表面粗糙度對發(fā)動機連桿小頭軸承潤滑特性的影響

表面粗糙度對發(fā)動機連桿小頭軸承潤滑特性的影響

可靠性和可靠性的主要連接是發(fā)動機的可靠性和正直。它在傳遞力和矩陣方面發(fā)揮著重要作用。即使樹枝小的軸承的清潔質(zhì)量直接影響到發(fā)動機的工作性能，因此研究樹枝小承軸的清潔非常重要。考慮到連桿小頭軸承工作環(huán)境,需要承受的壓力較大,潤滑時的油膜厚度較小,如果軸承表面粗糙度的幅值與最小油膜厚度處于同一量級,那么表面粗糙度對軸承潤滑性能的影響不容忽視。連桿小頭軸承工作時與曲柄有相同的運動周期,在一個周期內(nèi),其運動可分為隨活塞的沿氣缸中心線的往復(fù)運動和繞活塞中心線的往復(fù)擺動,所受的載荷也是時刻改變的,這種軸承稱為動載軸承。關(guān)于動載軸承潤滑其中最具有代表性的算法有:Hahn的壓力疊加法(漢法)、Holland-Bütenseh?n的承載力矢量疊加法(H-B法)及Booker的遷移率法(MobilityMethod)。對于動載軸承,求解雷諾方程時的復(fù)雜性遠遠大于穩(wěn)態(tài)載荷,又由于當(dāng)時計算機水平的限制,以上的3種方法中都未涉及表面粗糙度對潤滑的影響。1969年,Christensen隨機模型的建立為考慮表面粗糙度的影響提供了依據(jù)。1993年,文獻用Christensen的隨機模型對有限長動載粗糙軸承進行了潤滑分析。但是從理論上講Christensen隨機模型僅是文獻提出的平均流量模型的特例;1999年,文獻首次將平均流量模型與Hahn法求解思想結(jié)合起來,采用線性迭加原理和數(shù)據(jù)庫技術(shù),使快速求解考慮粗糙度影響的動載軸承潤滑問題成為可能。本文借用平均流量模型引入了表面粗糙度,與Greenwood和Tripp接觸壓力的計算模型相結(jié)合,探索出了同時考慮動壓和擠壓效應(yīng),又考慮表面粗糙度的方程的求解思路,并用有限差分法對有關(guān)方程進行了求解,得出了表面粗糙度對膜厚比、承載特性及摩擦力等潤滑特征的影響。1數(shù)學(xué)模型1.1油膜厚度t的計算忽略其他因素的影響,采用文獻提出的等溫條件下不可壓縮流體潤滑問題的平均流量模型,二維平均Reynolds方程為??x(Φxh3?p?x)+??y(Φyh3?p?y)=6ηu(?-hΤ?x+σ?Φs?x)+12η?-hΤ?t(1)??x(Φxh3?p?x)+??y(Φyh3?p?y)=6ηu(?hT??x+σ?Φs?x)+12η?hT??t(1)其中,Φx、Φy為壓力流量因子;Φs為剪切流量因子;σ為表面粗糙度綜合均方根值;η為潤滑劑的黏度;p為流體壓力;u為軸徑旋轉(zhuǎn)的線速度;-hΤhT?為實際油膜厚度的數(shù)學(xué)期望;h為名義油膜厚度;t為時間。邊界條件如下:(1)周期性邊界條件p|θ=0=p|θ=2πp|θ=0=p|θ=2π(2)對稱性邊界條件?p?y|y=B/2=0(3)端面邊界條件p|y=0=p|y=B=0(4)油膜破裂邊界條件?p?θ|θ=θξ=0,p|θ=θξ=0其中,B為軸承寬度;θξ為油膜破裂的位置。1.2粗糙度的表征當(dāng)考慮到軸承表面的粗糙度時,軸承所受的外載由流體承載和微凸體承載兩部分組成,流體承載量為油膜壓力在承載面積上的積分。在油膜厚度小于表面粗糙度的地方,軸和軸承表面的微凸體發(fā)生接觸,承擔(dān)一部分的外載荷,在此應(yīng)用文獻接觸理論,峰元的承載量為WA=(16√215)π(ηβσ)2E′√σβAF5/2(Η)(2)實際接觸面積為Ac=π2(ηβσ)2AF2(Η)(3)其中,η為粗糙表面的峰元密度;β為峰元曲率半徑,在分析中取ηβσ和σ/β分別為0.05、0.0001;E′綜合楊氏模量;A為名義接觸面積。F5/2(H)可以用下式來計算:F5/2(Η)={2.1399×10-4(3.804ln(4.0-Η)+1.34(ln(4.0-Η))2)Η≤3.51.12×10-4(4-Η)1.94473.5<Η≤40Η>4F2(Η)={1.705×10-4(4.504ln(4.0-Η)+1.37(ln(4.0-Η))2)Η≤3.58.8123×10-5(4-Η)2.153.5<Η≤40Η>4其中,H=h/σ。1.3剪切應(yīng)力因子由于軸承表面為粗糙的,則潤滑時的摩擦力由流體黏性摩擦力和表面峰元摩擦力兩部分組成。流體黏性剪切應(yīng)力可表示為τ1=-ηuh(h<1hΤ>φfs)+φfph2?p?xτ2=(σ2σ)2(φfph-ˉhΤ?p?x-2ηuhφfs)其中,φfs、φfp為剪切應(yīng)力因子。作用在軸承表面的流體摩擦力為FΗ=?A(τ1+τ2)dxdy(4)當(dāng)表面峰元發(fā)生接觸時,峰元的剪切應(yīng)力為τA=τ0+apc其中,τ0為表面峰元剪切應(yīng)力;a為表面峰元剪切強度隨壓力的變化率。把τA在整個實際接觸面積上積分,可得峰元摩擦力FA,即FA=τ0Ac+aWA(5)則軸承所受的總摩擦力為F=FΗ+FA2計算方法和流程2.1時間t對油膜面為零的情況在求解方程(1)的過程中,首先應(yīng)用有限差分法將其離散,然后根據(jù)假定的一個膜厚進行求解,使油膜承載WH和表面峰元WA的共同承載與軸承所受的外載荷W外相平衡,若不平衡就重新調(diào)整膜厚直到平衡為止。而對于時間t而言,在t0時刻假設(shè)所有對時間t的導(dǎo)數(shù)都為零,以后的步驟再加入對時間的導(dǎo)數(shù)。其流程如圖1所示。2.2求軸向軌跡的偏位角連桿小頭軸承的運動關(guān)系,如圖2所示。軸頸除去繞自身中心以角速度旋轉(zhuǎn)之外,在動載W的作用下軸心還按照一定的軌跡運動。選取?=0為參考坐標(biāo)軸,將軸心的運動分解到沿連心線方向和垂直連心線方向,則軸心運動的速度分量分別為cdε/dt和ed(ψ+?)/dt。其中?為載荷位置角,ψ為偏位角。要想求出每一時刻的軸心位置,就要求出偏心率ε、載荷位置角?及偏位角ψ。在求解平均流量模型時每一時刻的偏心率ε已經(jīng)求出,而載荷位置角?對時間t的導(dǎo)數(shù)d?/dt即為軸頸的轉(zhuǎn)速,以此來確定載荷的位置,因此求軸心軌跡的關(guān)鍵就是要求出偏位角ψ。將載荷W分解為沿連心線方向的分量Wx和垂直連心線方向的分量Wy,則有Wx=Δε(1-ε2)Wy=Δπε4(1-ε2)3/2Δ為軸承承載的綜合參數(shù),則有tanψ=WxWy=π4√1-ε2ε(6)3粗糙度對表面峰元的影響圖3所示為軸承的承載特性。結(jié)合圖2所示的軸承運動示意圖,半徑間隙為0.2mm,潤滑油的黏度為0.01Pa·s,以曲柄轉(zhuǎn)速為1500r/min來研究,粗糙度σ分別取0.4μm、0.6μm、0.8μm,以此來討論粗糙度對連桿小頭軸承潤滑的影響。首先根據(jù)給定的氣缸壓力和氣缸組件的一些參數(shù),求出軸承所受的外載荷,如圖4所示。如前面分析一樣,軸承的外載由油膜的承載和接觸微凸體的承載共同平衡。隨著外載荷的增大,為了承受更大的載荷,油膜厚度就會變薄,當(dāng)膜厚略小于表面粗糙度時就會有表面峰元的接觸,從而承擔(dān)了部分載荷。從圖3a、圖3b、圖3c中看出,隨著表面粗糙度的增大,表面峰元的承載量也隨之增大,粗糙度為0.4μm時的表面峰元承載的最大值為3045N,占此時總載荷的18.1%;當(dāng)粗糙度為0.6μm時,表面峰元承載的最大值為4681N,占此時總載荷的24.5%;當(dāng)粗糙度為0.8μm時,表面峰元承載的最大值為6024N,占此時總載荷的31.8%,這時的峰元承擔(dān)了相當(dāng)大的一部分載荷。評定油膜潤滑好壞的一個重要參數(shù),膜厚比λ=H/σ不容忽視。如圖5所示,這3種粗糙度下的膜厚比的比較。在一定范圍內(nèi),通常認為λ越大,潤滑狀態(tài)越好,隨著粗糙度的增加,膜厚比依次減小,這說明隨著軸承表面粗糙度的增加,軸承的潤滑是在下降的。粗糙度為0.4μm時的膜厚比大部分在3～6之間,只有外載很大時在3以下,當(dāng)粗糙度為0.6μm時膜厚比大部分在3～4之間,也僅僅只有一部分在3以下。而當(dāng)粗糙度增大到0.8μm時,在一個周期內(nèi)的膜厚比大部分都在3以下,潤滑條件不好。所以,為了讓軸承有一個良好的潤滑環(huán)境,就應(yīng)該在條件允許的條件下盡量減小表面粗糙度。粗糙度對摩擦力的影響主要體現(xiàn)在峰元摩擦力上。如圖6所示,粗糙度對流體摩擦力的影響不大,在摩擦力的最大處微凸體的摩擦力都大于流體的摩擦力,結(jié)合圖3發(fā)現(xiàn)微凸體摩擦力和微凸體承載有直接的關(guān)系,故微凸體摩擦力隨著峰元承載的增大而增大。如圖7所示,粗糙度對軸心軌跡的影響不是很大,其細微的差別就是在某時刻流體承載的不同而體現(xiàn)為偏心率的不同。根據(jù)前面的分析可知,粗糙度為由于0.4μm時微凸體承載是最小的,也就說相比之下,此時的流體承載最大,