發(fā)動(dòng)機(jī)連桿襯套磨損原因分析

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿襯套磨損原因分析

1小頭和襯套的拉響特性支撐桿通常用過度合作的方式將桿的小頭緊密放在一根毛發(fā)上。連桿小頭襯套是發(fā)動(dòng)機(jī)的主要易損件之一。其工作的可靠性與壽命,將直接影響到內(nèi)燃機(jī)的工作可靠性指標(biāo)。在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行的過程中,連桿小頭受到活塞銷交變載荷以及連桿自身的慣性力的影響。由于連桿小頭和襯套的材料特性的不同,其接觸面上在承受相同的接觸壓力時(shí)會(huì)產(chǎn)生不同程度的變形,導(dǎo)致兩接觸體在接觸面上相互錯(cuò)動(dòng),即為微動(dòng)。由于連桿襯套承受的是呈周期變化的活塞銷傳遞的交變載荷,所以其過盈配合的接觸面會(huì)出現(xiàn)不斷變化的微動(dòng)幅值,進(jìn)而產(chǎn)生變化的微動(dòng)接觸區(qū)。微動(dòng)不但會(huì)引起微動(dòng)磨損,還會(huì)引起微動(dòng)疲勞,進(jìn)而使襯套萌生裂紋或者產(chǎn)生過度磨損,最終導(dǎo)致襯套過盈量的不足。過盈量不足易使連桿與活塞運(yùn)動(dòng)不一致,產(chǎn)生沖擊發(fā)動(dòng)機(jī)汽缸,使發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲加大,傳遞效率嚴(yán)重下降,功率也隨著一起下降。如果襯套轉(zhuǎn)動(dòng)幅度較大堵塞油孔的話,會(huì)導(dǎo)致襯套和小頭進(jìn)行干摩擦。有時(shí)由于供油不足襯套和活塞銷抱死可引起連桿斷裂。給發(fā)動(dòng)機(jī)帶來嚴(yán)重的破壞。因此研究連桿和襯套之間的微動(dòng)特性對提高連桿襯套的使用壽命意義重大。2存在的問題分析柴油機(jī)連桿襯套是連桿小頭和活塞銷的重要連接部件,它實(shí)際上是連桿小頭軸承的軸承襯墊,通常以過盈的方式與連桿小頭的軸承座孔相配合。在實(shí)際工作中承受著連桿組件慣性力和活塞傳遞的爆發(fā)壓力的交替作用。又由于汽缸工作溫度的影響,連桿襯套工作溫度一般在150℃左右,且連桿組件慣性力較高,加上油膜潤滑不充分,工作條件十分惡劣。連桿襯套會(huì)出現(xiàn)磨損、燒蝕和沖蝕。嚴(yán)重的會(huì)堵死油孔引發(fā)事故。在設(shè)計(jì)環(huán)節(jié)當(dāng)中,襯套的結(jié)構(gòu)參數(shù)包括結(jié)構(gòu)尺寸、與活塞銷的配合間隙和重量等參數(shù)都將影響發(fā)動(dòng)機(jī)的曲柄連桿機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì),以及發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲和振動(dòng)控制等技術(shù)性能指標(biāo)。因此,隨著內(nèi)燃機(jī)的經(jīng)濟(jì)指標(biāo)與技術(shù)指標(biāo)的提高,對連桿小頭襯套的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、制造技術(shù)以及零件質(zhì)量的要求也在不斷地提高。通過上面的分析可知,連桿小頭襯套需要有以下幾個(gè)方面的良好特性:(1)較好的耐磨性、高的承載能力;(2)小的干摩擦系數(shù);(3)較好的抗粘咬性;(4)彈性模量和結(jié)構(gòu)剛度大;(5)結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量輕;(6)經(jīng)濟(jì)性好。所以對連桿小頭的各項(xiàng)性能的分析是必不可少的。只有在熟知襯套各種參數(shù)對其性能的影響,才能根據(jù)不同的工況條件,設(shè)計(jì)出合適的連桿襯套。3黃連套筒接觸有限模擬分析3.1基于anasas的新的動(dòng)力學(xué)分析發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小頭和襯套由于承受過盈壓力和活塞銷傳遞的交變載荷的影響,且兩者的材料不同,已經(jīng)構(gòu)成了形成微動(dòng)的條件。在爆壓時(shí)刻,受到巨大爆壓載荷的影響,由于材料的特性不同,必然會(huì)引起相同接觸位置不同的材料變形。這就導(dǎo)致接觸面之間的相互錯(cuò)動(dòng),而當(dāng)活塞運(yùn)動(dòng)到上止點(diǎn)時(shí),活塞銷傳遞的力又較小,和爆壓時(shí)刻相比基本可以忽略。所以可以近似的認(rèn)為,經(jīng)過一個(gè)周期后,活塞銷所傳遞的載荷完全卸載。在這種周期載荷的作用下,必然會(huì)在連桿和襯套的接觸面間形成周期的接觸面間滑移運(yùn)行模式。長時(shí)間的微動(dòng)就會(huì)導(dǎo)致微動(dòng)磨損,減小襯套的過盈量,對發(fā)動(dòng)機(jī)造成潛在的危害。因此,本文意在通過有限元軟件ansys對連桿襯套微動(dòng)特性進(jìn)行研究分析,找出影響微動(dòng)特性關(guān)鍵參數(shù)和微動(dòng)之間的關(guān)系。通過調(diào)整相關(guān)的參數(shù),提出合理的降低微動(dòng)磨損的措施。本文采用ANSYS中solid186、TARGEl70和CONTAl74來模擬連桿和襯套的接觸過程。對于連桿小頭和襯套的接觸,由于連桿小頭和活塞銷的彈性模量都大于襯套的彈性模量,且本文更關(guān)注的是襯套的變形分析。所以分別把連桿小頭內(nèi)表面和活塞銷外表面作為接觸的目標(biāo)面,把襯套的內(nèi)外表面作為接觸面建立接觸對。本文的建立的接觸對如圖3.1所示。3.2元模型的構(gòu)建3.2.1連續(xù)線模型的建立本文以某型發(fā)動(dòng)機(jī)的連桿小頭為研究對象,連桿小頭的實(shí)體結(jié)構(gòu)如圖3.2所示。該結(jié)構(gòu)包括三部分,連桿小頭、襯套和活塞銷。其中小頭的內(nèi)徑為28.5mm,外徑45mm,軸向長度為50mm。襯套的內(nèi)徑為26.05mm,外徑為28.55mm。在連桿小頭和襯套有斜八度的切角?；钊N的外徑為25.9mm,內(nèi)徑為12.95mm,長度為100mm。由于模型和所受外載荷的對稱性,取1/2連桿小頭、襯套和活塞銷建立模型。又由于本文主要研究連桿小頭和襯套接觸面間的微動(dòng)特性。所以在建模的時(shí)候我們只取連桿的上半部分,且對桿身做了簡化。根據(jù)圣維南原理,這并不影響分析結(jié)果。3.2.2實(shí)體的彈性模量分析選取單元的類型為實(shí)體SOLID186單元,采用掃略的方式對實(shí)體進(jìn)行網(wǎng)格劃分,把實(shí)體全部離散為六面體單元。連桿的材料為中碳鋼,其彈性模量E=210GPa,泊松比μ=0.3。襯套的彈性模量E=110GPa,泊松比μ=0.3。活塞銷的彈性模量E=205GPa,泊松比μ=0.3。結(jié)構(gòu)的有限元模型如圖3.3所示:3.3表面等效應(yīng)力的影響爆壓時(shí)刻是連桿小頭組件最危險(xiǎn)的時(shí)刻,此時(shí)連桿和襯套的等效應(yīng)力最大。當(dāng)摩擦系數(shù)為0.3,過盈量為0.05mm時(shí),通過計(jì)算后可得在最大爆壓處連桿小頭的等效應(yīng)力云圖如圖3.4所示。襯套的等效應(yīng)力云圖如圖3.5所示:從圖3.4中可以看出,連桿小頭的外部等效應(yīng)力小于內(nèi)表面處的等效應(yīng)力。對于整個(gè)連桿小頭,在爆壓時(shí)刻,連桿小頭內(nèi)表面上下承壓區(qū)處的等效應(yīng)力較大,下面的等效應(yīng)力要大于上面的等效應(yīng)力。內(nèi)表面兩側(cè)的等效應(yīng)力較小。在爆壓時(shí)刻,連桿小頭的最大等效應(yīng)力為452.25MPa,發(fā)生在連桿小頭內(nèi)表面下部邊沿處,連桿小頭多采用材料40Cr合金鋼,該材料的屈服極限為780MPa。此時(shí)連桿的最大等效應(yīng)力小于連桿材料的屈服極限,滿足應(yīng)力要求。同樣,從圖3.5中可以看出,襯套的外表面的等效應(yīng)力要小于內(nèi)表面的等效應(yīng)力。在內(nèi)表面,襯套的等效應(yīng)力在下部承壓區(qū)處較大,也是在邊沿處最大,沿襯套軸線向里逐漸減小。在襯套的上部,應(yīng)變化不明顯,等效應(yīng)力相對較小。襯套的最大等效應(yīng)力為263.93MPa,發(fā)生在連桿小頭內(nèi)表面下部邊沿處,襯套的材料多采用錫青銅,該材料的屈服極限為560MPa。襯套的最大等效應(yīng)力也小于襯套材料的屈服極限,滿足應(yīng)力要求。連桿和襯套等效應(yīng)力在邊沿最大,沿著軸線向內(nèi)呈減小的狀態(tài)主要是因?yàn)榛钊N在加載后,發(fā)生了小幅度的彎曲,導(dǎo)致在襯套邊沿的傳遞的接觸壓力最大。同時(shí)也因?yàn)檫^盈配合時(shí),由于邊沿效應(yīng)的作用,邊沿的接觸壓力要比里面的接觸壓力稍大。大的接觸壓力導(dǎo)致較大的等效應(yīng)力。4連接保護(hù)套的微動(dòng)特性分析4.1滑移幅值的計(jì)算從連桿和襯套的變形中可以分析他們之間的微動(dòng)情況。由于連桿和襯套的材料不同,其接觸面上承受相同的接觸壓力和切向力時(shí)其變形值會(huì)不同,這就產(chǎn)生接觸面之間的相互微小的錯(cuò)動(dòng)。既是產(chǎn)生微動(dòng)的原因。靜力接觸分析可以得到兩實(shí)體接觸面間的錯(cuò)動(dòng)位移值,即為最大滑移幅值。在周期載荷的作用下,通過載荷的加卸載,兩接觸面之間會(huì)近似的以這個(gè)位移幅值進(jìn)行周期的微動(dòng)滑移。在非線性分析中,系統(tǒng)的應(yīng)力應(yīng)變是一個(gè)不可逆的過程,力的加載順序會(huì)影響實(shí)體的應(yīng)力應(yīng)變。且在卸載力后,系統(tǒng)也不可能完全恢復(fù)未加載前。同時(shí)還存在一定的應(yīng)力應(yīng)變滯后性。但是在卸載后系統(tǒng)還是會(huì)向著未加載時(shí)的系統(tǒng)恢復(fù)。所以通過有限元分析,加載后的滑移距離還是可以代表兩表面間的滑移幅值的規(guī)律的。靜力接觸分析中滑移幅值的大的地方在實(shí)際的工況下還會(huì)是微動(dòng)幅值最大的地方。只不過實(shí)際的滑移幅值會(huì)比模擬的略小。在周期力的作用下,兩表面會(huì)近似的以模擬的幅值進(jìn)行周期的微動(dòng)滑移。4.2承壓區(qū)邊緣應(yīng)力分析通過有限元的計(jì)算,當(dāng)過盈量為0.05mm,摩擦系數(shù)為0.3時(shí),爆壓時(shí)刻連桿和襯套接觸時(shí)的接觸壓力和摩擦應(yīng)力如圖4.1、4.2所示。從接觸壓力的云圖圖4.1可以看出,襯套外表面下部承壓區(qū)邊沿的接觸壓力最大,沿襯套軸線向里逐漸的減小。襯套外表面上部邊沿處接觸壓力較小。沿軸線向里反而增大。這是因?yàn)閮?nèi)部由于活塞銷在兩端承受活塞爆壓在載荷時(shí)。發(fā)生彎曲,活塞銷中間部位和襯套上部分有一定的接觸所產(chǎn)生的。最大接觸壓力在承壓區(qū)邊沿為221.187MPa。由摩擦應(yīng)力的云圖圖4.2可以看出,除了襯套下部承壓區(qū)中心線附近,襯套摩擦應(yīng)力整體呈邊沿較大向內(nèi)逐漸較小的趨勢。在襯套下部承壓區(qū),摩擦應(yīng)力沿邊沿向里先增大后減小。這主要因?yàn)檫呇靥幍慕佑|壓力太大,能提供的靜摩擦應(yīng)力較大,襯套的運(yùn)動(dòng)趨勢比較小。而沿著軸向里接觸壓力不斷的減小,所以運(yùn)動(dòng)趨勢要略大,摩擦應(yīng)力會(huì)有所增大。而在襯套最里面對稱面處,由于對稱的作用以及接觸壓力相對邊沿較小的原因,此處的運(yùn)動(dòng)趨勢也不明顯,摩擦應(yīng)力也較小。摩擦應(yīng)力在襯套外表面下部承壓區(qū)中間線處比較小,承壓區(qū)兩側(cè)邊沿處最大,而襯套兩側(cè)的摩擦應(yīng)力則較小。這是因?yàn)樵谝r套下半部分由于承受的接觸壓力較大,對應(yīng)的最大靜摩擦力也最大,同時(shí)承受的載荷為對承載荷。從第二節(jié)的關(guān)于徑向微動(dòng)理論的分析可知,在此處,連桿和襯套接觸面間很難有滑動(dòng)趨勢,所以對應(yīng)的摩擦應(yīng)力也較小。而沿著承壓區(qū)向外,由彈性接觸理論可知接觸壓力呈逐漸較小趨勢,對應(yīng)的能提供的最大靜摩擦力也在不斷的減小。所以連桿和襯套接觸面間會(huì)更易有滑動(dòng)趨勢,所產(chǎn)生的摩擦應(yīng)力也最大。而在兩個(gè)側(cè)面的摩擦應(yīng)力較小可以從接觸壓力云圖上清晰看出,在兩側(cè)的由于材料的變形嚴(yán)重導(dǎo)致兩側(cè)的接觸壓力較小。所能提供的摩擦應(yīng)力也較小。但又因?yàn)檫呇匦?yīng)的原因,在邊沿處的接觸壓力都較內(nèi)部大,所以產(chǎn)生的摩擦應(yīng)力也比內(nèi)部的大。最大摩擦應(yīng)力發(fā)生在爆壓時(shí)刻承壓區(qū)兩側(cè)邊沿的位置,為33.291MP