D

圖5 連桿動力學模型-3D

1.3 EHD 理論

EHD 計算聯(lián)合了雷諾方程、能量守恒方程和質(zhì)量守恒方程，經(jīng)連續(xù)迭代求解。

1）雷諾方程

計算動載荷作用下軸承內(nèi)油膜壓力雷諾方程如公式（1）所示，雷諾方程表征了油膜厚度和壓力與表面速度、間隙變化和擠壓效應的關(guān)系。油膜厚度和壓力成反比、和速度成正比。所以載荷越大、油膜壓力越高，油膜就越薄。當油膜厚度小到一定程度時出現(xiàn)表面輪廓峰的相互作用，此時油膜就可能發(fā)生破裂。

式中：h 為配合間隙；p 為油膜壓力；u1為主軸頸線速度；u2為軸瓦線速度；η 為機油粘度系數(shù)。

2）質(zhì)量守恒方程

式中：ρ 為密度；u 為X 方向速度；γ 為Y 方向速度；ω為Z 方向速度；

3）能量守恒方程

式中：ζα為局部應力系數(shù)；u 為軸頸軸向速度；η 為機油動力粘度。

4）控制方程

EHD 模型通過控制軸瓦、油膜、曲柄銷三者之間傳遞的動態(tài)壓力與間隙值，進行耦合計算，讓動力學方程與雷諾方程相互迭代，最終使方程結(jié)果穩(wěn)定收斂。

軸瓦運動方程：

式（4）與式（5）之間進行壓力與間隙值傳遞計算。

油膜雷諾方程：

式（5）與式（6）之間進行壓力與間隙值傳遞計算。

曲柄銷運動方程：

2 曲柄銷油孔設(shè)計方案

設(shè)計前期，先進行初步的連桿潤滑動力學計算，得到曲柄銷軸心運動軌跡，圖6 為連桿大頭示意圖，圖7a 為曲柄銷左邊緣軸心運動軌跡圖，圖7b 為曲柄銷中間軸心運動軌跡圖，圖7c 為曲柄銷有邊緣軸心運動軌跡圖。

圖6 連桿大頭示意圖

圖7 曲柄銷軸心軌跡

根據(jù)曲柄銷軸心運動軌跡可以看出，下軸瓦區(qū)為主要接觸區(qū)域，屬于高壓承載區(qū)域。為了使?jié)櫥晚槙车剡M入到軸瓦間隙，將油孔或者油槽開設(shè)在上軸瓦區(qū)域，減少進油阻力。曲柄銷左右兩端相對于中心的軸心偏移距離較遠，盡量不在軸瓦上開設(shè)油槽，以免降低軸瓦剛度。

根據(jù)軸心偏移軌跡，軸瓦0°到90°為反復承載區(qū)域，270°到360°區(qū)域承載相對較低。對0°、45°、315°三個油孔開設(shè)區(qū)域進行仿真驗證，確定油孔最佳開設(shè)位置。

3 軸瓦潤滑設(shè)計方案驗證

EHD 模型中油孔0°、45°、315°開設(shè)位置分別如圖8 中a、b、c 所示（軸瓦坐標系下）：

圖8 油孔開設(shè)方案

3.1 摩擦損失功

軸瓦與軸頸間由于粗糙摩擦損失的功如圖9 所示，一個周期內(nèi)平均摩擦損失能量如圖10 所示。

圖9 粗糙摩擦損失功

圖10 平均摩擦損失功

對比三個油孔開設(shè)方案的摩擦損失功，其中45°開設(shè)方案由于處在反復承壓區(qū)域，潤滑油進入軸瓦區(qū)域阻力較大，不利于潤滑油膜形成，摩擦損失的能量較大；315°開設(shè)方案處于低壓區(qū)域，潤滑油能夠順利進入軸瓦間，有利于潤滑油膜的形成，摩擦損失的能量較低；0°位置處于45°與315°之間，摩擦損失能量介于兩者之間。

3.2 峰值粗糙接觸壓力

軸瓦與軸頸之間由于粗糙接觸壓力峰值如圖11所示，一個周期內(nèi)平均粗糙接觸壓力平均值如圖12所示。

圖11 峰值粗糙接觸壓力

圖12 平均粗糙接觸壓力

對比三個油孔開設(shè)方案的粗糙接觸壓力，45°開設(shè)方案的平均粗糙接觸壓力較大，該位置作為反復受壓區(qū)域，不利于潤滑油進入軸瓦間隙，315°開設(shè)方案的平均粗糙接觸壓力較小，有利于潤滑油流入軸瓦間隙。

3.3 平均粗糙熱負載

0°、45°、315°三種方案對應軸瓦平均粗糙熱負載如圖13 中a、b、c 所示。

圖13 三種方案平均粗糙熱負載

根據(jù)軸瓦平均粗糙熱負載位置分布圖中箭頭所指區(qū)域，0°與45°油孔開設(shè)方案熱負載局部變化較小，315°位置開設(shè)油孔，熱負載降低明顯，潤滑效果比前兩種方案較好。

4 結(jié)論

本文通過AVL_Excite 軟件建立連桿大頭潤滑動力學模型，計算出曲柄銷軸心在一個運動周期內(nèi)的軌跡。通過軌跡粗略選出軸瓦低壓承載區(qū)，輔助設(shè)計，在產(chǎn)品設(shè)計階段選定油孔開設(shè)區(qū)域。將設(shè)計方案帶入動力學模型中，進行設(shè)計方案驗證。

1）根據(jù)軸心軌跡，其中上軸瓦為低壓承載區(qū)域，下軸瓦為高壓承載區(qū)域。軸瓦一周在0°到90°為反復承載區(qū)域，270°到360°為低壓承載區(qū)域。考慮加工工藝，選定曲柄銷油孔開設(shè)區(qū)域為0°、45°、315°。

2）粗糙摩擦損失功、峰值粗糙接觸壓力、平均粗糙熱負載三項指標分別反映軸瓦與曲柄銷之間由于粗糙接觸產(chǎn)生的能量損失、接觸壓力以及熱負載，其中315°油孔開設(shè)方案對應這三項指標最小，有利于潤滑油進入軸瓦間隙，降低軸瓦與曲柄銷之間的粗糙摩擦，潤滑效果最好。