高溫下材料退化對連桿小頭摩擦副失效的影響

許尚杰，覃文潔，高麗英，肖敬偉

(1.北京理工大學機械與車輛學院動力系統(tǒng)工程研究所，北京 100081；2.中國北方發(fā)動機研究所(天津)，天津 300400)

發(fā)動機連桿小頭作為一種高速、精密、重載的滑動軸承部件，在工作中會出現(xiàn)異常磨損、襯套松脫等失效現(xiàn)象[1-2]，較高的工作環(huán)境溫度造成材料性能退化是引起連桿小頭摩擦副失效的原因之一。目前已有研究人員開展了一些相關工作。梁大珍[3]采用熱機耦合有限元仿真，分析了溫度升高對連桿襯套應力狀態(tài)的影響，以襯套的屈服極限作為準則對其進行失效判定。劉寬偉等[4]利用有限元分析了高溫熱載荷對不同工況下連桿襯套接觸壓力和塑性形變區(qū)域的影響，并闡述了其對小頭襯套松脫失效的影響。上述研究僅從高溫導致的結構應力應變變化角度對連桿小頭摩擦副失效進行了分析，事實上，高溫下襯套的內孔變形也是產生失效的重要因素之一，內孔變形過大，活塞銷與襯套之間的間隙會過小，就會使?jié)櫥涣迹a生過量的摩擦熱，導致溫度進一步升高[5]。目前，對于孔形零件受熱變形的理論研究已較為完善[6-8]，對于較為復雜的結構，大多數(shù)學者采用有限元法進行模擬。范校尉[9]利用有限元方法對連桿襯套進行了熱機耦合分析，研究了溫度升高對襯套內孔收縮的影響，然而并未對襯套與活塞銷的間隙進行考察。徐輔仁、張文祥等[10-12]在進行連桿小頭襯套內孔與銷之間的間隙研究中，對溫度進行了比較充分的考慮，這些研究中間隙是通過理論計算得到的，難以適用于發(fā)動機連桿小頭復雜的結構與工況。另外，謝云增等[13]還認為溫升會導致連桿與襯套之間產生溫升過盈，而溫度過高會導致襯套產生塑性變形，回到常溫狀態(tài)后塑性變形無法還原，也會導致接觸面接觸壓力過小而產生松動失效。然而，此研究并沒有進行理論計算與試驗驗證，只是一個定性的觀點。

本研究針對某柴油機連桿小頭摩擦副，運用數(shù)值模擬和試驗測試方法，從連桿小頭內孔襯套與活塞銷之間的間隙、襯套與連桿小頭的結合狀態(tài)兩個方面，分析了溫升導致的材料性能退化與連桿小頭摩擦副的異常磨損和襯套松脫失效的關系。

1 連桿小頭材料在高溫下的力學性能退化

隨著溫度的升高，金屬材料的力學性能會發(fā)生改變，多數(shù)金屬在高溫狀態(tài)下的屈服極限和彈性模量會比常溫下有所減小。本研究考慮了連桿材料42CrMo和襯套材料QSn7-0.2的屈服極限、彈性模量等參數(shù)隨溫度的變化[14-15](見表1和表2)。

表1 42CrMo材料參數(shù)隨溫度的變化

表2 QSn7-0.2材料參數(shù)隨溫度的變化

由表1可知，42CrMo的屈服極限隨著溫度的升高而降低，下降速度較為平穩(wěn)。由表2可知，QSn7-0.2的屈服極限隨著溫度的升高而降低，且溫度越高，屈服極限的下降速度越快。另外，兩種材料的熱膨脹系數(shù)隨溫度升高都有所增加。

2 高溫下材料退化對連桿小頭摩擦副間隙的影響

連桿小頭在高溫高載狀態(tài)下工作時襯套內孔會變形失圓，變形過大容易導致襯套與活塞銷的間隙過小，使活塞銷與襯套潤滑不良，引發(fā)異常磨損、燒蝕等現(xiàn)象[16]。本研究首先通過ADAMS軟件建立含有柔性體的曲柄連桿機構的多體系統(tǒng)動力學模型，判斷連桿小頭襯套內孔變形最大的工況及位置，再考慮到連桿小頭材料在高溫下的性能退化，運用ABAQUS軟件建立連桿與活塞裝配體的有限元模型進行分析，獲取襯套內孔的變形情況，為失效分析提供參考。

2.1 連桿小頭襯套內孔動態(tài)變形分析

根據(jù)曲柄連桿機構各零件幾何模型及裝配關系，將連桿及襯套考慮為柔性體，活塞、活塞銷和曲軸考慮為剛體，建立曲柄連桿機構的剛柔耦合模型(見圖1)。模型的主要結構尺寸參數(shù)見表3。

表3 模型的主要結構尺寸

為了便于研究和分析，仿真計算前在襯套內孔的上下左右4個位置建立了4個節(jié)點，分別是A1、A2、B1、B2(見圖2)，襯套內孔的軸線方向垂直于紙面。其中A1-A2的距離為連桿軸線方向襯套內孔的直徑，B1-B2的距離為垂直于連桿軸線方向襯套內孔的直徑，通過測量節(jié)點A1-A2與B1-B2的相對距離變化，與初始距離對比，可以獲得襯套內孔在動態(tài)載荷下的變形情況。

圖1 含連桿襯套柔體的曲柄連桿機構動力學模型 圖2 襯套內孔節(jié)點示意

施加氣體壓力(見圖3)，通過動力學分析，得到節(jié)點A1-A2與B1-B2的相對距離變化(見圖4)。曲軸轉角0°為排氣沖程結束后活塞達到上止點的時刻，曲軸轉角360°為壓縮沖程結束后活塞達到上止點的時刻。

圖3 氣體壓力變化

圖4 襯套內孔節(jié)點相對距離變化

在曲軸轉角為0°和720°附近(受拉工況)時，A1-A2相對距離變化出現(xiàn)最大的正值，B1-B2相對距離變化出現(xiàn)最小的負值，說明此時襯套內孔在A1-A2方向被拉長，在B1-B2方向變窄。在曲軸轉角為360°左右時(受壓工況)，節(jié)點對A1-A2、B1-B2的相對距離變化也較大。從圖中可以看出，節(jié)點對A1-A2和B1-B2在曲軸轉角為0°和720°時的相對距離變化比在360°時大，說明了襯套內孔在受拉工況下的變形比受壓工況更嚴重。事實上，產生這種現(xiàn)象的原因是壓縮載荷作用在剛度較大的桿身一側，大部分負載會直接轉移到連桿柄，只有小部分負載會參與連桿小頭的變形，而拉伸載荷由于作用在連桿小頭剛度最低的一側，大部分負載都參與了連桿小頭的變形。

為了保證連桿小頭襯套與活塞銷之間有足夠的潤滑，襯套內孔及活塞銷在工作變形后二者之間應該保留一定的間隙。連桿小頭襯套所允許的最大徑向變形量為

λ=δ-h-λ1。

(1)

式中：δ為活塞銷與襯套的設計間隙；h為油膜厚度；λ1為工作過程中活塞銷的最大徑向變形量。

連桿小頭襯套與活塞銷的間隙過小，會導致襯套與活塞銷之間的摩擦力急劇增大，產生大量的摩擦熱和嚴重的磨損。受拉工況下，B1-B2相對距離變化出現(xiàn)最小的負值，說明在活塞達到上止點時B1-B2方向的間隙最小。因此，在活塞連桿組合機構有限元模型的建立中，將考慮相對危險的受拉工況下B1-B2的相對距離變化情況。

2.2 材料退化對連桿小頭摩擦副間隙的影響

利用ABAQUS建立連桿小頭及活塞組合結構的有限元模型，如圖5所示。賦予零件模型相應的材料屬性，根據(jù)裝配關系進行裝配，對相應的零件施加接觸，并添加邊界條件。首先，約束連桿大頭的全部自由度；其次，給活塞和活塞銷施加受拉工況下所受的慣性力；最后，給整個模型施加不同溫度場，從而得到不同溫度下的計算結果。

圖5 活塞連桿組合結構的有限元模型

在受拉工況下，襯套和活塞銷會整體上移，如圖6所示。因此可以標記活塞銷上與襯套B1、B2節(jié)點相對應的節(jié)點為C1、C2(見圖7)。通過測量4個節(jié)點(B1，B2，C1，C2)的位移，可以計算出受拉工況下活塞銷與襯套在不同溫度下間隙的變化，計算結果見表4。本研究中發(fā)動機活塞銷與襯套的設計間隙為0.06 mm，由此得到不同溫度下襯套與活塞銷的間隙(見圖8)。

圖6 襯套變形示意 圖7 活塞銷節(jié)點示意

表4 襯套B1-B2與活塞銷C1-C2節(jié)點在不同溫度下的相對距離變化

圖8 活塞銷與襯套的間隙隨溫度的變化

由表4和圖8可知，隨著溫度的升高，襯套內徑與活塞銷的外徑逐漸增大。由于襯套受到過盈力的影響，襯套內徑擴大的速度小于活塞銷外徑的擴大速度，導致襯套與活塞銷之間的間隙逐漸減小。根據(jù)本研究的發(fā)動機活塞銷與襯套的表面粗糙度，可得混合潤滑的油膜厚度至少為0.008 9 mm，由此可知，當溫度高于150 ℃后，活塞銷和襯套在B1-B2方向的間隙已小于混合潤滑的油膜厚度，無法使活塞銷和襯套在此處獲得良好的潤滑，容易導致連桿小頭摩擦副產生磨損失效。

3 高溫下材料退化對連桿與襯套結合狀態(tài)的影響

隨著溫度的升高，連桿與襯套會受熱膨脹，由于襯套的熱膨脹系數(shù)大于連桿的熱膨脹系數(shù)，工作時襯套的熱膨脹必然會受連桿小頭孔的約束，襯套與連桿會產生所謂的溫升過盈[5,12]。在襯套不發(fā)生塑性變形的情況下，溫升會使連桿與襯套的結合力變大，結合得更加緊密。然而在高溫條件下由于襯套的屈服極限明顯降低，較大的溫升過盈會導致襯套產生較大的塑性形變。當發(fā)動機停止工作后，塑性形變無法消除,將導致連桿與襯套的結合力降低。另外在工作載荷和熱載荷的相互作用下，襯套與連桿小頭的接觸狀態(tài),即黏著區(qū)、滑移區(qū)和非接觸區(qū)的相對大小會發(fā)生改變，當黏著區(qū)過小時，容易引發(fā)襯套的滑移和松動。

本研究通過有限元仿真，分析了不同溫度下連桿小頭與襯套外圈黏著區(qū)、滑移區(qū)和非接觸區(qū)大小，考察溫度升高對連桿與襯套接觸狀態(tài)的影響。另外，通過設計加工模擬連桿小頭軸承的試驗件，測試了QSn7-0.2襯套加載后從不同溫度降至常溫后壓出力的大小，研究高溫下的塑性形變對連桿襯套結合力的影響。

3.1 材料退化對連桿與襯套接觸狀態(tài)的影響

極限受拉工況下連桿與襯套的接觸狀態(tài)如圖9所示。由圖9可知，隨著溫度的升高，接觸黏著區(qū)的比例明顯下降，其變化見圖10。

圖9 極限受拉工況不同溫度下襯套的接觸狀態(tài)

圖10 極限受拉工況下襯套黏著區(qū)占比隨溫度的變化

用同樣的方法分析極限受壓工況下連桿與襯套的接觸狀態(tài)以及黏著區(qū)占比，結果見圖11和圖12。

圖11 極限受壓工況不同溫度下襯套的接觸狀態(tài)

圖12 極限受壓工況下襯套黏著區(qū)占比隨溫度的變化

由圖10和圖12可知，隨著溫度的升高，在受壓和受拉工況下襯套黏著區(qū)占比都逐漸減小。在300 ℃時，不論在哪種工況下，襯套黏著區(qū)占比都已經小于20%，這說明此時襯套與連桿大部分接觸區(qū)域都產生了相對滑動。當溫度降至常溫后，這些區(qū)域的相對滑移如果無法完全還原，就會產生由于溫升產生的滑移累積，長時間工作后，可能導致襯套的整體滑動而發(fā)生松脫失效。

3.2 材料退化對連桿與襯套結合力的影響

連桿與襯套的過盈結合力可以通過襯套壓出力來評價。本研究中設計的襯套壓出試驗裝置見圖13，其中連桿小頭采用厚壁圓筒軸承(內壁通過過盈裝配有襯套)試件來模擬。首先將試件加熱至一定溫度，然后在軸承試件上施加連桿小頭的最大拉伸載荷，最后等溫度降至常溫后通過壓出零件將襯套壓出，壓出過程中實時記錄反作用力，并以襯套開始壓出時的最大反力作為襯套的與連桿的結合力。襯套加載后從不同溫度下降至常溫后的結合力測試結果見表5。

圖13 襯套壓出試驗裝置

表5 不同溫度下襯套與連桿的結合力

由表5可以看出，從100 ℃和200 ℃降至常溫的結合力和常溫下的結合力大小比較接近，考慮到試驗件的個體差異，可以認為在200 ℃以下，襯套基本上處于彈性變形范圍之內；而從300 ℃降至常溫的結合力銳減，說明300 ℃時襯套很有可能發(fā)生了塑性形變，導致降至常溫后變形無法還原，結合力大大減小。本研究通過有限元模擬襯套的高溫受載情況，計算了300 ℃時襯套的塑性變形情況，如圖14所示。

圖14 襯套的塑性變形

由圖14可知，當溫度達到300 ℃后，襯套確實已發(fā)生較大面積的塑性形變，此時將溫度降至常溫，襯套的塑性變形無法消除，將導致連桿小頭與襯套的結合力減小，受載后產生更大的滑移，容易引起襯套的松脫。

4 結論

a) 高溫下材料的性能退化會對襯套內孔的變形、連桿與襯套的結合狀態(tài)(接觸狀態(tài)和結合力)產生影響；

b) 本研究中柴油機連桿小頭襯套內孔變形最大工況為活塞處于上止點時的極限受拉工況；

c) 當溫度高于150 ℃后，活塞銷和襯套的間隙已小于混合潤滑的油膜厚度，無法產生良好的潤滑；

d) 當溫度達到300 ℃時，襯套黏著區(qū)占比已經小于20%，襯套與連桿大部分接觸區(qū)域都產生了相對滑動；

e) 當溫度達到300 ℃時，襯套已發(fā)生較大面積的塑性形變，此時若將溫度降至常溫，襯套的塑性變形無法消除，將導致連桿小頭與襯套的結合力減小，進而產生松動失效。