柴油机传动轴承磨损故障分析

2022-06-24高丽英张树勇王延荣朱美琳刘玉婷孙亚奇

车用发动机 2022年3期

高丽英，张树勇，王延荣，朱美琳，刘玉婷，孙亚奇

(中国北方发动机研究所(天津)，天津 300400)

高强化是车辆柴油机技术发展的一个必然趋势，通过不断提高活塞平均有效压力和活塞平均速度，可获得更高的功率密度。随着强化程度的提高，传动机构的载荷和转速也同步增加，柴油机滑动轴承摩擦磨损问题更加突出。长期以来，各国学者针对柴油机活塞环-气缸套、主轴承、连杆轴承、连杆小头轴承等运动副开展了大量的仿真及试验研究。由于高紧凑设计要求，柴油机齿轮传动轴承逐步由滑动轴承取代了原有的滚动轴承，因此传动类滑动轴承的磨损问题也逐渐引起关注。

传动滑动轴承所受载荷相对较低，但由于其薄壁支撑结构刚度弱、高速齿轮振动冲击大、润滑油路结构布置困难等问题，使得传动轴承磨损故障频发，磨损故障多为黏着磨损，虽然磨损类型相近，但不同位置不同功能的滑动轴承磨损故障原因却各不相同。鉴于此，本研究通过仿真和试验的方法，针对柴油机传动机构两种典型的滑动轴承磨损问题进行故障原因分析。

1 凸轮轴齿轮滑动轴承磨损故障

某柴油机试验过程中，其凸轮轴齿轮轴承在起动瞬时磨损故障频发，表现形式为起动过程中该轴承局部温度骤升，滑动轴承内孔与齿轮轴发生严重黏着磨损，故障现象见图1。

图1 凸轮轴齿轮轴承故障图

考虑到该轴承位于发动机润滑油路的末端，因此在排除结构布置及润滑油路合理性等结构设计问题的情况下，主要考虑发动机起动过程中由于油路行程较长而导致轴承短时缺油而引发的磨损。为此，搭建了与整机供油油路相同的部件试验装置，一方面用于进一步明确故障原因，另一方面借助该试验装置验证轴承改进方案。

图2示出凸轮轴齿轮滑动轴承部件试验装置，主要由非标机体、非标气缸盖、非标凸轮轴支承体、配气传动机构和驱动电机组成。该试验装置在滑动轴承中间位置安装有温度传感器，用于监测温度实时变化。试验采用外源供油，供油油压与整机保持一致，同时提供两种不同的润滑条件：1)即时供油，即不经过长行程润滑油路，直接在滑动轴承处设置润滑管路进行强制供油；2)延迟供油，即模拟整机起动时机油经过长行程油路到达轴承的过程。

图2 凸轮轴齿轮轴承部件试验台

1.1 故障原因分析

为对比在不同润滑条件下凸轮轴齿轮滑动轴承的运行状态，分别在即时供油和延迟供油条件下，在部件试验台上进行试验。

即时供油试验起动时，记录初始润滑油温为22 ℃，转速逐渐增加至1 500 r/min。重复3组试验，滑动轴承处的温度随转速和运转时间逐渐升高(见图3)。由图3可看出，温度瞬时变化未超过5 ℃，试验完成后拆检发现滑动轴承内表面光滑，未发生异常磨损。

图3 即时供油条件下滑动轴承温度随转速变化

延迟供油试验起动时，记录初始润滑油温为22 ℃，针对3个样件进行试验，结果见表1。各样件运转30 s后滑动轴承瞬时温升平均为6.2 ℃，拆检后滑动轴承内孔均发生磨损。图4示出试样1试验后结果，衬套边缘出现变色现象。通过试验可确定轴承故障是由于长行程油路导致整机起动时短时缺油，使滑动轴承处于干摩擦或边界润滑状态，进而导致轴承出现严重磨损。

表1 不同延迟供油时间试验记录

图4 延迟供油6 s滑动轴承内孔磨损图

1.2 改进方案

针对短时缺油易造成磨损的问题，在不改变结构的前提下，提出选用自润滑轴承替代原铝青铜轴承以改善短时缺油时的摩擦状态。本研究选用了具有自润滑特性的复合材料滑动轴承，该轴承由低碳钢、铜粉层、复合材料保护膜组成，铜粉层具有较好承载能力和耐磨性，保护膜厚度0.01～0.03 mm可保护对磨轴，同时具有良好的自润滑性能。

为验证自润滑轴承的改善效果，模拟整机起动条件进行了验证试验。试验起动转速为300 r/min，记录初始润滑油温为30 ℃，油压0.1 MPa。选用2个自润滑轴承样件分别按照不同的延迟供油时间运行30 s，滑动轴承处的温升值均未超过2.6 ℃，如图5所示。每次试验拆检发现滑动轴承内孔表面光滑，无磨损痕迹。部件试验结果表明，复合材料自润滑轴承可满足整机起动工况的使用要求。

图5 不同的延迟供油时间下滑动轴承温升变化

此外，考虑到自润滑轴承还需适应柴油机全转速要求，设计了整机不同转速工况试验。试验起动时，起动转速500 r/min，记录润滑油温为30 ℃，油压0.1 MPa。累计运转60 min后滑动轴承处的温升值随时间的变化曲线见图6。由图6可看出，温度瞬时变化未超过5 ℃，试验完成后进行拆检，滑动轴承内表面光滑未发生磨损。复合材料自润滑轴承可满足整机起动及运行工况的使用要求。

图6 不同转速条件下滑动轴承随时间的温升变化

2 惰轮轴承磨损故障

在柴油机运转过程中，某惰轮轴承多次发生咬合故障，由于高速摩擦导致铜衬套表面材料不断剥落，剥落的材料进一步被挤压至惰轮轴翻边处，造成严重的黏着磨损，如图7所示。该惰轮与曲轴齿轮啮合，惰轮轴安装在惰轮定位板上，惰轮定位板安装在机体上，惰轮轴承结构见图8。惰轮轴油孔位置靠近惰轮轴固定端，润滑油易从固定端一侧流出，而在自由端一侧油量较少，不仅承载能力下降，且自由端位置的机油冷却能力也相应降低，对轴承工作状态有较大影响。鉴于上述考虑，后续将针对该结构进行轴承润滑分析，进一步确定轴承故障原因。

图7 惰轮轴承故障图及润滑结构示意图

图8 惰轮轴承EHD分析模型

针对惰轮轴承，采用AVL Excite PU软件，建立了惰轮轴承润滑分析EHD模型，如图8所示。模型中对惰轮轴和齿轮分别缩聚，保留齿轮内表面和惰轮轴外表面节点，惰轮轴与齿轮内表面定义为面面接触模拟整个惰轮轴承接触的真实状态，其中惰轮轴为固定约束；齿轮定义为3个平移自由度和一个绕轴线的转动自由度，其载荷激励输入由传动仿真分析获得。

图9和图10分别示出惰轮轴承峰值压力和粗糙接触压力曲线。由图可知，该方案在输入载荷较大的时刻峰值压力较高，接近300 MPa，主要以粗糙接触压力为主。图11和图12分别示出不同转角的最小填充率和最小填充率出现的轴向位置。由图可知，假设初始时刻机油填充率为1，轴承机油填充率逐步趋于稳定状态，在峰值压力时刻对应的最小填充率仅为0.1左右，且都位于轴承自由端边缘，表明在峰值载荷时刻，轴承自由端位置存在缺油的情况，易出现局部边界润滑状态，导致摩擦生热及磨损加剧。

图9 惰轮轴承峰值压力曲线

图10 惰轮轴承粗糙接触压力曲线

图11 惰轮轴承不同曲轴转角下的最小填充率

图12 惰轮轴承最小填充率出现的轴向位置

图13和图14示出在最大载荷时刻的油膜压力分布和轴承平均热载分布。图中轴承峰值载荷及轴承局部热载荷过高位置均靠近自由端，最高平均热载为3 500 N/(mm·s)，进一步表明在载荷较大时，边缘位置将出现高温导致黏着磨损。通过上述分析可确定该轴承是由于润滑结构设计不良导致轴承工作异常，进而引发黏着磨损。

图13 初始方案最大峰值载荷时刻油膜压力分布

图14 初始方案平均热载分布

为改善结构变形及润滑不良的问题，调整了轴承润滑结构。将翻边铜衬套分为直衬套和铜垫片，惰轮轴油孔布置在衬套中心位置(见图15)。

图15 惰轮衬套优化方案

优化方案的峰值压力和粗糙接触压力均有较大幅度下降，优化后的峰值压力幅值最大为63 MPa(如图16和图17)，远小于材料的承载极限。如图18和图19所示，优化方案的油膜压力分布较好，最大承压位置分布在轴承中部，相对于初始方案有较大改善。轴承平均热载最高为450 N/(mm·s)，较原方案下降了87%。