某型发动机连杆小头衬套故障分析与优化设计20150814

某8V柴油机连杆小头衬套故障分析与改进设计

赵志强1王根全1王延荣1 张利敏1 许春光1

(1.中国北方发动机研究所（天津），天津300400)

摘要：针对某8V柴油机50h台架试验中出现的衬套磨损和松动的故障，在故障分析的基础上，从改善轴承润滑、提高衬套固持力和提高连杆小头刚度三方面入手，借助经验、理论计算及有限元仿真等手段开展结构改进分析进而提出改进方案，该方案经500h台架耐久性试验考核未重现上述故障，由此验证本文改进措施的有效性。

关键词：柴油机衬套改进设计试验验证

连杆是往复活塞式内燃机动力传递的重要

组件，它承受周期性交变载荷，把活塞旋转往复

直线运动转化为曲轴的旋转运动，并将作用在活

塞上的力传递给曲轴对外输出功率[1,2]。连杆小

头衬套作为连杆组件的关键零件，它与活塞销组

成一对滑动轴承副，连杆小头衬套与连杆体采取

过盈的方式紧固联接、小头衬套与活塞销为间隙

配合，连杆衬套的磨损和松动是连杆的主要失效形式。

本研究对象为某8V柴油机连杆小头衬套，分析并确定其故障机理，基于经验、理论公式和有限元仿真软件技术确定出改进方案，最终经试验验证，找到衬套磨损和松动的解决措施。

1 某8V柴油机连杆小头衬套故障描述

某8V柴油机在初样机阶段多台样机在50h 台架试验中发生衬套磨损和松动的故障，连杆小头衬套磨损故障见图1、连杆小头衬套松动见图2。

图1连杆小头衬套磨损故障

图2连杆小头衬套松动故障

2 故障分析

依据经验分析，连杆衬套磨损、发黑一般应从润滑角度考虑；连杆小头衬套松动、脱出应该从衬套与连杆体固持力不足角度分析，但往往两者非独立故障导致衬套故障，存在一定关联关系影响。如连杆轴承润滑不良，衬套和活塞销摩擦表面的摩擦磨损状态会发生剧变，衬套安装固持力和摩擦力会此消彼长，过度的磨损使衬套的固持力持续下降，而摩擦力持续增加，当衬套安装固持力和工作摩擦力发生逆转时，故障现象随即出现；而衬套固持力不足，衬套会发生松动和旋转现象，使衬套进油孔和连杆体进油孔位置错位，导致轴承润滑不畅发生衬套磨损和烧蚀故障。鉴于上述分析，决定从提高固持力和加强润滑两条思路同时出发，以解决某8V柴油机的连杆衬套故障。

3 改进方案

3.1加强润滑

由于连杆小头轴承润滑为飞溅润滑方式，所以小头轴承润滑主要从衬套进油结构和轴承内表面油线结构进行分析和改进。

原8V柴油机机连杆衬套为锡青铜旋压制成，衬套壁厚为2mm、衬套孔径Ф52mm，衬套与活塞销的间隙为0.04~0.063mm，衬套与连杆体的过盈量为0.065~0.088mm，连杆衬套进油方式为顶部Ф6进油孔，两侧设计进油槽结构，原8V柴油机小头衬套结构示意图见图3所示，经分析原8V柴油机顶部一个油孔的连杆常见于直列发动机，V型发动机左右两排气缸存在一定角度，飞溅的润滑油不容易进入连杆顶部小头油孔，所以项目组决定衬套进油孔由顶部单个进油孔改为两侧两个进油孔，使较多的润滑油更容易进入小头轴承，并且在衬套孔两侧增加油池结构，一方面可以储备润滑油，满足轴承工作需要；另外也可以储存轴承内磨损产生的磨粒和外界的杂质、防止划伤轴承，进一步导致轴承磨损等故障。连杆衬套改进后结构示意见图4所示。原机衬套与活塞销的间隙为0.04~0.063mm，经冷却润滑分析认为该润滑间隙偏小，决定增大活塞销与衬套间隙到0.065~0.072mm。

图3 原8V 柴油机小头衬套结构示意

图4 连杆衬套改进后结构示意

3.2 提高固持力3.2.1 衬套背压理论公式计算分析

依据理论公式，衬套背压计算如下：

△:衬套压入时的过盈，取值（0.06-0.08）；

t:发动机工作时连杆温度,取值：120°；

α：连杆线膨胀系数，取值：1.00E-06；

αB；连杆衬套线膨胀系数，取值：1.80E-06；

μ:泊松比，取值0.3；

E: 连杆弹性模量，取值：2.10E+05；

E B:衬套弹性模量，取值：1.30E+05；

d: 衬套内径, 取值：52；

d1＇:衬套外径,取值：1.5mm壁厚为Ф55，

2mm壁厚为Ф56，2.5mm壁厚为Ф57；

d2 :连杆小头外径,取Ф79；

p:衬套背压。

安装工况下，经理论公式计算衬套壁厚为1.5mm、2mm和2.5mm背压结果见表1。

表1 衬套背压计算结果

壁厚 1.5mm 2.0mm 2.5mm

背压

（MPa）

8.0～10.4 9.9～13.0 11.7～15.3 3.2.2 衬套背压有限元仿真分析

在安装衬套工况下，对壁厚1.5mm衬套，壁厚2.0mm衬套和改进方案壁厚2.5mm连杆衬套背压进行有限元仿真计算分析，壁厚 1.5mm 衬套背压分析结果见图5所示,壁厚2.0mm衬套背压分析结果见图6所示, 壁厚2.5mm衬套背压分析结果见图7所示。

图5 壁厚1.5mm衬套背压分析结果

图6 壁厚2.0mm衬套背压分析结果

图7 壁厚2.5mm衬套背压分析结果

由有限元软件分析知，衬套背压小于10MPa 区域呈现黑色，由图6知壁厚1.5mm衬套大部分区域背压小于10MPa，由图6知壁厚2.0衬套存在部分区域背压小于10MPa，由图7知，壁厚2.5mm衬套基本不存在背压小于10MPa区域。

一般认为，在衬套安装状态下，连杆小头衬套和连杆体底孔背压接触应力不小于10MPa，通过理论公式和仿真软件计算分析知1.0和2.0壁厚衬套背压不满足使用要求。所以选择2.5mm 的旋压衬套作为改进目标。

4 连杆体刚度分析

连杆在工作过程中，承受周期变化的拉-压交变载荷，工作情况较恶劣。连杆衬套壁厚由原机2mm增加到改进后2.5mm壁厚，连杆小头底孔直径由原机的Ф56mm增加到Ф57mm，必然消弱了连杆小头的刚度，鉴于连杆工作情况复杂性，防止小头刚度变化导致连杆其他故障，所以对连杆体小头部分进行刚度改进，改进的目标：1. 由于连杆为模锻件，最小程度减小摸具的返修；2.壁厚2.5连杆体刚度不弱于壁厚2.0连杆体刚度；3.连杆小头重量尽量增加最小，以不改变原发动机平衡。

4.1 有限元分析

在Pro/E中对连杆小头各方案进行建模，通过Hypermesh网格划分软件进行有限元网格划分，导入到有限元软件Abaqus进行有限元的仿真计算。划分网格后的连杆小头模型如图8所示。

图8 划分网格后的连杆小头模型

4.2 结果考察角度定义

连杆小头的刚度通过连杆小头底孔的直径方向的变形大小来定义，向小头中心点的位移为负值，远离中心点的位移为正值。连杆小头底孔变形结果对应角度定义如图9所示。

图9 连杆小头底孔变形结果对应角度定义

4.3 连杆刚度计算结果

项目组进行了大量方案对比分析，如改进连杆小头与杆身过渡圆角、增加小头外圆直径尺寸、增加小头厚度尺寸等方案，均不能达到改进目标，最后确定，在原机连杆小头外圆直径基础上向上偏移2mm，保证改进目标的同时，可以实现改进后连杆小头刚度不弱于原机连杆。安装工况下，改进后连杆小头变形结果与原机对比见