發(fā)動(dòng)機(jī)連桿受壓縮載荷的運(yùn)動(dòng)軌跡研究

部位、異響與軸系異響的運(yùn)動(dòng)問(wèn)題激活銷是汽車汽車的重要部件之一。它的工作質(zhì)量直接影響到發(fā)動(dòng)機(jī)的可靠性，并影響發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命。為了能在不解體情況下準(zhǔn)確地診斷活塞銷的技術(shù)狀況,許多科技工作者進(jìn)行了相關(guān)的研究,盡管取得了很大的進(jìn)展,但還有一些理論問(wèn)題未得到很好的解決,如診斷活塞銷異響時(shí)的最佳轉(zhuǎn)速、診斷部位、異響發(fā)生的相位等問(wèn)題尚需要進(jìn)一步探討。一般來(lái)說(shuō),發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)械配合副異常響聲可以歸結(jié)為運(yùn)動(dòng)件在異常狀態(tài)下的相互撞擊。研究這個(gè)問(wèn)題的一個(gè)重要方法是計(jì)算軸心軌跡。所謂軸心軌跡是指軸承在運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中,把每一瞬時(shí)的負(fù)荷當(dāng)作大小、方向已知的穩(wěn)定載荷,計(jì)算軸心在軸承中的平衡位置。當(dāng)軸承或軸頸所受負(fù)荷變化時(shí),便會(huì)出現(xiàn)新的平衡位置,這樣一系列軸心平衡位置便形成了封閉曲線,稱為軸心軌跡。國(guó)內(nèi)外在研究滑動(dòng)軸承方面取得了很大的進(jìn)展。目前計(jì)算軸心軌跡較為普遍的方法有荷氏法(Holland)、漢氏法(HamnHW)和遷移法(Mobility)。各種方法的原理大致相同,只是在求解雷諾方程時(shí)忽略的因素不同,邊界條件假設(shè)不同,最后結(jié)果也有些差異。本文根據(jù)一臺(tái)解放CA1091汽油機(jī)各種轉(zhuǎn)速下的氣缸壓力值,采用漢氏法解雷諾方程,計(jì)算4種配合間隙下活塞銷在連桿小頭銅套中的運(yùn)動(dòng)軌跡,得出了許多有價(jià)值的結(jié)論。1壓力穩(wěn)定性計(jì)算計(jì)算活塞銷在連桿小頭銅套中的運(yùn)動(dòng)軌跡分3步進(jìn)行,即計(jì)算活塞銷所受的動(dòng)態(tài)負(fù)荷;根據(jù)流體潤(rùn)滑理論解雷諾方程,求出各種偏心率、動(dòng)力參數(shù)條件下的油膜承載力;根據(jù)一定負(fù)荷與油膜承載力平衡的關(guān)系,求解實(shí)際的油膜厚度,從而計(jì)算出軸心軌跡。1.1機(jī)構(gòu)設(shè)計(jì)要求作用在活塞銷上的負(fù)荷是氣缸內(nèi)氣體的作用力Pq、活塞組件往復(fù)慣性力Pa、連桿小頭往復(fù)慣性力的合力(見(jiàn)圖1)。作用于活塞頂部的氣體作用力Pq為Pq=Sp(pm-1)式中:Sp為活塞頂部面積;pm為氣缸內(nèi)氣體絕對(duì)壓力。當(dāng)分析連桿銅套受力時(shí),活塞銷所承受的往復(fù)慣性力Pa可由下式計(jì)算:Pa=-(mk+m1+m2)Rω20(cosα+λ1cos2α)當(dāng)分析活塞銷座孔受力時(shí),活塞銷所承受的往復(fù)慣性力Pa可由下式計(jì)算:Pa=-(mk+m2)Rω2020(cosα+λ1cos2α)式中:mk為活塞質(zhì)量;m1為活塞銷質(zhì)量;m2為活塞環(huán)組質(zhì)量;R為曲柄半徑;ω0為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度;λ1為曲柄半徑與連桿長(zhǎng)度之比;α為曲軸轉(zhuǎn)角。則活塞銷受力Pk為Pk=(Pq+Pa)/cosβ(1)式中:β為連桿擺角,β=arcsin(λ1sinα)。根據(jù)實(shí)際氣缸壓力值和各種參數(shù)值,可以計(jì)算出每一時(shí)刻活塞銷承受的負(fù)荷。1.2油膜存在區(qū)的劃分求解雷諾方程是計(jì)算非穩(wěn)定載荷軸承軸心軌跡的主要步驟。首先根據(jù)已知條件對(duì)雷諾方程進(jìn)行化簡(jiǎn),然后差分方程,用超松馳迭代法求其壓力分布,最后對(duì)壓力分布進(jìn)行積分,求得一定粘度的油膜承載力。在軸承內(nèi)流動(dòng)的潤(rùn)滑油,其壓力分布滿足雷諾方程:Ψ2[??α(ˉh3μ?p?θ)+1λ2??Ζ(ˉh3μ?p?ˉΖ)]=Ψ2[??α(hˉ3μ?p?θ)+1λ2??Z(hˉ3μ?p?Zˉˉˉ)]=-6εω*sinθ+12˙εcosθ(2)?6εω?sinθ+12ε˙cosθ(2)式中:p為壓力分布;ω1為活塞銷旋轉(zhuǎn)角速度(順時(shí)針為正);ω2為銅套旋轉(zhuǎn)角速度(順時(shí)針為正);ω*=ω-2˙δω?=ω?2δ˙為有效角速度;ω=ω1+ω2;ε為相對(duì)偏心率,ε=e/(r2-r1);e為偏心距離;r1為活塞銷半徑;r2為銅套孔半徑;˙εε˙為ε對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù);ˉh=h(1+εcosθ)hˉ=h(1+εcosθ);h為油膜厚度;θ為最大油膜方向起算的角度坐標(biāo);μ為潤(rùn)滑油的動(dòng)力粘度;δ為最大油膜厚度方向與固定軸的夾角;˙δ為δ對(duì)時(shí)間的導(dǎo)數(shù);Ψ為相對(duì)間隙,Ψ=(r2-r1)/r1;λ為銅套寬徑比,λ=B/D;B為銅套寬度;D為活塞銷直徑;ˉΖ為軸承寬度方向上的無(wú)量綱坐標(biāo),其值范圍為。當(dāng)ω*≠0時(shí),引進(jìn)無(wú)量綱壓力ˉp=(pΨ2)/(6μω*)和動(dòng)力參數(shù)q=2˙ε/ω*,則方程(2)可簡(jiǎn)化為??θ(ˉh3?ˉp?θ)+ˉh3λ2?2ˉp?ˉΖ2=-εsinθ+qcosθ(3)方程(3)是2個(gè)自變量的變系數(shù)線性橢圓方程,它依賴于3個(gè)參數(shù)(λ,ε,q)。引入方程(3)的邊界條件,用差分方法可求出方程(3)的解p。假定油膜存在的區(qū)域?yàn)檎龎毫^(qū)域,當(dāng)ω*>0時(shí),ˉp≥0的區(qū)域?yàn)橛湍ご嬖趨^(qū)域,記為(θ+1,θ+2);當(dāng)ω*<0時(shí),ˉp<0的區(qū)域?yàn)橛湍ご嬖趨^(qū),記為(θ-1,θ-2)。θ+1,θ+2,θ-1,θ-2可以通過(guò)解p時(shí),把它們確定下來(lái)。定義2個(gè)表征軸承承載力的索氏數(shù)S*和S:{S*=(FΨ2)/(BDμ|ω*|)S=(FΨ2)/(BDμ|ω|)(4)式中:F表示油膜壓力分布合力,它與活塞銷受力Pk平衡。根據(jù)ω*是大于0或小于0分別在(θ+1,θ+2)和(θ-1,θ-2)區(qū)間內(nèi)積分,則可求出S*+,S*-,S+,S-。1.3為求得軸心軌跡,需知每一時(shí)刻軸心的位置,即ε和δ的值。用一級(jí)差商近似代替微商的方法,可從前一時(shí)刻的ε和δ的已知值,求出后一時(shí)刻的ε和δ值。當(dāng)ω*≠0時(shí),根據(jù)動(dòng)力參數(shù)q=2˙ε/ω*可知:˙ε=qω*/2(5)由式(4)可得:|ω*|=|ω|S/S*(6)將式(6)代入式(5),可得:˙ε=12q|ω|S/S*+(ω*＞0)(7)˙ε=-12q|ω|S/S*-(ω*＜0)(8)根據(jù)ω*=ω-2δ,可得:δ=ω2-ω*2(9)取Δα為角度間隔,ω0代表曲柄旋轉(zhuǎn)角速度,時(shí)間間隔Δt可取為Δω/ω0,采用對(duì)時(shí)間的一級(jí)差商代替微商,用Δε和Δδ來(lái)代替ε和δ的增量,則有:由于ω0是已知值,Δα可以預(yù)先設(shè)定,根據(jù)式(10)可以求出Δε和Δδ的值,從而可以根據(jù)前一時(shí)刻的ε和δ的值,求出后一時(shí)刻的ε和δ值。在整個(gè)循環(huán)過(guò)程中,所有的ε和δ值都不難求出。2u3000配合間隙根據(jù)一臺(tái)解放CA1091汽油機(jī)結(jié)構(gòu)參數(shù)與實(shí)測(cè)的氣缸壓力值,作者計(jì)算了500r/min、800r/min、1200r/min、1600r/min、2000r/min、2400r/min時(shí)的4種間隔(0.01mm,0.02mm,0.12mm,0.15mm)下,單缸斷火與不斷火的軸心軌跡,從中選出部分有價(jià)值的軌跡圖與活塞銷軸心軌跡相對(duì)偏心率和曲軸轉(zhuǎn)角關(guān)系曲線圖進(jìn)行了分析討論。(1)圖2示出了500r/min、2400r/min時(shí)0.01mm、0.04mm、0.12mm、0.15mm條件下活塞軸心在銅套孔內(nèi)的運(yùn)動(dòng)軌跡?；钊N軸心在連桿小頭銅套中的運(yùn)動(dòng)軌跡略偏離垂直方向上下運(yùn)動(dòng)。在正常配合間隙下,軸心運(yùn)動(dòng)軌跡在銅套下部很小的范圍內(nèi)運(yùn)動(dòng)并隨著配合間隙的增大而幅度值明顯增大。當(dāng)間隙增大到0.15mm時(shí),活塞銷心在銅套內(nèi)的上偏移率在500r/min時(shí)為0.77,在2400r/min時(shí)為0.90,而這兩種情況下的下偏移率均接近1。這表明連桿受壓力遠(yuǎn)比受拉力大。(2)當(dāng)轉(zhuǎn)速分別為500r/min、2400r/min時(shí),發(fā)動(dòng)機(jī)某一缸工作和不工作時(shí)活塞銷軸心在銅套內(nèi)運(yùn)動(dòng)軌跡相對(duì)偏心率ε隨曲軸轉(zhuǎn)角而變化的情況如圖3所示。在配合間隙為0.01mm、0.04mm時(shí),運(yùn)動(dòng)幅度隨間隙增大而逐漸變大,該缸工作與否對(duì)運(yùn)動(dòng)軌跡無(wú)多大影響。但當(dāng)配合間隙增大到0.12mm時(shí),運(yùn)動(dòng)軌跡曲線上出現(xiàn)明顯差別。在轉(zhuǎn)速為500r/min時(shí),若該缸工作,運(yùn)動(dòng)軌跡僅有1次上下運(yùn)動(dòng);若該缸不工作,運(yùn)動(dòng)軌跡出現(xiàn)明顯的2次沖擊,且沖擊幅度約為1次幅值的一半。沖擊時(shí)刻的極值在該缸作功行程上止點(diǎn)后120°CA附近。正好在這一時(shí)刻,發(fā)動(dòng)機(jī)無(wú)任何缸工作,2次沖擊使活塞銷異常響聲明顯暴露出來(lái)。產(chǎn)生的2次沖擊使敲擊頻率增加了1倍,所以活塞銷敲擊響聲在該缸斷火(或斷油)后更明顯。當(dāng)轉(zhuǎn)速在800r/min～1600r/min時(shí),各種配合間隙下不論該缸是否工作(即斷火與否),活塞銷軸心在銅套內(nèi)的運(yùn)動(dòng)軌跡無(wú)多大差別。但當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速達(dá)到2400r/min、配合間隙達(dá)到0.12mm以上時(shí),軌跡上出現(xiàn)了2次沖擊,隨間隙增大其幅度值增大。在相位上氣缸不工作比該缸工作時(shí)滯后一個(gè)角度。(3)計(jì)算表明,活塞銷完全隨連桿小頭銅套轉(zhuǎn)動(dòng)和不隨連桿小頭銅套轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí),其軸心在銅套內(nèi)的運(yùn)動(dòng)軌跡曲線相差不大,這說(shuō)明活塞銷是否隨連桿小頭銅套轉(zhuǎn)動(dòng)對(duì)其運(yùn)動(dòng)軌跡無(wú)多大影響。通過(guò)計(jì)算活塞銷軸心在活塞座孔內(nèi)的運(yùn)動(dòng)軌跡,得出了與活塞銷軸心在連桿小頭銅套內(nèi)運(yùn)動(dòng)軌跡相類似的結(jié)論。但由于每個(gè)活塞座孔只承擔(dān)1/2銅套的負(fù)荷,且活塞座孔較長(zhǎng),承載面更大,因而在同樣配合間隙的條件下,其沖擊強(qiáng)度比連桿小頭銅套小得多。通過(guò)以上分析,可以得出如下結(jié)論:(1)在正常間隙時(shí),不論斷火與否,活塞銷均不產(chǎn)生沖擊,但在異常配合間隙下,活塞銷呈略傾斜上下運(yùn)動(dòng)。進(jìn)行故障診斷時(shí),傳感器位置設(shè)置在故障缸缸蓋上,此處可以感受到最大沖擊。(2)診斷活塞銷異響的最佳轉(zhuǎn)速為500r/min或2000r/min以上。在500r/min時(shí),斷火故障缸也能感受到第2次沖擊,而在2000r/min以上時(shí),隨著間隙增大,不論斷火與否均能感受到明顯沖擊。(3)活塞銷響最明顯的沖擊時(shí)刻為該缸作功行程上止點(diǎn)后120°CA附近。當(dāng)出現(xiàn)異響時(shí),若利用示波器觀察,能看到此時(shí)的1次明顯沖擊。(4)憑經(jīng)驗(yàn)診斷活塞銷響時(shí),有斷火故障的缸內(nèi)異響更明顯,其原因是由活塞銷受力后產(chǎn)生的2次沖擊引起的。3連續(xù)線初始位置和傳感器位置活塞銷