某型柴油机活塞销轴承磨损分析及表面型线设计

张利敏， 王根全， 王延荣， 赵志强， 张忠伟， 宋现浩

(中国北方发动机研究所， 天津 300400)

0 引言

在军用动力转速和燃烧压力大幅增长、体积大幅缩减的发展趋势下，活塞连杆组件直接面临着承载频率和幅值倍增、热流密度大幅提高等更严苛的工况条件。大量工程应用表明，高功率密度柴油机活塞销轴承磨损是导致活塞连杆组件失效的主要形式之一[1]。解决上述失效问题的有效方法是提高摩擦副的材料性能，然而随着发动机强化程度的不断增加，在高爆发压力和热负荷作用下，活塞销轴承材料性能已接近使用极限，因此在材料性能受限的前提下，通过调整活塞销轴承结构，使轴承孔表面应力分布均匀并降低应力幅，是减少活塞销轴承失效的另一关键途径[2-7]。

活塞销轴承包括活塞销座轴承和连杆小头轴承。前者在活塞销座结构不变的情况下，活塞销孔多采用异形结构，如锥面销孔、卸荷腔销孔、椭圆销孔等[5-8]；后者在连杆小头结构不变的基础上，衬套内孔通常采用桶形型线或由直线段和锥线段组合的型线，评价上述型线的有效性是设计过程中的关键环节。目前此类分析多在工程经验的基础上采用有限元方法进行评价[2-8]，该方法虽然可以表征型线对结构接触表面应力水平的差异，但仍存在以下不足：1)活塞销轴承配副为面- 面摩擦的非线性接触，受到热负荷和机械负荷耦合影响，导致求解复杂以及收敛困难，并耗用大量机时；2)计算中采用热机耦合场，没有考虑运动副间润滑介质的影响，不能反映油膜在轴承内部的分布情况，且计算结果与实际偏差较大。有鉴于此，目前在分析活塞销运动、摩擦磨损状态以及在评价异形活塞销孔结构时，多采用可考虑活塞热变形的弹性流体润滑分析[9-13]，该方法快速有效，能够更准确直观地反映不同异形结构对于润滑特性及磨损状态的影响，非常适合工程应用。因此，借助上述分析技术，本文针对某型高强化柴油机活塞销轴承初始设计阶段出现的磨损故障，通过活塞传热及热机耦合分析，首先揭示轴承结构变形协调与故障的关联关系，之后借助弹性流体润滑分析方法，以油膜特征为评价指标，开展活塞销孔型线热机状态优化、试验验证及连杆小头轴承多种型线对比分析。本文的分析方法对于解决低功率柴油机出现的同类问题同样具有借鉴和指导意义。

1 活塞销轴承摩擦磨损故障

某型柴油机为V型、12缸、4冲程、水冷、增压机型，活塞采用振荡冷却油腔，楔形销座结构，在活塞销轴承初始方案设计时，活塞销孔采用如图1所示的3段型线结构，连杆小头衬套两端面设置小角度锥角，设置上述结构的目的旨在改善活塞销孔及连杆小头衬套的载荷分布状态，使得各轴承载荷分布尽可能均匀。然而在台架考核试验后活塞销孔表面和连杆小头衬套表面均出现不同程度的磨损，如图2所示。其中图2(a)为活塞销孔磨损照片，由图2(a)可知，在前述3段销孔型线的设计特征下，锥线段和直线段过渡位置以及外侧面出现了严重的磨损，而内侧基本没有接触痕迹。从磨损痕迹分析，活塞销孔型线与活塞销孔热变形明显不匹配，活塞销座受热变形后，外侧预置型线无法补偿热变形，导致局部压力过高、发生固体接触而导致磨损。此外，3段型线过渡不平滑，存在结构拐点，是导致锥线段和直线段过渡位置磨痕的直接原因。图2(b)是连杆小头衬套磨损图片，其中在连杆小头衬套外侧，特别是在衬套外端锥角与衬套表面过渡区域磨损严重，由于此类结构在锥线段与直线段过渡位置同样存在结构拐点，导致了类似的磨损。

基于上述分析，解决此类轴承磨损较可行的方法是优化服役工况下活塞销与活塞销孔、活塞销与连杆小头衬套型线的匹配状态，从结构层面改善活塞销孔轴承和连杆小头轴承载荷分布状态。因此后续将结合轴承表面磨损状态，分别针对活塞销孔轴承和连杆小头轴承型线优化设计开展详细研究。

2 活塞连杆组合结构热机耦合分析

活塞连杆组合结构热机耦合分析是获得活塞销孔热变形的有效手段，同时也是后续活塞销轴承型线改进分析的基础，因此本节首先针对上述组合结构开展热及热机耦合分析。由于活塞销孔及连杆小头位置采用飞溅润滑，很难准确考虑油膜压力影响，因此在热机耦合分析阶段仅考虑了结构因素对热机耦合变形的影响。图3给出了活塞三维实体模型及有限元分析模型。

2.1 活塞连杆组件接触定义

活塞连杆组件分析模型包括活塞、活塞销、连杆和连杆小头衬套，为了逼近真实工况，活塞销孔与活塞销、活塞销与连杆小头之间按照有摩擦的非线性接触定义，连杆大头端施加位移约束，活塞裙部施加与缸套接触的侧压力。针对活塞处于上止点时刻，在活塞顶施加最大燃烧压力进行应力计算。表1给出了活塞连杆组件配合情况。

表1 活塞连杆组件接触

2.2 活塞换热边界条件

通过Seal-Taylor公式计算活塞顶部与燃气接触壁面不同半径处的换热系数，从而得到活塞顶不同半径区域的换热边界条件，如表2所示。

表2 活塞顶面的换热边界

燃气产生的热流经过活塞顶面流入活塞，其中一部分会流经活塞环区到缸套外的冷却液。在活塞环区的热量经过环槽的上表面、中表面、下表面和环岸散出，假设各部分对热流流动的阻力为热阻，参考文献[14]给出的活塞环区热阻计算方法，在热流从活塞环槽传递到缸套冷却液的路径上，环槽上壁面和内壁面的换热系数考虑了由于间隙导致的隔热影响，而环槽下壁面热换系数则考虑了与活塞环的接触热阻影响，通过计算得到如表3所示的活塞环槽和环岸的换热边界条件。

表3 活塞环槽和环岸的换热边界条件

活塞销孔与活塞销接触过程中存在接触热阻，接触热阻受接触压力、表面粗糙度和温度的影响，此处为简化分析，在该接触面仅考虑了恒定的接触热阻推荐值[15]。

发动机活塞内腔采用机油喷溅冷却，其换热系数公式为

(1)

式中：q为喷向活塞顶背侧的机油量(L/min)；tm为冷却侧活塞表面的平均温度(℃)。计算得到标定转速下活塞内腔的换热系数为500 W/(m2·K)。

2.3 活塞温度场分析与验证

图4给出了活塞温度场仿真结果，为了保证温度场计算的准确性，参照图4中给出的活塞关键位置测点与试验结果进行对比并修正仿真模型，其中图5为测温试验所用活塞。如表4所示，经试验结果修正温度场分析模型后，由各测点温度计算值和试验值对比可知，有限元计算结果与试验测试结果误差控制在5%以内，满足工程精度要求。

表4 测点计算温度值与试验温度值

2.4 活塞销轴承组合结构热机耦合分析

在活塞温度场分析的基础上，开展活塞热及热机耦合分析。在热工况分析中，活塞及活塞销孔热变形如图6所示。通过计算可知，受热后销孔直径平均增大约0.14 mm，由图6可知，活塞受热后由内向外呈喇叭状变形，受此影响，活塞销孔直径在整体增大的同时销孔与活塞销的间隙由内向外逐渐减小。

活塞热机工况分析中，在活塞热变形的基础上施加爆发压力载荷，活塞销孔变形将随着爆发压力的变化而变化。同时随着爆发压力的增加，活塞销孔与活塞销的接触压力及接触面积也相应发生变化。图7给出了活塞销孔表面压力随爆发压力p的变化过程，其中左侧为销孔外侧，右侧为销孔内侧。由图7可知，爆发压力逐渐增加时，活塞销孔面压力由最初的外侧局部接触逐渐过渡为全接触，且初始接触时外侧接触应力和全接触后内侧接触应力为整个动态变化中应力数值较大的位置。根据上述分析结果，为降低销孔内外侧应力峰值，需要按照试验磨损情况进行活塞销孔异形型线的调整。

此外，通过计算分析还发现，由于连杆小头衬套两端受活塞销变形的影响，会出现如图8所示的衬套边缘载荷较大的问题，极易造成图2(b)中的衬套边缘严重磨损。因此在后续分析过程中，将通过在衬套两端面设置合理型线加以改善。

3 活塞销孔型线匹配设计

3.1 活塞销孔弹性流体动力学分析模型

为了开展活塞销孔型线匹配，采用奥地利AVL公司开发的动力学仿真软件Excite PU，建立活塞销座弹性流体动力学模型，具体如图9所示。模型中对活塞连杆组各零件模型分别缩聚，保留了活塞销孔表面、活塞销外表面、连杆小头孔表面的面节点，在活塞销孔与活塞销、连杆小头孔与活塞销的接触定义中均定义为面面接触来模拟整个活塞销轴承接触的真实状态，其中活塞销全局自由度定义为3个平移自由度和1个绕销孔轴线的转动自由度，上述转动自由度可模拟浮动销的旋转。整个分析过程共计算3个完整的循环过程，选取第3个循环的计算结果进行分析。采用Excite PU软件除按照上述要求建模外还需注意两个问题：一是轴承供油压力的施加，由于该柴油机使用了冷却喷嘴的飞溅润滑，实际中供油压力数值是动态变化的且难于测试，为了简化分析，采用略高于大气压力数值作为供油压力；二是在建立活塞销孔与活塞销轴承的过程中需将前述有限元计算获得的热变形数据施加在接触模型中，进而考虑活塞热变形的影响。为了验证分析模型的准确性，选用3段型线计算模型开展活塞销孔轴承油膜特性分析，并与样件试验后状态进行对比。图10～图12分别给出了活塞销轴承在爆发时刻粗糙接触压力、机油填充率和径向变形的分布图。由图10可知，3段型线中锥线段和直线段过渡位置存在相对较大的粗糙接触压力，而图11中在上述位置并未出现缺油的情况，由此表明结构拐点处过渡不平滑、破坏了油膜，导致活塞销和销座孔表面在该位置出现粗糙接触并发生磨损。由图12给出的径向变形图可知，采用3段型线整体径向变形仍倾向于销孔外侧，因此在销孔外侧和活塞销端面同样会出现较大程度的磨损，而销座孔内侧与活塞销接触压力较小甚至不发生接触。为了验证仿真分析结果，对比试验后的活塞销照片(见图13)，活塞销磨损特征主要为：与销孔型线锥线段和直线段拐点接触的位置出现明显磨痕；活塞销端面出现了严重磨痕，而内侧基本没有接触痕迹。上述试验结果与分析预测结果完全吻合，间接证明了分析模型的有效性。

3.2 活塞销孔型线匹配分析

根据上述磨损特征，针对活塞销孔3段型线的改进需从以下两点着手解决：1)削弱销孔型线过渡区域凸点，尽可能平滑过渡；2)增加销孔型线外侧间隙，减小销孔内侧间隙以匹配活塞热变形。根据上述思路，提出如图14所示的活塞销孔改进型线，分别为5段型线和多段型线。由图14可知，5段型线是在3段型线的基础上，将内外侧锥线段分别由1段型线增加为2段型线，同时增加销孔外侧间隙，减小销孔内侧间隙，通过调整锥线段角度使直线段与锥线段过渡平滑。多段型线则是在5段型线的基础上，减小了直线段的长度，进一步增加了锥线段的个数，增加外侧间隙，减小内侧间隙，同时使过渡更加平缓。此外，为了方便对比各型线在热工况下的变形尺度，图14还给出了销孔上截交线位置的热变形，以及在销孔热变形基础上各型线的参数设置。

后续分析中，在模型中分别输入各型线参数，计算冷态和热态两种工况下，销座孔油膜峰值压力在销座孔承压区的分布情况，其中冷态工况不考虑活塞热变形，热态工况活塞型线将叠加前述计算得到的热变形量。

图15给出了图14中3条不同型线冷态下爆发时刻的油膜压力分布图。由图15可知，在冷态工况下：3段型线在直线段和斜线段过渡位置峰值压力较高，与试验中的磨损位置对应；5段型线通过改善过渡，使前述相交位置峰值压力高点明显消除，整体压力高点向销座内侧转移；多段型线通过减小直线段长度，增加直线段相邻锥线段，进一步改善了过渡状态，如图15(c)所示，销孔表面油膜压力分布更加均匀。

图16给出了图14中3条不同型线热机状态下爆发时刻的油膜压力分布图。考虑到活塞受热后由内向外呈喇叭状变形，将导致活塞销孔外侧间隙减小，因而采用锥线段以补偿此处热变形。由图16(a)可知，采用3段型线，由于外侧锥线段锥度较小，活塞热态时此处油膜压力较大，因此无法补偿外侧热变形量，另外内侧锥线段锥度较大，在热机状态下内侧油膜压力较小，且存在部分区域出现未接触的情况。有鉴于此，5段型线在3段型线的基础上，通过调整锥段锥度，小幅增加外侧间隙，减小内侧间隙，如图16(b)所示，虽然接触面积有一定增加，但油膜压力分布状态仍与3段型线油膜峰值压力分布相似。

依据上述分析结论并结合活塞热变形数据，多段型线通过调整直线段位置改变销孔主要接触位置，通过渐进的方法逐步增加外侧间隙，减小内侧间隙以达到和活塞热变形匹配。图16(c)给出了采用多段型线时的油膜压力分布图。由图16(c)可见，外侧油膜压力峰值明显降低，销孔整体油膜压力分布均匀，且主承载位置向内侧转移，接触面积明显增加，明显优于3段型线和5段型线。

为了验证上述型线分析结果，在整机上开展搭载试验，考察采用各型线后销孔承载区的接触状态及磨损情况。图17给出了上述3种型线活塞销孔试验后的表面磨损状态。由图17可知，5段型线销孔表面在销孔外侧还存在局部磨痕，而多段型线销孔表面明显优于前两者型线的接触状态，表面没有明显的磨痕。

4 连杆小头衬套型线影响分析

针对采用初始结构连杆小头衬套表面出现的磨损，表明活塞销与连杆小头变形不协调，导致衬套边缘出现明显的磨损现象，为此本节将开展不同衬套型线对连杆小头载荷分配的影响规律研究。

考虑到连杆小头区域温度稳定，与活塞销孔相比，该轴承变形受温度影响较小，因此可以采用对称且有固定数学表达式的型线类型。可供选择的型线类型包括喇叭形型线、桶形型线、指数型线、对数型线、超椭圆型线[16]等。为了揭示不同型线类型对于连杆小头衬套载荷分布的影响，选择具有典型代表的桶形型线、指数型线和超椭圆型线进行分析，并通过最大载荷压力及载荷分布情况进行评价，其中(2)式、(3)式、(4)式分别列出了上述型线的数学表达式，图18给出了上述型线的示意图。图18中：桶形型线为抛物线，该型线中心最高，两侧与中心高度相差较大；指数型线由中心可编辑的直线段和两侧指数形曲线构成，该型线的好处在于直线段与两侧曲线可按不同比例组合，具有较大的自由度且易于工程应用；超椭圆型线分布类似，与指数型最大的区别在于，该型线中部并非直线段，而是曲率较小的弧线，因此在中部变形匹配上更有优势，但在两端过渡时弧度变化较大，会降低衬套边缘的载荷承载性。

桶形型线表达式为

(2)

式中：sg为两端最大的径向间隙；sm为衬套支承长度；s为衬套任意位置点距初始点的距离。

指数型线表达式为

(3)

式中：s1和s2为直线段两端点距初始点的距离；t为指数。

超椭圆表达式为

(4)

式中：a和b分别为超椭圆的最小和最大半轴；n为超椭圆的阶数。

针对上述型线，借助图9的分析模型，在销座型线给定的情况下开展连杆小头轴承的弹性流体动力学分析，以确定不同型线下的影响。为了更加直观地对比，一并分析了无型线衬套的载荷分布。图19～图22分别为无型线、桶形型线、指数型线和超椭圆型线的载荷分布图，各参数定义如表6所示。

由图8可知，受活塞销弯曲变形的影响，无型线衬套存在较大的边缘载荷，易导致衬套边缘磨损。在采用不同种类的型线之后，均可实现消除边缘载荷的效果，载荷峰值位于衬套中心，但各型线会导致载荷分布形式及分布面积的不同。采用桶形型线时，载荷为类圆形分布，承载面积集中在衬套中心，未向衬套边缘延伸；采用指数型线和超椭圆型线时，载荷分布均为矩形分布且承载面积较大。图19～图22给出的载荷分布图中载荷峰值分别400 MPa、300 MPa、240 MPa、260 MPa. 结合载荷分布及载荷峰值结果，采用指数型线或超椭圆型线更有利于避免连杆小头衬套出现异常磨损的问题。

表6 各型线参数值定义

5 结论

本文采用有限元和轴承弹流润滑顺序耦合的分析思路，建立了适用于销孔型线匹配优化的分析方法。所得主要结论如下：

1) 通过活塞销孔轴承型线匹配分析表明，活塞销孔型线过渡越平滑，型线与活塞热变形匹配越合理，可有效地降低活塞销孔磨损。在实际设计过程中，活塞销孔外侧间隙需大于内侧间隙，以适应高强化柴油机高热负荷导致的活塞销孔变形。

2) 连杆小头轴承型线选用指数型线或超椭圆型线更适合于连杆小头轴承变形情况，相对于无型线轴承，其最大载荷可降低约65%.