內燃機連桿大端軸瓦微動磨損試驗與計算研究

黃日寧，崔毅，2，徐兆輝，邢明才，翟旭茂，王延瓚

(1.上海交通大學動力機械及工程教育部重點實驗室，上海 200240；2.高新船舶與深海開發裝備協同創新中心，上海 200240；3.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261001)

隨著內燃機功率密度的提升和對輕量化設計要求的提高，內燃機中的重要零部件接觸面上所受到的載荷也會相應地增加[1-2]。作為內燃機關鍵零部件之一，連桿大端軸瓦承受較大的交變載荷以及振動附加載荷，極易導致軸瓦過盈面發生微小滑移，從而產生微動現象，進而導致裂紋萌生和軸瓦失效，嚴重影響內燃機使用壽命[3]。

對于材料的微動損傷，國內外已開展大量的試驗與計算研究。在試驗方面，Blanchard等[4-5]基于銷盤接觸構件，針對鋁材、鋼材以及鈦合金等不同材料接觸面上的應力分布演變過程，以及微動磨損對接觸面上的微動疲勞損傷的影響進行了分析。在計算方面，目前主要采用Archard模型[6]，認為材料磨損量與正壓力、滑移距離及材料的布氏硬度相關。Arnaud等[7]使用有限元方法，基于Archard模型對接觸面上的微動磨損進行仿真分析，并在兩接觸面之間設置磨屑層，以模擬第三體層對微動磨損結果的影響，仿真結果與材料試驗結果符合良好。目前微動損傷的研究大多針對材料進行，對于內燃機零部件的微動損傷研究相對較少。Bruce等[8]使用有限元方法對連桿大端、軸瓦以及軸承上的微動損傷問題進行了仿真分析，并提出了預測連桿大端與軸瓦接觸面上微動疲勞裂紋萌生的新方法。Wang等[9]采用微動磨損有限元模型，對內燃機活塞頂-裙結合面上微動磨損過程進行研究，通過耐久性試驗驗證了模型合理性，并提出了結合面型面改進優化方案，取得了良好的降低結合面微動損傷的效果。Juri等[10]利用磨損試驗裝置研究了發動機軸承組件不同涂層材料的微動磨損機理，并根據實際工況給出相應的使用建議。李欣[11]針對V型內燃機機體隔板與主軸承蓋螺栓連接的微動現象進行了試驗研究,總結了該接觸面微動裂紋的萌生位置、夾角及擴展方向，試驗結果與實際情況吻合較好。趙俊生等[12]針對某型柴油機連桿小頭和襯套過盈配合引起的微動現象建立有限元模型，分析了連桿擺角、過盈量和摩擦因數等不同參數對襯套微動特性的影響規律。張翼等[13]同樣采用有限元模型針對內燃機機體和主軸承蓋緊固面之間發生的微動失效現象進行研究，并探討了摩擦系數及摩擦功對微動特性的影響。

本研究設計了連桿大端軸承微動磨損試驗裝置，開展了微動磨損試驗研究。同時建立了連桿組件接觸和磨損分析有限元模型，并與試驗進行對比驗證。綜合模擬和試驗，研究連桿大端應力、軸瓦瓦背表面粗糙度及微動磨損深度的分布規律。

1 連桿微動磨損試驗方案

1.1 試驗臺架及夾具設計

為了研究某型內燃機連桿大端軸瓦瓦背的微動磨損情況，設計該型連桿專用夾具，并在MTS疲勞試驗機上進行微動磨損試驗。微動磨損試驗臺架布置如圖1所示，內燃機及其連桿基本參數見表1。由于連桿大端軸承豎直方向最大載荷為30.4 kN，遠大于水平方向最大載荷3.5 kN(見圖2)，故忽略水平方向載荷，做單向拉壓磨損試驗。連桿夾具裝配體由連桿桿身、連桿蓋、軸瓦、連桿大端夾具、連桿小端夾具及對應的大端銷、小端銷、固定螺栓和銷固定蓋組成，連桿通過大、小端銷固定在大端及小端夾具上，兩側夾具經由夾持棒與疲勞機固定液壓夾具相連，且通過微調使連桿及大、小端夾具整體對中。由于軸瓦瓦背-連桿大端孔接觸面在實際工作中一直處于緊貼狀態，潤滑油流動對微動磨損的影響較小，為簡化試驗并模擬軸瓦潤滑條件，在大端夾具上設計油槽，并在試驗過程中向油槽內加入潤滑油將大端浸沒以起到潤滑作用。試驗裝置通過疲勞機加載端的液壓加載裝置，實現對連桿的循環往復加載。

圖1 微動磨損試驗臺架布置

表1 內燃機及連桿基本參數

1.2 試驗方案

試驗載荷根據內燃機的結構數據和性能參數確定，研究對象為4缸汽油機，缸徑78.7 mm，最高燃燒壓力6.25 MPa。結合表1相關參數測算得到的連桿大端軸承載荷見圖2，豎直最大壓載荷為30.4 kN，最大拉載荷為11.6 kN。為在合理范圍內對軸瓦瓦背上微動磨損進行加速，將連桿上最大壓載荷與最大拉載荷在連桿材料彈性極限允許范圍內適當增加，取最大壓載荷為36 kN，最大拉載荷為16 kN。最終確定的微動磨損試驗加載參數見表2。為了保證疲勞試驗機對連桿進行拉壓正弦加載的穩定性，同時盡可能縮短試驗時間，選取加載頻率為10 Hz，循環加載次數取100萬次。

圖2 連桿大端軸承載荷

表2 微動磨損試驗加載參數

考慮到磨損試驗與仿真計算之間的對比驗證，在承受較大壓載荷的連桿大端桿身部分的側面，按照圓周方向及半徑方向均布數個應變片測點，以實現對試驗過程連桿桿身動態應變量的測量，應變片貼片位置及其編號如圖3所示。

圖3 應變片貼片位置

2 試驗結果及分析

2.1 仿真驗證模型

為了詳細分析連桿軸瓦微動磨損分布，建立了連桿組件有限元模型(見圖4)。模型包括連桿大端蓋、連桿桿身、連桿軸瓦、螺栓、螺母、連桿小端銷以及曲軸分段，各部件材料參數見表3。為準確計算軸瓦瓦背微動磨損及連桿應力應變數據，對瓦背接觸面及連桿大端側面應變片貼片位置進行網格加密處理，且接觸主從面網格節點完全對應。接觸面區域采用六面體單元進行劃分，其余部分采用大尺寸四面體單元劃分以提高計算效率，模型整體網格質量較好，網格數量360 654，節點數量511 531。

圖4 連桿有限元網格模型

表3 各部件材料參數

計算載荷與試驗載荷一致，曲軸分段兩端固定，并在連桿小端銷以正弦變化加載最大拉、壓載荷，同時在連桿螺栓及連桿大端軸瓦上加上相應的螺栓預緊力及過盈量。

連桿軸瓦瓦背的微動磨損采用Archard模型[7]進行計算：

(1)

式中：h為磨損深度；s為磨損滑移距離；k為接觸局部磨損系數；p為接觸壓力。對于單個工作循環，將其分為數個分析步，每個分析步加載不同的載荷來完成一個工作循環內載荷的加載，于是對于單個工作循環其磨損深度為

(2)

在實際磨損過程中，接觸表面的形貌是在不斷變化的，接觸表面的變化會改變表面的接觸應力分布，進而影響磨損結果。本研究通過編程實現表面變化的磨損仿真流程，考慮到單次循環中接觸面上的微動磨損總量很小，相鄰的工作循環計算的接觸參量和磨損量不會有很大改變，故假設第n次磨損循環的計算結果可以應用于接下來ΔN個工作循環中，即ΔN個循環內每個循環的磨損量相同。易知，ΔN越小計算越精確，但計算效率越低，本研究循環總數為1 000 000次，ΔN取100 000。

各個節點的局部磨損系數很難直接獲得，故使用全局磨損系數kl來代替，kl可以通過材料試驗獲得。本研究kl取軸瓦相同材料的磨損試驗測得的磨損系數值4.637×10-12mm2/N[14]。

令接觸參量和磨損量不變的ΔN個工作循環為一個階段，于是模型中第i個節點在多個磨損循環下總的磨損深度hi為

(3)

2.2 應力結果及分析

為驗證有限元模型的準確性，針對試驗及計算各測點的應力值進行研究，提取試驗各測點應變片在最大壓載和最大拉載下的應變數值，通過廣義胡克定律轉換成相應的應力值與有限元計算的各測點應力值進行對比分析。由于應變片是在裝配后再進行貼片，其測量所得應變值不包含由于螺栓預緊力和軸瓦過盈導致的連桿應變，故對比時應將有限元計算結果中由于螺栓預緊力和軸瓦過盈導致的應力去除，包含兩者作用的結果作為參考。

以連桿軸線為0°，最大壓載下連桿大端周向和徑向的應力對比如圖5所示?？芍囼炁c計算結果符合良好，在最大壓載下連桿大端周向及徑向應力均呈現由中間向兩側衰減的余弦分布，邊緣處應力接近于0，中心位置承受最大周向拉應力40 MPa及最大徑向壓應力10 MPa。對于包含過盈和螺栓預緊力的結果，其同樣呈現近似余弦分布，且由于螺栓的存在，導致應力在連桿大端兩側周向40°～70°范圍內有大幅波動現象。由于連桿大端厚度要稍大于連桿桿身厚度(見圖6)，各個測點并不在最大壓載加載路徑上，使得測量的最大周向應力要大于最大徑向應力。

圖5 最大壓載下桿身大端應力分布試驗與計算對比

圖6 連桿桿身結構

最大拉載下連桿桿身大端周向和徑向的應力對比如圖7所示。試驗與計算結果符合度較高，其應力分布同樣呈現余弦分布，但與承受最大壓載時相反，邊緣應力一般高于中心應力。周向上，由于連桿與連桿蓋之間通過螺栓連接，連桿蓋承受的力主要通過螺栓傳遞給連桿桿身，使得最邊緣處(角度±90°)的周向應力接近于0，靠近邊緣處(角度±60°)承受最大的周向拉應力30 MPa，中心部位由于變形承受壓應力最大為8 MPa。徑向上，在最大拉載的作用下桿身大端兩側往中間收縮，最邊緣處承受最大壓應力7 MPa，越靠近中心應力越小，中心應力接近于0。而對于含軸瓦過盈和螺栓預緊力的結果，其分布趨勢與最大壓載時相似，整體應力呈現余弦分布，應力在連桿大端兩側周向40°～70°范圍內有大幅波動現象，軸瓦過盈和螺栓預緊力對于連桿大端實際應力分布有著較大影響。綜上可知，該有限元模型能準確計算應力分布。

圖7 最大拉載下桿身大端應力分布試驗與計算對比

2.3 磨損試驗結果

試驗結束后，取下軸瓦，觀察軸瓦瓦背的微動磨損情況，結果如圖8所示?？芍獙τ谶B桿大端軸瓦，其瓦背上的微動磨損磨痕主要出現在油孔周圍、軸瓦周向兩側45°附近區域的邊緣以及周向兩側60°～80°大部分區域。對于連桿大端蓋軸瓦，整體磨損較為平均，邊緣磨損程度略強于中間部分。由于大端軸瓦所受最大載荷及載荷幅值比大端蓋軸瓦的大，故大端軸瓦瓦背微動磨損程度要大于大端蓋軸瓦。

圖8 軸瓦瓦背試驗后微動磨損情況

在大端軸瓦瓦背上按照周向1°的間隔提取試驗前后瓦背邊緣附近表面形貌，結果見圖9?？芍p后軸瓦瓦背表面粗糙度要比磨損前更高，磨損嚴重的邊緣部分的粗糙度大于中心部位的粗糙度，且軸瓦瓦背周向遠離油孔側部分粗糙度要比靠近油孔側部分要高，磨損更嚴重。

圖9 試驗前后大端軸瓦瓦背表面形貌

為進一步分析磨損嚴重區域的表面粗糙情況，針對對軸瓦瓦背部分位置進行三維表面形貌測量，測量區域為0.5 mm×0.5 mm，結果見圖10。

由圖10a可知，試驗前軸瓦瓦背各測點的表面形貌差別不大，表面存在沿軸瓦軸向的加工劃痕以及呈點狀的表面缺陷。由圖10b可知，試驗后軸瓦瓦背出現了沿軸瓦圓周方向的表面劃痕，且邊緣位置劃痕數量要高于中心位置。對比圖10a和圖10b，可知大端軸瓦瓦背周向兩側45°位置處磨損要大于0°位置處，且邊緣位置要比中心位置磨損更嚴重，其微動磨痕主要沿圓周方向。

圖10 試驗前后大端軸瓦瓦背各測點表面形貌

試驗前后各測點表面平均粗糙度Ra測量結果如表4所示?？芍囼灪筝S瓦瓦背周向0°及±45°邊緣部分表面粗糙度相比試驗前大都提高，即表面產生了一定的磨損，且±45°位置要大于0°位置，與試驗后瓦背磨痕分布對應。周向45°位置由于存在油孔，潤滑條件更好，而-45°位置處潤滑條件比較惡劣，導致該處的磨損更嚴重。軸瓦瓦背中心區域在試驗前后表面粗糙度數值變化不大，說明中心區域磨損程度不高。

表4 試驗前后各測點表面粗糙度Ra測量結果

2.4 試驗與計算磨損結果對比及分析

由磨損試驗結果分析可知，連桿大端軸瓦瓦背微動磨損程度要大于大端蓋軸瓦，實際連桿大端軸承失效也發生在受更高壓載的大端軸瓦上，且磨損嚴重位置的表面粗糙度更高?？紤]到大端蓋軸瓦瓦背磨損輕微，表面實際磨損深度難以提取，故微動磨損的分析僅考慮磨損情況更嚴重的大端軸瓦。

計算和試驗均采用相同的載荷和加載方式，大端軸瓦瓦背磨損試驗結果與通過式(3)得到的計算磨痕分布對比如圖11所示。由計算和試驗結果的對比可以看出，大端軸瓦瓦背周向兩側45°位置處磨損要大于0°位置處，且邊緣位置要比中心位置磨損更嚴重，其微動磨痕主要沿圓周方向。大端軸瓦瓦背微動磨痕位置計算與試驗結果吻合良好，磨痕位置的計算比較準確，驗證了微動磨損仿真程序對于磨痕分布計算的準確性。

圖11 計算與試驗磨痕分布對比

大端軸瓦瓦背各測點微動磨損深度計算結果見表5。與磨痕分布結果及粗糙度測量結果相對應，磨損嚴重區域的磨損深度更高，瓦背周向兩側45°位置處磨損要大于0°位置處，且邊緣要比中間位置磨損更嚴重。

表5 大端軸瓦瓦背各測點微動磨損深度計算結果

由Archard模型可知，磨損程度主要取決于磨損滑移距離和接觸壓力。圖12示出單工作循環大端軸瓦瓦背累計滑移距離?？芍蠖溯S瓦瓦背中間位置滑移量較小，在周向兩側30°～60°之間滑移量較大，最大滑移量在周向兩側45°位置附近。圖13示出最大壓載時大端軸瓦瓦背接觸應力。接觸應力在周向-50°～50°的工作區間內較大，且由于邊緣效應，接觸應力在軸瓦邊緣出現應力集中現象。因此計算和試驗結果均顯示，磨損嚴重位置出現在周向兩側45°的軸瓦邊緣位置。

圖12 單工作循環大端軸瓦瓦背累計滑移距離

圖13 最大壓載時大端軸瓦瓦背接觸應力

3 結論

a)從應力結果上看，連桿桿身大端表面應力在最大壓載下周向和徑向均呈現由中間向兩側衰減分布，最大拉載下則相反，且表面周向應力明顯高于徑向應力；

b)根據磨損試驗結果可知，承受更高載荷的大端軸瓦微動磨損程度要大于大端蓋軸瓦，大端軸瓦瓦背上的微動磨損磨痕主要出現在油孔周圍、軸瓦周向兩側45°附近區域的邊緣以及周向兩側60°～80°大部分區域，而大端蓋軸瓦整體磨損較為均勻；此外，試驗還表明磨損嚴重區域的表面粗糙度會更高；

c)對比磨損試驗和對應仿真計算結果可知，連桿大端側面應力結果較為一致，軸瓦瓦背磨痕分布同樣吻合，驗證了仿真計算模型的準確性，計算模型可以用于后續的軸承接觸副結構改進設計；

d)根據軸瓦瓦背滑移距離和接觸應力分布計算結果可知，瓦背在周向兩側45°位置附近滑移量最大，且在邊緣處出現應力集中，導致周向兩側45°的邊緣區域磨損最嚴重。