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文|可乐

编辑|可乐

内燃机是现代交通工具和工业设备中的关键动力源之一，它们为我们的日常生活提供了巨大的便利，从汽车到大型船只再到军用坦克，内燃机在各个领域都扮演着不可或缺的角色。

其中一个关键组成部分是连杆小端轴承系统，它承受着极端工作条件下的高载荷、高温度和复杂的摩擦学与动力学耦合作用。小端轴承系统的可靠性和性能直接影响着整个发动机的工作稳定性和效率。

本研究着眼于探索内燃机连杆小端轴承系统的摩擦学和动力学行为，特别关注了弹性变形和热效应对这一系统的影响。

内燃机连杆小端轴承系统的摩擦学和动力学研究

连杆小端轴承系统是发动机旋转摩擦副中处于最严苛条件下的部分，显著的变形、高温度以及多轴承摩擦学和多体动力学的耦合作用使模拟变得具有挑战性。

本研究开发了一个新的考虑变形和热效应的小端轴承系统摩擦动力学模型，进行了一项全尺寸的发动机测试。

在考虑弹性变形和热效应后，轴向不均匀磨损和温升发生在轴承下表面。在压缩和工作冲程期间，活塞销减速停止，然后由于摩擦扭矩而加速，与简化的刚性模型不同。

经过100多年的发展，内燃机已经成为最广泛使用、热效率高、紧凑且价格最便宜的机械动力源之一。

用于重型卡车、船舶和军用坦克等的内燃机可能在未来几十年内继续发挥重要作用。

随着燃油经济性要求的增加和发动机排放法规的越来越严格，更加注重降低发动机摩擦。

在发动机中，连杆轴承和主轴承系统的摩擦损失约占总功率损失的30%，特别是，连杆小端轴承系统是发动机中处于最恶劣摩擦条件下的旋转摩擦副之一。

由于需要低摩擦和轻量化设计，小端轴承的设计越来越紧凑，因此在燃烧压力传递到曲轴-连杆系统时，它承受巨大的载荷。

小端轴承在润滑不足、大偏心度、显著变形和高温升的情况下运行。轴承和活塞销之间将发生严重的实体接触，导致高温、异常磨损或套筒松动。

甚至导致活塞开裂和缸套磨损，直接损坏整个发动机，为了提高发动机的可靠性和稳定性，有必要对小端轴承系统进行全面研究。

随后测试了连杆小端轴承的摩擦和磨损，他们利用磨损不确定性因子来表示小端轴承系统中磨损故障的概率。

摩擦温度升高会增加轴承磨损故障的概率，评估了激光表面微结构对活塞销抗卡剧性能的影响，结果表明，微结构可以改善摩擦性能。

使用振荡摩擦台研究了连杆小端轴承在不同条件下的温升变化，结果表明，在极端条件下，轴承表面温度可以达到300°C。

引入了一种新的铜制套筒到小端轴承中，发现在汽油发动机速度达到4500 rpm时可以减少摩擦损失。

小端轴承系统中活塞销的动态行为直接影响系统的摩擦学行为，需要精确测量。活塞销与缸套中的活塞在高速往复运动中移动，这在实验上很难观察，只有少数研究进行了。

有专家使用位移传感器和加速度传感器测量了半浮动活塞销的轴向中心轨迹，活塞销在上止点附近与活塞孔轴承顶部碰撞。

利用天平试验台和高速摄像机追踪了完全浮动活塞销的运动，结果表明，销的运动受外部载荷和润滑条件的显著影响。

内燃机连杆小端轴承系统的多体动力学和摩擦学建模

关于动力学方程，必须深入考虑多体效应，以估计小端轴承系统的瞬态动力响应，牛顿-欧拉方法将用于创建发动机小端轴承系统的多体动力学模型。

典型的发动机结构包括活塞、连杆、小端轴承、活塞销、曲轴和其他组件，此外，不同类型的船舶使用低速、中速和高速发动机。

低速发动机常见于大型海洋船只，而中速和高速发动机常见于内陆河船只，内陆河船只发动机的结构与商用车辆发动机基本相同。

系统中存在一个平动副和三个旋转副：活塞和气缸套的平动副，活塞销孔轴承和活塞销的旋转副，小端轴承和活塞销的旋转副，曲轴销和大端轴承的旋转副。

在发动机的工作冲程中，燃烧室内的气体压力驱动由活塞裙板引导的活塞运动，活塞销驱动连杆和小端轴承将燃烧压力转化为曲轴扭矩。

在其他冲程中，曲轴飞轮组通过活塞销和活塞销孔轴承驱动连杆使活塞上下运动，为随后的工作做准备。

对相关组件的全面力分析用于推导发动机小端轴承系统的动力学方程，根据活塞组件的力条件，活塞的运动由其惯性力、气体力和活塞裙板和活塞销孔轴承的支撑力决定。

作为椭圆偏微分方程，雷诺方程必须以定义的边界条件求解，由于其简单的形式和高效的求解效率，雷诺边界条件在工程计算中广泛应用。

连杆小端轴承通常以低速和重载方式运行，润滑油膜通常会降解，当油膜厚度与复合粗糙度小于4时，会发生颗粒接触。

颗粒接触可以使用Greenwood和Tripp（GT）模型来评估，根据GT模型，粗糙体高度服从高斯分布，赫兹接触理论可以计算其接触压力。

油膜压力和接触压力由包含平均雷诺方程和GT接触模型的经典混合润滑模型描述，这在轴承系统研究中得到广泛应用。

经典混合润滑模型暗示了三个主要假设：表面形态恒定；颗粒高度服从高斯分布；颗粒的变形是弹性的。

在发生剧烈塑性磨损积累时，油压和接触压力可能不准确，近年来，学者们提出了许多混合润滑模型，考虑了由于塑性磨损积累而导致的粗糙度变化和非高斯分布，这些模型也用于计算摩擦副的油膜压力和接触压力。

在连杆小端轴承的严酷工作条件下，还应考虑润滑剂的流变性质，即粘度-温度和粘度-压力效应。

润滑剂的粘度极大地影响了润滑性能，直接决定了粘性摩擦，更重要的是，粘度引起的润滑性能变化会影响接触性能。

此外还需要考虑轴承表面的磨损，可以使用经典的Archard模型来计算磨损深度、磨损体积和磨损演变，其中磨损系数是最关键的参数。

研究已经证明，这个参数受多种因素（材料属性、表面形态、材料活性、热力学性质等）的影响，导致了磨损系数的校准过程困难和昂贵。

通过大量的实验数据来确定磨损系数，但由于原始设备制造商的保密要求，这些数据无法披露。

弹性变形对发动机小端轴承系统动力学行为的影响

本节是弹性变形对动力学行为的影响，可以通过比较轴承承载能力和外部载荷来确定模拟的动力学行为是否合理。

根据小端轴承在整个工作循环中的承载能力和外部载荷，Wx和Wy表示轴承的垂直和水平外部载荷。

Fx和Fy表示垂直和水平方向上油膜力和接触力的合力，EHD和HD模型的小端轴承承载能力曲线几乎与它们的外部载荷曲线相同。

这个结果表明，每个模拟步骤的轴承负荷已经收敛，表明动力学结果是准确可靠的。

轴承的垂直载荷远大于水平载荷，在气体力的影响下，垂直载荷迅速增加到最大值，接近爆发压力（10°CA）的时间，然后逐渐减小到相对稳定水平。

相比之下水平载荷在0 N左右不断波动，在工作循环中，小端轴承在垂直方向上的力主要是压缩力，但最大的张力出现在380°CA附近。

由于其独特的结构，小端轴承在张力力下刚度较弱，可以推断在380°CA附近的这个最大张力会导致相当大的轴承变形。

活塞销的运动决定了轴承间隙，并直接影响了油膜力和接触力的特性，然而本研究的全浮动活塞销运动是模糊的，主要受小端轴承和活塞销孔轴承的摩擦扭矩控制。

考虑了弹性变形的EHD模型的总摩擦扭矩与HD刚性模型的结果在五个周期中不同，两个模型中的活塞销旋转速度也表现出不同的特点。

EHD模型中活塞销的摩擦扭矩在工作冲程的第一阶段增加。这增加的扭矩使活塞销与连杆振动以相同的速度旋转。

HD模型忽略了这个过程，在第二阶段，EHD和HD模型中，活塞销的摩擦扭矩改变了方向，这个变化使活塞销脱离了连杆振动，并以接近零的速度旋转。

在第三阶段，两个模型中活塞销的摩擦扭矩在380°CA附近迅速从负向正转变，摩擦扭矩的变化使活塞销运动复杂。

活塞销从几乎停止状态加速到与连杆相同的速度，然后突然减速，在第四阶段，EHD和HD模型中活塞销的反向摩擦扭矩使活塞销反方向旋转，并再次加速到与连杆相同的速度。

连杆振动和摩擦扭矩控制着活塞销的运动，忽略弹性变形的HD模型不能准确描述压缩冲程末端和工作冲程开始时活塞销的复杂动态行为。

中心轨迹显示了轴承中销的瞬态运动，观察HD模型和EHD模型中小端轴承中销中心的轨迹，由于施加在活塞销上的力的反转，两个模型的轨迹中都可见某些拐点。

综上本研究开发了一个新的综合摩擦动力学模型，考虑了轴承变形和摩擦热，以揭示发动机小端轴承的摩擦学和动力学行为。

在1:1实际尺寸的发动机测试台上进行了小端轴承的真实发动机摩擦试验，摩擦动力学模型预测的高磨损载荷位置与小端轴承表面的实验严重磨损位置相符。

这间接验证了数值模型的有效性，此外深入分析了轴承变形、摩擦温升、油润滑和摩擦动力学行为之间的内在关系。

弹性变形和温升对小端轴承系统的摩擦学行为产生了显著影响。最显著的变形发生在接近386°CA时，当轴承承受最大张力力时。

弹性变形修改了表面几何形状和油膜厚度，增加了有效承载面积，减小了油膜压力和接触压力的峰值。

油温升最高的地方发生在轴承的下部区域，随着气缸压力的爆发，两侧都比中间热。

本研究深入研究了内燃机连杆小端轴承系统的多体动力学和摩擦学特性，考虑了弹性变形和热效应的影响。

通过全尺寸的发动机测试验证了数值模型的有效性，结果表明，弹性变形对轴承系统的摩擦学行为产生了显著影响，特别是在最大张力力附近。

这一研究不仅深化了我们对内燃机小端轴承的理解，还为今后设计更可靠、高效的发动机提供了有用的参考。