连接结构参数优化设计与分析

连接结构参数优化设计与分析

连接头的小固定衬套与活页的精确传输副件的一致性是影响发动机工作可靠性的重要因素之一。该传动副工况较恶劣。一方面由于活塞销和小头衬套之间运动的相对速度较低,不易形成油膜;另一方面随着柴油机功率密度的提高,燃烧压力负荷随之增大,工作时导致活塞销与衬套对应的承压面面压较高,且由于二者弯曲变形互不协调将引起严重的边缘负荷,可能造成衬套塑性变形,磨损严重,甚至导致衬套转动,因此传统的衬套孔结构已很难适应高功率密度柴油机的承载需求。在衬套材料性能受限制的情况下,优化衬套孔结构可有效降低边缘负荷,且使孔内应力分布较均匀,该方法可作为衬套的可靠性和承载能力提升的途径之一。连杆小头衬套作为易磨损件,多数工程人员仅对影响装配可靠性的衬套背压关注较多,而对衬套孔结构的研究鲜有涉及。目前,可供参考的销孔类结构设计主要集中于活塞销孔异形孔的设计研究［１－３］,其中常见的异形销孔结构主要有椭圆形销孔、卸载荷销孔、锥形销孔结构等,这些结构的应用可以获得应力改善的效果。虽然衬套孔所采用的结构与活塞销孔存在诸多共同点,但连杆小头衬套本身具有如下特点:1)连杆小头衬套孔的支撑面刚度受连杆小头与杆身过渡圆弧的影响较大,且支撑刚度值从中心至衬套两外端面呈递减趋势;2)衬套本体受压时会产生较大形变。由以上分析可知,衬套孔结构参数设计不完全等同于活塞销孔结构参数设计,需针对其特点研究与之相适应的结构参数优化设计方法。本研究针对某型高功率密度柴油机连杆小头衬套,提出了衬套异形孔结构参数优化方法,该方法借助有限元仿真技术,通过DOE试验设计方法揭示结构参数对衬套内孔面压及其变化率的影响,进而指出合理的结构参数区间以指导衬套异形孔结构设计。1基本规则设计图1示出了连杆小头组件1/2模型受力变形趋势图及衬套锥度孔结构。考虑到加工难度和成本等因素,采用结构形式简单的锥形孔结构,其中D为锥度孔起始位置,θ为锥角。此类结构仅需要定义两个参数即可实现,设计、加工等均较简单。采用此类结构可有效提高小头衬套的承力能力,降低边缘载荷以及转动副的摩擦。2模型计算及分析本研究以某型号连杆组件1/2模型为研究对象,包括连杆、小头衬套和活塞销。考虑到连杆小头组件结构较复杂,借助有限元技术计算衬套应力、变形等。有限元模型采用二阶四面体单元,按文献使用的收敛性原则确定划分的网格数。表1列出了模型计算中各零件对应的材料、弹性模量和泊松比值。除表中列出的材料之外,衬套材料锡青铜的屈服极限为460MPa。连杆组件是发动机中关键的传力构件,受力情况复杂,大多计算3种载荷工况［４－６］,分别为预紧安装工况、最大惯性力工况和最高燃烧压力工况。对于高功率密度柴油机,最高燃烧压力在活塞销上的等效力远高于活塞组件最大惯性力。与之对应,衬套在最高燃烧压力工况下承受的面压应力及边缘载荷更严重。据此,本研究仅针对连杆小头组件开展预紧安装工况和最高燃烧压力工况分析。另外,由于所分析的衬套采用的润滑方式为飞溅润滑,很难准确考虑油膜压力的影响,为简化分析,仅考虑结构因素对衬套面压应力的影响,由此将造成压应力数值整体偏大。3衬套与成为约束条件的约束抗应力评价接触面压应力是评价接触对中承压件工作可靠性的常用评价指标。接触面压应力分布越均匀、数值越小,承压件越可靠,反之则越危险。因此,本研究采用该评价指标进行衬套锥度孔结构的优化设计,即确定结构参数D和θ在满足给定约束条件的情况下,使衬套与活塞销接触面压应力最大值最小。为便于讨论,本研究借助单调性分析揭示各参数对衬套面压的影响规律。3.1衬套无锥度孔结构的压应力分析以锥度孔结构为例,参数θ最优值求解问题可解释为给定参数D,确定锥角θ使得衬套最大压应力最小。由此,可归结为如下线性规划问题:式中:σc,max为衬套与活塞销接触面的最大压应力;σs为衬套材料的屈服极限;θlower和θupper分别为锥角θ约束区间的最小值和最大值。约束条件σc,max<σs表示该优化分析的有效计算工况仅针对衬套压应力不超过屈服极限的情况。锥角θ的上下限值可按如下两种极限情况确定:1)θｌｏｗｅｒ,定义衬套无锥度孔结构时,为锥角θ的下限,即θｌｏｗｅｒ=0;2)θｕｐｐｅｒ,为避免锥度孔区域无效承压的情况并节约计算成本,本例中将利用活塞销自由变形确定θｕｐｐｅｒ。以D=4.5mm为例,图2示出了活塞销中心截面下交线(见图1)的变形曲线,其中dx代表活塞销下交线任意位置距离其对称平面节点的距离。考虑到变形角较小,因此可近似有如下计算公式:式中:U０,UＤ分别为衬套外端节点和锥度孔起始处节点沿z方向的变形量。带入图中标明数据可计算得:后可将θｕｐｐｅｒ近似圆整为0.3°。为了研究锥角θ对衬套压应力的影响规律,借助单调性分析对计算结果进行讨论。图3示出了D=4.5mm时,衬套压应力最大值随θ的变化规律,其中θ在[0°,0.3°]的区间内以0.05°进行等间隔离散,之后将θ对应的各个压应力按照1维插值的方法进行处理。由图可知,θ=0°时,压应力最大值已超过屈服极限,θ在0°~0.1°范围内变化时,随着θ值的增大,目标函数值虽单调递减,但整体目标值却仍然偏大,由此表明此范围θ值并不能达到理想的卸载效果;θ在0.1°~0.2°范围内变化时,存在θ的最优值θ=0.15°,且目标函数值较小;后续随着θ值的增加,面压最大值呈递增趋势,表明过大的锥角将使锥度孔结构部分区域无法有效承担载荷。3.2u3000d/dd的变化考虑到参数D和θ线性无关,若将参数D定义为变量,全参数寻找全域最优解的问题可归结为以离散参数D为变量的局部最优值最小的问题,上述问题可归结为如下数学形式:式中:σｃｍａｘｉ为对应不同参数D时,衬套与活塞销接触区域的最大应力;Dｌｏｗｅｒ和Dｕｐｐｅｒ分别为参数D取值下限和上限,其中,Dｌｏｗｅｒ=1mm且受衬套油槽结构限制,Dｕｐｐｅｒ=4.5mm;θｉ,ｕｐｐｅｒ,θｉ,ｌｏｗｅｒ分别为不同参数D所对应的锥角上下极限;x=(0,D)表示设计参数的集合。图4示出了σＧ和θｉ随D的变化规律,其中D在[1mm,4.5mm]的区间内以0.5mm进行等间隔离散,对于每个离散的D值,均可利用上节的方法得到θ的最优值以及上述参数偶对所对应的σＧ,对于离散的优化结果同样按照1维插值的方法进行处理。由图可知,随着D的变化,σＧ和θｉ数值有较大波动,D较小时,锥面太窄,没有发挥卸载的作用,因此压应力仍然较高;D较大时,锥面与活塞销真实变形不能全贴合,虽可小幅降低最大压应力,但整体数值仍相对较高。受连杆小头与杆身过渡圆弧的影响,参数D不同,会造成衬套的支撑刚度有小幅度的变化,因此θｉ随D的变化会有对应的数值波动。图5示出了dσｃ/dD随D的变化规律,其中dσｃ/dD定义如下:式中:σｃ０,σｃu3000Ｄ分别为衬套外端面和锥面起始位置的压应力;dσｃ/dD为锥面区域的压应力变化率。图5示出了衬套锥面区域压应力分布的均匀程度,其分布规律与图4中压应力分布规律类似,进而表明实现最大压应力最小的同时,也保证了锥面区域压应力分布较均匀。综合图4和图5,在D=2mm时,可得σＧ最小值,此时对应的锥角θ２=0.112°。然而考虑到衬套锥度孔结构受加工工艺和加工精度的影响,很难保证达到最优的结构参数,因此,在实际情况中更倾向于确定一个相对最优的结构参数区间。综合前述计算结果,以D=2mm为中心,将σＧ<300MPa(该值远小于屈服极限σｓ)所对应的结构参数区间定义为最优区间,即D＊=[1.85mm,2.15mm],θ＊=[0.112°,0.12°]。结构参数在此最优区间内,衬套锥面区域可实现与活塞销变形曲面较好贴合。图6和图7分别示出了无锥度孔结构和优化后锥度孔结构的衬套面压分布。通过有限元计算的定性分析表明,衬套采用锥度孔并进行优化后,其边缘负荷降低近40%,从而