往复式发动机活塞销–衬套的润滑特性研究_孙思聪.pdf

第 44卷 第 3期2023年 6月Vol.44 No.3June 2023内燃机工程Chinese Internal Combustion Engine Engineering往复式发动机活塞销 衬套的润滑特性研究孙思聪1，杨欣2，周建明2，蔡勇2，杨建国1，3（1.武汉理工大学 船海与能源动力工程学院，武汉 430063；2.上海船用柴油机研究所，上海 200090；3.船舶动力工程交通行业重点实验室，武汉 430063）Research on the Lubrication Characteristics of Piston PinBushings in Reciprocating EnginesSUN Sicong1，YANG Xin2，ZHOU Jianming2，CAI Yong2，YANG Jianguo1，3（1.School of Naval Architecture，Ocean and Energy Power Engineering，Wuhan University of Technology，Wuhan 430063，China；2.Shanghai Marine Diesel Engine Research Institute，Shanghai 200090，China；3.Key Laboratory of Marine Power Engineering Technology Transportation Industry，Wuhan 430063，China）Abstract：To address the problem of lubrication mechanism inconsistency between the test rig and the piston pin bushing，a dynamical model coupling tribological characteristics with a novel engine piston pinbushing test rig was established，and the effects of the different clearances and the roughness on the lubrication performance based on the experimentally validated model was comparatively analyzed.The results showed that increasing the piston pin bushing clearance within a moderate range increases the overall percentage of hydrodynamic lubrication，thins the local minimum oil film thickness，increases the frictional power consumption generated by hydrodynamic lubrication，and decreases the frictional power consumption generated by asperity contact.As the roughness of the piston pin bushing surface increases，the asperity contact ratio also increases，the minimum film thickness does not change much，but the average film thickness increase a lot.The average film thickness ratio also slightly increases，but the minimum film thickness ratio decreases.The frictional power consumption of hydrodynamic lubrication slightly decreases，and the frictional power consumption of asperity contact increases significantly.摘要：针对试验对象与活塞销 衬套润滑机理不一致的问题，以一种新型发动机活塞销 衬套试验台为对象，建立了耦合摩擦学特性的动力学模型，基于试验验证的模型对比分析了不同间隙和粗糙度对润滑性能的影响。结果表明：一定范围内增加活塞销 衬套的间隙，整体上增加了液动润滑的占比，局部的最小油膜厚度减薄，液动润滑产生的摩擦功耗增加，粗糙接触产生的摩擦功耗下降。随着表面粗糙度增加，连杆小端载荷中粗糙接触的占比增加，最小油膜厚度的变化不大，但平均油膜厚度有较大增加，平均膜厚比亦稍有增加，但最小膜厚比下降，液动润滑产生的摩擦功耗微幅降低，粗糙接触产生的摩擦功耗升高明显。关键词：往复式发动机；活塞销 衬套；摩擦学；动力学；润滑Key words：reciprocating engine；piston pin bushing；tribology；dynamics；lubrication文章编号：1000-0925（2023）03-0017-07440029收稿日期：2022-11-16修回日期：2022-12-12基金项目：国家自然科学基金面上项目（52271328）Foundation Item：National Natural Science Foundation of China（52271328）作者简介：孙思聪（1993），男，博士生，主要研究方向为船舶发动机多体动力学分析，E-mail：；杨欣（通信作者），E-mail：。2023年第 3期内燃机工程DOI：10.13949/ki.nrjgc.2023.03.003中图分类号：TK4220概述活塞销衬套是往复式发动机的主要摩擦副之一，衬套部分区域处边界润滑状态，活塞处最大运动速度时活塞销 衬套的工作条件更加恶劣，易发生衬套磨损和油孔堵塞，进而导致发动机的恶性事故。活塞销衬套的工作状态对往复式发动机可靠性有重要影响。由于衬套活塞销在往复式发动机中处于高温、重油和空间狭小的恶劣工作环境，难以直接测量分析摩擦学或动力学状态，摩擦磨损试验机是开展其摩擦磨损机理研究和验证分析的试验装置。开展往复式发动机活塞销衬套试验台润滑特性试验及仿真研究具有重要理论意义和工程实用价值。活塞销 衬套属于滑动轴承的范畴，其对偶界面的润滑机理遵循液动润滑的规律。在 Patir 和 Cheng 1 将平均雷诺方程应用于润滑分析之后，大量的理论研究均考虑了两接触面间的微观形貌、间隙及滑油的影响23，并进一步考虑了滑油黏压黏温效应45，提高了理论计算精度。相对连杆大端或主轴承等部位，活塞销在工作过程承受的载荷冲击大，弹性变形大，但线速度低，动力学特性对液动润滑和粗糙接触的影响较大，因此在理论分析中需综合考虑动力学和摩擦学特性。文献 6 中利用龙格库塔方法建立了考虑活塞销弹性变形的活塞销 衬套液动润滑模型，并分析了转速对润滑性能的影响。文献 7 中揭示了不同润滑模型和结构对多种润滑参数的影响规律，分析了结构参数设计中权衡润滑性能和可靠性的方法。文献 89 中研究表明，对活塞销 衬套润滑性能影响较大的参数主要有间隙、型线、粗糙度和转速。以上研究从理论角度进行了深入分析，缺乏直接的试验研究以验证计算模型的精度。试验研究是对研究对象进行分析的最直接手段，也是理论分析的基础，具有不可替代性，但受往复式发动机缸内结构和工况的制约，难以直接对其进行润滑及动力学相关试验研究10，因此平台试验是重要的试验数据来源。轴承润滑性能试验台有多种形式1113，但其运动副机理与活塞销 衬套的区别较大，而针对活塞销 衬套结构的摩擦磨损试验台的相关研究较少。文献 14 中设计了由往复摇摆的活塞销和两块可施加载荷的金属半圆环组成的试验台，以模拟实机中活塞销相对衬套的摆动及受到衬套施加的载荷作用。在此基础上，文献 15 中进一步设计了衬套结构，分析了不同参数对摩擦温升等性能的影响。以上试验台的原理基于假设的理想化的活塞销及衬套运动，可以评估轴承材料润滑性能，但仍不能完全揭示实机中活塞销的润滑及动力学特性，同时未结合弹流润滑进行理论分析。本文中以一种新型活塞销 衬套摩擦磨损试验台为研究对象，试验台采用弹簧模拟气缸压力的作用，通过导轨约束活塞的运动，直接模拟实际发动机活塞活塞销连杆的运动形式，以摆脱实机对活塞销 衬套结构的空间约束，通过连杆小端的独立供油管路可调整活塞销 衬套的供油条件，测量活塞销相对连杆衬套的轴心轨迹，以实现对活塞销和衬套的润滑性能、动力学性能的测量分析。同时进行运动副耦合摩擦学与动力学的仿真分析，以揭示不同轴承间隙、粗糙度对活塞销 衬套润滑特性的影响。1基本理论1.1液动润滑模型对于存在润滑剂的两粗糙表面，当界面间的间隙与两表面综合粗糙度处同一量级时，粗糙度对雷诺方程的影响不可忽略，主要以平均雷诺方程中各流量因子来体现，如式（1）所示。x(xh3px)+y(yh3px)=6u(-hTx+xx)+12-hTt（1）式中，x、y分别为 x、y 两方向的压力流量因子；s为剪切流量因子；为两表面间的综合粗糙度；为滑油的黏度；p 为滑油压力；u 为轴相对轴瓦的线速度；-hT为实际油膜厚度的平均值；h 为名义油膜厚度；t 为时间。1.2粗糙接触模型载荷通过滑油油膜和粗糙微凸峰共同承担，当实际油膜厚度足够小，两界面上的微凸峰发生接触产生粗糙接触，单个粗糙微凸峰接触压力 pa和实际接触面积 Ac分别如式（2）、式（3）所示。pa=16215()2EAF5/2(H)（2）Ac=2()2AF2(H)（3）xs 18内燃机工程2023年第 3期F5/2(H)=2.139 9 10-4 3.804ln()4-H+1.34 ln(4-H)2H 3.51.12 10-4(4-H)1.944 73.5 4（4）F2(H)=1.705 10-4 4.504ln(4-H)+1.37 ln(4-H)2H 3.58.812 3 10-5(4-H)2.153.5 4（5）式中，为粗糙表面的峰元密度；为微凸体高度或曲率半径；E 为综合杨氏模量；A 为名义接触面积；H 为膜厚比，由式（6）计算。H=h/（6）1.3摩擦功耗液动润滑效应对混合润滑状态下的摩擦系数有较大的影响，总摩擦系数a可视作体接触摩擦系数solid和微观弹性流体摩擦系数EHL之和，其表达式如式（7）所示。a=solid+EHL=0e-b/LN+ccLN(1-e-b/LN)（7）式中，0为库仑摩擦系数；b、c 为经验值，此处分别取值为 10 000 和 100；LN为 Sommerfeld 特征数；c为微凸体接触比。载荷由流体和表面粗糙微凸峰来共同承担，摩擦力也由流体间的液动剪切应力h和微凸体间的接触剪切应力a共同产生，其计算公式见式（8）、式（9）。h=uh（8）a=paa（9）轴瓦表面 A 区域内，微凸体粗糙接触和流体剪切应力产生的总的摩擦功耗如式（10）所示。Pf=uA (h+a)dxdy（10）2试验台计算模型建立2.1活塞销衬套摩擦磨损试验台活塞销衬套摩擦磨损试验台（以下简称试验台）由动力驱动模块、被测模块、载荷加载模块和滑油供给系统等组成，其结构如图 1 所示。驱动单元通过链轮机构驱动曲轴以稳定转速旋转，曲柄连杆机构将曲柄销的转动转化为活塞的往复运动。载荷加载模块通过特定工装，如调节手轮、冲击弹簧和等压弹簧，使活塞沿滑轨往复运动过程中压缩冲击弹簧产生与气缸压力相近的弹簧力，以模拟活塞连杆机构真实的工作状态，标定工况下，本试验台的弹簧载荷峰值为 80 kN，转速为 200 r/min。试验台设置了润滑系统，并通过供油管路对连杆小端衬套供油，以保证试验过程中连杆小端衬套的供油流量可调。被测单元包含活塞、活塞销连杆和轴心轨迹测量结构，活塞销两侧加装可拆卸挡片代替活塞内部卡簧，约束活塞销轴向窜动。两个电涡流位移传感器探头分别安装在连杆衬套一侧的同一平面上且互为 90分布，用以测量活塞销相对于连杆衬套的轴心轨迹，被测单元结构的测量系统如图 2 所示，试验台的结构参数和测量系统参数分别如表 1、表 2 所示。2.2试验台模型建立2.2.1缩减模型建立试验台有限元模型主要包括活塞体、连杆（含衬套及连杆瓦）、曲柄销和活塞销。对几何模型进行简图 1活塞销衬套试验台结构图 2被测单元结构及测试系统 192023年第 3期内燃机工程化，忽略对动态特性影响较小的退刀槽、轴颈上的油道与油孔、各结构的倒角与圆角等局部几何特征，在完成网格划分后对各部件赋予材料属性。润滑特性计算过程涉及平均雷诺方程的求解，为了提高计算效率，采用自由界面子结构法（CraigChang 法）建立缩减模型。以活塞销和连杆部件为例，有限元与缩减体模型对比如图 3 所示。表 3 和表 4 分别为活塞销和连杆缩减前后的模态频率。由表可得缩减体与有限元模型各阶模态误差均在 1%以内，验证了缩减体的动力学特性的正确性。2.2.2动力学模型图 4 是建立的试验台多体动力学模型，模型包括活塞、活塞销、连杆及曲柄销部件，主要建立以下连 接 副：（1）活 塞 与 外 部 机 架 间 建 立 液 动 润 滑（elastohydrodynamic，EHD）连接副，约束活塞的横向运动，以模拟导轨对活塞水平方向的约束；（2）活塞销中部与连杆小端衬套建立 EHD 连接副，以模拟活塞销 衬套间隙中油膜特性；（3）活塞销两端与活塞销孔内表面节点分别建立 EHD 连接副，以模拟活塞销 销孔内油膜特性；（4）连杆大端与曲柄销之间建立非线性弹簧轴承连接副，以模拟曲柄销对连杆大端的约束。用前述的缩减体，并定义各连接副，根据试验结果对活塞顶部施加图 5 所示的载荷。由于试验台磨合后主要连接副（衬套表面和两侧销孔）的表面轮廓均存在变形，将磨合后的轮廓线作为输入参数，活塞销孔及衬套表面轮廓线如图 6 所示。3试验结果分析3.1仿真模型的试验验证计算得到标定工况极坐标下的连杆小端衬套所受载荷、实测与动力学仿真的轴心轨迹对比分别如图 7 和图 8 所示。由图可得，活塞销对连杆小端衬套施加的载荷主要集中在衬套下部，对应的活塞销轴心轨迹也处于衬套下部。表 3活塞销有限元模型与缩减模型模态对比模态1234频率/Hz有限元模型7 44812 47817 49920 664缩减模型7 45112 48217 50320 675误差/%0.1750.1120.5940.537振型弯曲模态弯曲模态扭转模态弯曲模态表 2试验台主要测量参数序号123测量参数曲轴转速曲轴上止点轴心轨迹传感器型号POSITAL UCD AMH38编码器东华 5E101位移传感器技术参数误差 0.05量程 01 mm，精度 0.01 mm表 1试验台结构参数项目曲柄半径/mm连杆中心距/mm销孔宽度/mm衬套间隙/mm参数48144250.02项目衬套内径/mm衬套宽度/mm曲柄销外径/mm主轴颈半径/mm参数3029.65054图 3主要部件有限元模型和缩减模型图 5标定工况的弹簧作用力图 4试验台被测模块动力学模型表 4连杆有限元模型与缩减模型模态对比模态1234频率/Hz有限元模型1 4421 9422 6454 672缩减模型1 4551 9262 6324 631误差/%-0.8930.8310.4930.885振型弯曲模态弯曲模态弯曲模态扭转模态 20内燃机工程2023年第 3期采用相关系数评价实测和计算轴心轨迹的相似性，其计算如式（11）式（13）所示。r(Z1，Z2)=C()Z1，Z2V(Z1)V(Z2)（11）Z1=x12+y12（12）Z2=x22+y22（13）式中，C（Z1，Z2）为 Z1与 Z2的协方差；V（Z1）和 V（Z2）分别为 Z1、Z2的方差；x1、x2、y1、y2分别代表两轨迹的横纵坐标。计算得到实测和计算轴心轨迹相关性为0.81。由于轴心轨迹安装基座固定于连杆小端，试验台工作过程中连杆存在明显的宏观运动和冲击，基座的微幅振动不可避免，导致轴心轨迹的测量存在一定误差。综合判断，图 8 中两条曲线有较强的相关性，验证了计算模型的正确性。图 9 为一周期内两侧活塞销孔、衬套与活塞销之间的摩擦功耗对比。由图 9 可知，活塞销与衬套的摩擦功耗远大于活塞销孔处产生的摩擦功耗，且衬套处产生的摩擦功耗中液动润滑和粗糙接触产生的摩擦功耗比例处于同一量级，活塞销孔处的摩擦功耗基本均来自粗糙接触。在最大压力处的油膜总压分布图如图 10 所示。由图 10 可知最高燃烧压力时刻，活塞销对衬套的载荷基本集中在 180，对应轴心轨迹均接近衬套下端，活塞销由于自身弹性和衬套、销孔的作用力产生弯曲，导致粗糙接触主要集中在衬套两端边缘。根据前文所述，衬套活塞的摩擦学特性对整机性能影响最大，因此下文仅针对活塞销 衬套润滑性能进行不同参数的影响规律分析。3.2间隙的影响间隙是轴承润滑性能的重要影响因素之一，其经验值为直径的 0.1%左右，为了在计算中尽可能考虑不同润滑状态的影响，将间隙分别设置为 0.02 mm、0.04 mm、0.06 mm、0.08 mm、0.10 mm，提取不同轴承间隙下的粗糙接触载荷占比、最小油膜厚度及膜厚比、摩擦功耗随间隙增加的变化趋势。图 11 是标定工况下粗糙接触载荷比随间隙变化规律。由图 11 可知随着间隙增大，粗糙接触占比的均值和最大值均降低，说明在一定范围内增加间图 8标定工况下活塞销轴心轨迹对比图 9标定工况下衬套和活塞销座孔摩擦功耗对比图 7极坐标下衬套所受载荷曲线图 6活塞销座孔及衬套表面轮廓线图 10上止点时活塞销各部位油膜压力分布 212023年第 3期内燃机工程隙可以总体上增加液动润滑占比。图 12 为标定工况下最小油膜厚度和膜厚比随间隙的变化规律。由图 12 可知，随着间隙增加，最小油膜厚度减小，但对应膜厚比均远小于 3。这主要是由于试验台的结构导致最小油膜厚度基本上集中于最大压力时刻和衬套下端两侧，且其润滑状态主要受载荷及活塞销结构刚度制约，随着间隙的增加，油膜承压能力下降，导致局部的最小油膜厚度降低。图 13 为标定工况下液动润滑和粗糙接触产生的摩擦功耗随间隙变化的规律。由图 13 可知，随着间隙增加，液动润滑产生摩擦功耗增加。这主要是由于随着间隙增加，液动润滑区域占比增加，且油膜厚度增加，油膜剪切应力产生的摩擦功耗增加。而随着间隙增加，虽然最小油膜厚度减小，但由于在间隙变化区域内膜厚比并未发生显著变化，说明粗糙接触区域的润滑状态变化不大，结合图 11 可知粗糙接触面积占比下降较为明显，总体粗糙接触产生的摩擦功耗有一定的下降。由此可知，适当增加活塞销衬套间隙可以减少粗糙接触比，但活塞销与衬套粗糙接触部位最小油膜厚度降低。因此在发动机活塞销衬套设计时除关注配合间隙之外，还应注重衬套及活塞销的轮廓线设计和活塞销刚度，以最大可能提高润滑性能。3.3粗糙度的影响轴承表面的粗糙度对平均雷诺方程系数有重要影响。根据相关国家标准15，连杆衬套内圆表面粗糙度应不大于 0.63，同时考虑极端工况的影响，将衬套表面粗糙度范围设定为 0.10.9，计算不同衬套表面粗糙度对粗糙接触载荷比、最小油膜厚度、膜厚比和摩擦功耗的影响。图 14、图 15 分别为标定工况下粗糙接触载荷比和最小油膜厚度随粗糙度的变化规律。对比可得，随着粗糙度增加，粗糙接触占比增加，最小油膜厚度变化不大，但平均油膜厚度有较大增加。从膜厚比来看，粗糙度的增加导致平均膜厚比略微增加，但最小膜厚比呈下降趋势。这主要是由于在最大压力时刻粗糙度的适当增加虽然增大了粗糙接触面积，但在其他时刻增加粗糙度提高了滑油的流动，增强了最小油膜厚度的平均值，由于膜厚比的增量非常小，总体润滑状态变化不大。图 13摩擦功耗随间隙变化规律图 15最小油膜厚度和膜厚比随粗糙度变化规律图 14粗糙接触载荷比随粗糙度变化规律图 12最小油膜厚度和膜厚比随间隙变化的规律图 11粗糙接触载荷比随间隙变化的规律 22内燃机工程2023年第 3期图 16 为标定工况下摩擦功耗随衬套粗糙度的变化规律。对比可知，粗糙度增加虽然提高了油膜的承载能力，但由于总体膜厚比均值变化不大，液动润滑产生的摩擦功耗仅有微幅的降低，粗糙接触占比随粗糙度增加而增加，同时膜厚比不变意味着粗糙接触区域对应的摩擦系数变化不大，因此粗糙摩擦功耗升高明显。由以上分析可知，在一定范围内增加粗糙度可以增加油膜承载能力，但不会显著改变活塞销 衬套的润滑状态，粗糙接触产生的摩擦功耗增加。在进行发动机活塞销衬套设计时，需根据载荷及设计需求选择合适的表面粗糙度。4结论（1）对所建立的活塞销 衬套试验台耦合摩擦学动力学模型的试验验证证明了模型的正确性，基于该模型针对标定工况的计算结果分析表明：活塞销的摩擦功耗主要来自于衬套，且摩擦功耗在最大压力时刻达到峰值。（2）一定范围内增加间隙可以增加连杆小端衬套中液动润滑占比；间隙过大会导致最高燃烧压力时刻油膜承压能力下降，局部的最小油膜厚度降低；间隙增加导致液动润滑产生摩擦功耗增加，但总体粗糙接触产生的摩擦功耗有一定的下降。（3）随着粗糙度增加，活塞销 衬套载荷中粗糙接触占比增加，最小油膜厚度变化不大但平均油膜厚度绝对值明显增加，平均膜厚比轻微增加而最小膜厚比下降；液动润滑产生的摩擦功耗微幅降低，粗糙接触摩擦功耗明显升高。参考文献：1 PATIR N，CHENG H S.An average flow model for determining effects of three-dimensional roughness on partial hydrodynamic lubrication J.Journal of Lubrication Technology-Transactions of the ASME，1978，100：1217.2 WANG Q，SHI F，LEE S C.A mixed-lubrication study of journal bearing conformal contactsJ.Journal of Tribology，1996，119（3）：456461.3 张利敏，王延荣，熊毕伟，等.某柴油机连杆小头结构参数优化J.内燃机工程，2017，38（3）：112116.ZHANG L M，WANG Y R，XIONG B W，et al.Optimization of structural parameters of con-rod small end of a diesel engineJ.Chinese Internal Combustion Engine Engineering，2017，38（3）：112116.4 ALLMAIER H，PRIESTNER C，REICH F M，et al.Predicting friction reliably and accurately in journal bearingsthe importance of extensive oil-modelsJ.Tribology International，2012，48：93101.5 FATU A，HAJJAM M，BONNEAU D.A new model of thermoelastohydrodynamic lubrication in dynamically loaded journal bearingsJ.Journal of Tribology-Transactions of the ASME，2006，128（1）：8595.6 张俊岩，左正兴，王晓力，等.活塞销轴承混合润滑特性研究J.内燃机学报，2010，28（1）：7984.ZHANG J Y，ZUO Z X，WANG X L，et al.Analysis of the performance of piston pin bearing in mixed lubricationJ.Transactions of CSICE，2010，28（1）：7984.7 BA L，HE Z P，LIU Y H，et al.Analysis of pistonpin lubrication considering the effects of structure deformation and cavitationJ.Journal of Zhejiang University（Science A），2015，16（6）：443463.8 RAVN P，SHIVASWAMY S，ALSHAER B J，et al.Joint clearances with lubricated long bearings in multibody mechanical systemsJ.Journal of Mechanical Design，2000，122（4）：484488.9 张利敏，王根全，王延荣，等.某型柴油机活塞销轴承磨损分析及表面型线设计 J.兵工学报，2018，39（10）：18921900.ZHANG L M，WANG G Q，WANG Y R，et al.Profile design and seizure analysis of piston pin bearing of a diesel engineJ.Acta Armamentarii，2018，39（10）：18921900.10XIAO J W，QIN W J，XU S J.Interference and thickness design of bushing of connecting rod small end for anti-loosening J/OL.Engineering Failure Analysis，2021，127：105556（2021-06-23）2021-06-28.DOI：10.1016/j.engfailanal.2021.105556.11ALLMAIER H，PRIESTNER C，REICH F M，et al.Predicting friction reliably and accurately in journal bearings-extending the EHD simulation model to TEHDJ.Tribology International，2013，58：2028.12SANDER D E，ALLMAIER H，PRIEBSCH H H，et al.Simulation of journal bearing friction in severe mixed lubricationvalidation and effect of surface smoothing due to running-inJ.Tribology International，2016，96：173183.13PRIESTNER C，ALLMAIER H，PRIEBSCH H H，et al.Refined simulation of friction power loss in crank shaft slider bearings considering wear in the mixed lubrication regimeJ.Tribology International，2012，46（1）：200207.14ETSION I，HALPERIN G，BECKER E.The effect of various surface treatments on piston pin scuffing resistanceJ.Wear，2006，261（7）：795791.15刘吉良，张利敏，向建华，等.连杆小头轴承典型工作状态台架模拟试验 J.内燃机学报，2019，37（5）：462470.LIU J L，ZHANG L M，XIANG J H，et al.Bench simulation test study on typical working conditions of connecting rod small end bearing J.Transactions of CSICE，2019，37（5）：462470.图 16摩擦功耗随粗糙度变化规律 23