鄧立君,陳麗,穆振仟,付強(qiáng),熊培友,劉敬,黃愛(ài)芹

(1.濱州學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院,山東 濱州 256600;2.濱州渤?；钊邢薰?山東 濱州 256600;3.淄柴機(jī)器有限公司,山東 淄博 255000)

目前,交通運(yùn)輸排放約占我國(guó)碳排放總量的9%[1],內(nèi)燃機(jī)作為交通運(yùn)輸中的核心動(dòng)力裝置,是一種量大面廣的道路、非道路移動(dòng)機(jī)械和國(guó)防裝備動(dòng)力裝置,消耗石油約占我國(guó)全年石油消耗總量的60%[2],且內(nèi)燃機(jī)的污染物排放問(wèn)題是內(nèi)燃機(jī)技術(shù)面臨的最嚴(yán)峻挑戰(zhàn)。隨著排放法規(guī)日益嚴(yán)格,未來(lái)對(duì)內(nèi)燃機(jī)缸內(nèi)最高燃燒壓力勢(shì)必將提出更加苛刻的要求。因此,提高發(fā)動(dòng)機(jī)的熱效率和關(guān)鍵零部件的可靠性成為核心問(wèn)題。活塞作為內(nèi)燃機(jī)的“心臟”,直接與高溫高壓燃?xì)饨佑|,承受著較高熱負(fù)荷和機(jī)械負(fù)荷,且在潤(rùn)滑條件相對(duì)較差的缸套內(nèi)進(jìn)行高速往復(fù)運(yùn)動(dòng)[3],極易出現(xiàn)疲勞開(kāi)裂、磨損等失效等問(wèn)題。

銷孔開(kāi)裂、磨損失效等問(wèn)題是制約活塞可靠性的瓶頸,亟需有效的解決方法。以往研究表明[4-7],活塞組結(jié)構(gòu)剛度、慣性、偏心量等都會(huì)對(duì)活塞組的動(dòng)力學(xué)特征產(chǎn)生不同程度的影響,從而引發(fā)缸內(nèi)摩擦磨損、潤(rùn)滑、振動(dòng)噪聲等方面的問(wèn)題。根據(jù)熊培友之前的研究可知,當(dāng)銷孔向主推力側(cè)偏心量增大時(shí),活塞敲擊噪聲降低,但過(guò)大的銷孔偏心量會(huì)增加活塞裙與氣缸間的接觸壓力,從而加劇裙部的磨損[8-9]。為解決銷孔偏心帶來(lái)的負(fù)面影響,保障活塞的順利運(yùn)行,J.L.Ligier、雷基林、K.Sato等國(guó)內(nèi)外學(xué)者采取調(diào)整配缸間隙的方式減小活塞磨損,進(jìn)一步優(yōu)化活塞運(yùn)行性能[10-12]。

目前,活塞銷孔潤(rùn)滑特性方面的研究相對(duì)較少。劉世英、王延遐等[13-14]利用液壓疲勞試驗(yàn)設(shè)備開(kāi)展了一系列活塞銷孔疲勞可靠性的研究。張利敏[15]研究了不同活塞銷孔型線對(duì)潤(rùn)滑特征的影響,發(fā)現(xiàn)潤(rùn)滑狀態(tài)惡化是導(dǎo)致活塞銷孔產(chǎn)生磨損的直接原因。另外,柴鎮(zhèn)江、劉寬偉等[16-17]的研究表明,要設(shè)置合適的銷與銷孔的配合間隙,科學(xué)的配合間隙有利于減輕銷在冷起動(dòng)和磨合階段的預(yù)應(yīng)力,大大降低了銷孔開(kāi)裂的風(fēng)險(xiǎn)?；钊N是發(fā)動(dòng)機(jī)重要的傳動(dòng)部件,活塞銷在工作過(guò)程中承受著交變波動(dòng)的載荷,R.Sampathkumar的研究表明,為了提高活塞銷的壽命,對(duì)活塞銷的壽命進(jìn)行估計(jì)非常重要[18]。以往學(xué)者[19]在分析活塞銷運(yùn)動(dòng)和評(píng)價(jià)活塞異形銷孔結(jié)構(gòu)時(shí)采用基于活塞彈流潤(rùn)滑分析方法,探索潤(rùn)滑特性及磨損狀態(tài)的影響因素。

在實(shí)際工程應(yīng)用中,由于剛度會(huì)影響二階運(yùn)動(dòng),隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化,活塞銷的剛度與銷孔間隙及銷孔型線的疊加作用對(duì)活塞銷孔表面的壓力分布有非常大的影響,是活塞銷孔失效的誘因之一。因此,本研究建立了同時(shí)考慮活塞銷孔和活塞銷的熱彈性流體潤(rùn)滑動(dòng)力學(xué)模型,結(jié)合銷孔疲勞試驗(yàn),對(duì)采用不同銷內(nèi)徑、配缸間隙、銷孔型線的內(nèi)燃機(jī)活塞銷孔的潤(rùn)滑及磨損情況進(jìn)行分析,探索活塞銷孔潤(rùn)滑及磨損失效機(jī)理,為活塞結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)提供理論依據(jù)。

1 動(dòng)力學(xué)分析

活塞在燃燒壓力、慣性力、油膜壓力等的作用下,除沿著缸套軸線作往復(fù)運(yùn)動(dòng)外,還會(huì)做橫向運(yùn)動(dòng)和繞活塞銷軸的轉(zhuǎn)動(dòng)(二階運(yùn)動(dòng))。為研究活塞的動(dòng)力學(xué)特性,建立活塞的動(dòng)力學(xué)模型,采用龍格庫(kù)塔法對(duì)力學(xué)平衡方程、力矩平衡方程、運(yùn)動(dòng)方程等進(jìn)行求解,得到活塞橫向位移和轉(zhuǎn)動(dòng)角速度,再對(duì)所得橫向位移和轉(zhuǎn)動(dòng)角速度求導(dǎo),便可以得到其瞬時(shí)的線位移加速度和角位移加速度,并在結(jié)果中分析得出活塞的速度變化規(guī)律和運(yùn)動(dòng)特性,其流程如圖1所示。

圖1 動(dòng)力學(xué)研究流程

1.1 模型及參數(shù)

表1示出了發(fā)動(dòng)機(jī)主要參數(shù)。建立活塞、缸套、部分連桿和活塞銷的有限元模型,對(duì)活塞的溫度場(chǎng)進(jìn)行計(jì)算分析,為動(dòng)力學(xué)的計(jì)算提供邊界條件。

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)技術(shù)參數(shù)

定義模型的材料屬性(見(jiàn)表2),并劃分網(wǎng)格。為了在保證計(jì)算精度的前提下節(jié)省計(jì)算時(shí)間,溫度梯度變化較大的部位和模型小特征處進(jìn)行加密處理,溫度梯度較小的部位使用軟件中自適應(yīng)網(wǎng)格。活塞采用四面體網(wǎng)格,單元數(shù)為222 478個(gè),節(jié)點(diǎn)數(shù)為320 555個(gè);活塞銷采用六面體網(wǎng)格,單元數(shù)為7 534個(gè),節(jié)點(diǎn)數(shù)為38 086個(gè)。加載不同工況下的邊界條件,選擇合適的數(shù)值算法,對(duì)有限元模型進(jìn)行迭代求解,計(jì)算的同時(shí)顯示殘差曲線圖,用來(lái)追蹤計(jì)算全過(guò)程?；钊鳛橹饕治鰧?duì)象,根據(jù)硬度塞法對(duì)有限元模擬分析得到的溫度場(chǎng)進(jìn)行標(biāo)定,得到熱分析邊界條件[20]。

表2 活塞和活塞銷材料屬性

考慮到活塞和活塞銷剛度低、變形大的特點(diǎn),活塞銷座軸承潤(rùn)滑特性的研究要分析結(jié)構(gòu)彈性變形的影響。因此,動(dòng)力學(xué)分析模型中活塞、活塞銷和連桿采用柔性體模型,活塞、活塞銷潤(rùn)滑網(wǎng)格模型如圖2所示。

圖2 活塞、活塞銷潤(rùn)滑網(wǎng)格模型

1.2 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

建立網(wǎng)格尺寸為5 mm、4 mm、3 mm的網(wǎng)格模型,對(duì)應(yīng)的節(jié)點(diǎn)數(shù)為26萬(wàn)個(gè)、32萬(wàn)個(gè)、44萬(wàn)個(gè)。應(yīng)用動(dòng)力學(xué)計(jì)算銷孔最大接觸壓力和最大累計(jì)磨損載荷,結(jié)果如圖3所示。由計(jì)算結(jié)果可知,采用不同尺寸的網(wǎng)格模型,計(jì)算結(jié)果差異在1.5%之內(nèi)?？紤]到計(jì)算時(shí)間和計(jì)算的穩(wěn)定性,最終選擇網(wǎng)格大小為4 mm的網(wǎng)格模型進(jìn)行計(jì)算。

圖3 網(wǎng)格無(wú)關(guān)性驗(yàn)證

1.3 控制方程

活塞銷座軸承潤(rùn)滑模型的控制方程一般用平均雷諾方程表示,如式(1)所示。

(1)

式中：h為潤(rùn)滑油膜厚度;μ為潤(rùn)滑油黏度;p為壓力流量因子;u為活塞銷線速度;φx,φz,φs分別為x和z方向的壓力流量因子以及剪切流量因子,表示表面粗糙度對(duì)潤(rùn)滑油流動(dòng)和油膜壓力的影響;σ為活塞銷和銷孔總粗糙度;θ為充油比。

不同發(fā)動(dòng)機(jī)工況下,活塞溫度不同,導(dǎo)致潤(rùn)滑油黏度發(fā)生變化。通過(guò)潤(rùn)滑油黏度和溫度之間的關(guān)系式,可以得到不同溫度下潤(rùn)滑油的黏度,如式(2)所示。

μ(T)=A·exp[B/(T+C)]。

(2)

式中：A,B和C為潤(rùn)滑油類型常數(shù);T為潤(rùn)滑油溫度。

1.4 粗糙接觸壓力

當(dāng)處于混合潤(rùn)滑狀態(tài)時(shí),油膜厚度特別薄,使得活塞銷和活塞銷孔之間極易產(chǎn)生粗糙接觸。粗糙接觸壓力、油膜厚度和表面粗糙度之間的關(guān)系式可以通過(guò)文獻(xiàn)[20-21]中的相關(guān)模型進(jìn)行描述,如式(3)～式(5)所示。

(3)

(4)

(5)

2 銷孔疲勞試驗(yàn)

2.1 試驗(yàn)裝置

為分析工作過(guò)程中銷孔的磨損狀況,采用液壓伺服疲勞試驗(yàn)裝置PP86PA進(jìn)行單項(xiàng)疲勞試驗(yàn),試驗(yàn)臺(tái)主要由液壓泵、伺服控制系統(tǒng)及載荷加載工裝組成,如圖4所示。其中,控制系統(tǒng)由放大器、液壓伺服閥、伺服作動(dòng)器、傳感器等部件組成[13]。液壓泵產(chǎn)生高壓液壓油,電液伺服閥提供液壓動(dòng)力,使高壓液壓油進(jìn)入油腔。計(jì)算機(jī)發(fā)出信號(hào),控制函數(shù)發(fā)生器來(lái)驅(qū)動(dòng)伺服驅(qū)動(dòng)器,伺服驅(qū)動(dòng)器驅(qū)動(dòng)伺服閥,進(jìn)而驅(qū)動(dòng)直線作動(dòng)器輸出壓力波形。將活塞安裝于載荷施加裝置中,對(duì)活塞頂部施加正弦波壓力(見(jiàn)圖5),模擬活塞在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中的機(jī)械應(yīng)力。試驗(yàn)完畢后,對(duì)試驗(yàn)后的活塞樣件進(jìn)行拍照記錄及探傷檢測(cè)分析。

圖4 銷孔疲勞試驗(yàn)臺(tái)架

圖5 載荷加載相位示意

2.2 試驗(yàn)工況及過(guò)程

首先將活塞加熱到240 ℃,保溫100 h;然后把活塞安裝在試驗(yàn)工裝內(nèi),在活塞頂部施加正弦壓力,進(jìn)行106次工作循環(huán);試驗(yàn)完成后,著色檢查并分析活塞銷孔的磨損情況。

2.3 仿真模型驗(yàn)證

將活塞銷內(nèi)孔直徑27 mm的活塞組件進(jìn)行銷孔液壓脈沖疲勞試驗(yàn),試驗(yàn)載荷為24 MPa,106次循環(huán)試驗(yàn)后活塞銷孔如圖6a所示,銷孔外側(cè)發(fā)生了磨損,磨損位置及形貌與此方案活塞動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算結(jié)果(見(jiàn)圖6b)中累計(jì)磨損載荷位置及分布形貌吻合,說(shuō)明活塞動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型較為準(zhǔn)確,可以用于后續(xù)的仿真計(jì)算和分析。

圖6 活塞銷孔試驗(yàn)與仿真計(jì)算結(jié)果對(duì)比

3 結(jié)果及討論

以不同的活塞銷內(nèi)徑、不同配缸間隙和不同銷孔型線的活塞組為研究對(duì)象,通過(guò)動(dòng)力學(xué)分析得到不同結(jié)構(gòu)下銷孔的接觸壓力、累計(jì)磨損載荷的結(jié)果,并對(duì)其進(jìn)行分析討論。

3.1 活塞銷剛度的影響

活塞銷剛度直接影響著活塞銷孔的接觸磨損,對(duì)銷孔的潤(rùn)滑特性起著重要作用。為改變活塞銷剛度,設(shè)計(jì)活塞銷內(nèi)孔直徑分別為21 mm,23 mm,25 mm和27 mm,研究銷剛度對(duì)銷孔潤(rùn)滑、接觸磨損的影響。圖7示出了不同銷孔內(nèi)徑時(shí)隨曲軸轉(zhuǎn)角變化活塞銷孔油膜壓力的變化規(guī)律。活塞銷孔油膜壓力的最大值出現(xiàn)在爆發(fā)上止點(diǎn)(曲軸轉(zhuǎn)角0°)附近,且隨著活塞銷孔內(nèi)徑的增加,最大值呈現(xiàn)先減小后增大的趨勢(shì)。活塞運(yùn)行過(guò)程,除了-20°～30°(前孔)和-80°～80°(后孔)的位置,其他時(shí)刻活塞銷孔內(nèi)徑對(duì)油膜壓力的影響很小,活塞銷孔油膜壓力值幾乎沒(méi)有變化。當(dāng)活塞銷孔內(nèi)徑為23 mm時(shí),活塞銷孔前孔和后孔油膜壓力的峰值均最小。

圖7 不同銷內(nèi)徑時(shí)活塞銷孔的油膜壓力

由圖8～圖10中不同銷內(nèi)徑時(shí)活塞銷孔接觸壓力和磨損載荷結(jié)果可知,活塞銷內(nèi)徑為23 mm時(shí),活塞銷孔接觸壓力在工程許可范圍內(nèi),銷孔未發(fā)生磨損,與試驗(yàn)結(jié)果吻合良好。當(dāng)活塞銷內(nèi)孔直徑由21 mm增加到23 mm時(shí),活塞銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷都有所減少,并且銷孔接觸及磨損部位都發(fā)生在銷孔上方且靠近外側(cè),不同銷內(nèi)徑時(shí)累計(jì)磨損載荷分布位置沒(méi)有明顯變化(見(jiàn)圖9)。隨著活塞銷內(nèi)孔直徑的繼續(xù)增加,活塞銷剛度減小,其彎曲變形增大,因此活塞銷與銷孔的外側(cè)接觸壓力變大,潤(rùn)滑油膜變薄,從而導(dǎo)致活塞銷孔的干摩擦加劇,累計(jì)磨損載荷也相應(yīng)增大。

隨著活塞銷內(nèi)孔直徑由23 mm增加到27 mm,活塞銷孔前孔接觸壓力由61.67 MPa增加到65.56 MPa,增加了6.30%;后孔接觸壓力由64.27 MPa增加到69.77 MPa,增加了8.56%。前孔累計(jì)磨損載荷由0.519 3 MW/m2增加到0.529 MW/m2,增加了1.87%;后孔累計(jì)磨損載荷由0.488 8 MW/m2增加到0.504 5 MW/m2,增加了3.21%。因此,設(shè)計(jì)合理的銷孔內(nèi)孔直徑(即合理的活塞銷剛度)可有效改善銷孔接觸磨損和潤(rùn)滑特性。

圖8 不同銷內(nèi)徑時(shí)活塞銷孔的最大接觸壓力

圖9 不同銷內(nèi)徑時(shí)活塞銷孔的累計(jì)磨損載荷分布

圖10 不同銷內(nèi)徑時(shí)活塞銷孔的最大累計(jì)磨損載荷

3.2 活塞銷孔型線的影響

選擇銷內(nèi)徑為23 mm,設(shè)計(jì)三種銷孔型線方案：雙曲線銷孔型線1、內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線型線2以及內(nèi)側(cè)曲線外側(cè)錐形型線3(見(jiàn)圖11)。

圖11 銷孔型線

由圖12和圖13可知,雙曲線銷孔型線接觸壓力和累計(jì)磨損載荷最小;內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線銷孔型線與雙曲線銷孔型線相比,銷孔接觸壓力最大增加了約15.16%,累計(jì)磨損載荷最大增加了約0.6%;內(nèi)側(cè)曲線外側(cè)錐形銷孔型線與雙曲線銷孔型線相比,銷孔接觸壓力最大增加了約88.9%,累計(jì)磨損載荷最大增加了約64.28%。這是由于雙曲線銷孔型線更能適應(yīng)活塞銷與銷孔的彈性變形和熱變形,有利于銷孔楔形動(dòng)力潤(rùn)滑油膜的形成,因此銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷最小。內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線銷孔型線和外側(cè)錐形內(nèi)側(cè)曲線銷孔型線極易形成尖楞邊緣,使銷孔在過(guò)渡邊緣油膜變薄,甚至形成干摩擦狀態(tài),從而使銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷變大。尤其是外側(cè)錐形時(shí),外側(cè)收縮量減小,難以補(bǔ)償活塞銷的熱變形,且活塞銷和銷孔的貼合變差,從而使銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷顯著增大。

圖12 不同銷孔型線時(shí)活塞銷孔接觸壓力

圖13 不同銷孔型線時(shí)活塞銷孔的累計(jì)磨損載荷

3.3 活塞銷與銷孔配合間隙的影響

選擇銷內(nèi)徑為23 mm,銷孔設(shè)置雙曲線銷孔型線,設(shè)計(jì)活塞銷與銷孔配合間隙為0.01 mm,0.017 mm,0.025 mm,研究不同配合間隙對(duì)銷孔接觸及磨損的影響。由圖14至圖16可知,銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷隨配合間隙的增大而減小。由于在正常運(yùn)行工況下,活塞銷和銷孔都會(huì)發(fā)生熱變形,如果活塞銷孔與銷之間的間隙過(guò)小,將很難補(bǔ)償活塞銷的綜合變形,而且隨著轉(zhuǎn)速的升高及活塞頂面的燃?xì)鈮毫ψ饔?活塞銷與銷孔之間的摩擦力增大,潤(rùn)滑油膜變薄,所以適當(dāng)增大配合間隙對(duì)降低銷孔接觸磨損有好處。但配合間隙太大會(huì)導(dǎo)致活塞銷的敲擊動(dòng)能變大,從而影響整機(jī)的敲擊噪聲。

圖14 不同配合間隙時(shí)活塞銷孔接觸壓力

圖15 不同配合間隙時(shí)活塞銷孔接觸壓力分布

圖16 不同配合間隙時(shí)活塞銷孔的累計(jì)磨損載荷

4 結(jié)論

a) 通過(guò)設(shè)計(jì)合理的活塞銷內(nèi)徑尺寸來(lái)調(diào)整活塞銷的剛度,可以降低銷孔表面的接觸壓力,從而降低活塞銷孔發(fā)生非正常磨損的風(fēng)險(xiǎn);

b) 活塞銷與活塞銷孔的間隙對(duì)銷孔的潤(rùn)滑特性起重要作用,直接影響活塞銷孔的接觸磨損,銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷隨配合間隙的增大而減小,適當(dāng)增大配合間隙有利于降低銷孔接觸磨損;

c) 雙曲線銷孔型線更能適應(yīng)活塞銷與銷孔的彈性變形和熱變形,有利于銷孔楔形動(dòng)力潤(rùn)滑油膜的形成;相比于雙曲線銷孔型線,內(nèi)側(cè)錐形外側(cè)曲線和內(nèi)側(cè)曲線外側(cè)錐形型線銷孔型線的銷孔接觸壓力和累計(jì)磨損載荷都有所增加。