連接結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)與分析

連接結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)與分析

連接頭的小固定襯套與活頁的精確傳輸副件的一致性是影響發(fā)動(dòng)機(jī)工作可靠性的重要因素之一。該傳動(dòng)副工況較惡劣。一方面由于活塞銷和小頭襯套之間運(yùn)動(dòng)的相對速度較低,不易形成油膜;另一方面隨著柴油機(jī)功率密度的提高,燃燒壓力負(fù)荷隨之增大,工作時(shí)導(dǎo)致活塞銷與襯套對應(yīng)的承壓面面壓較高,且由于二者彎曲變形互不協(xié)調(diào)將引起嚴(yán)重的邊緣負(fù)荷,可能造成襯套塑性變形,磨損嚴(yán)重,甚至導(dǎo)致襯套轉(zhuǎn)動(dòng),因此傳統(tǒng)的襯套孔結(jié)構(gòu)已很難適應(yīng)高功率密度柴油機(jī)的承載需求。在襯套材料性能受限制的情況下,優(yōu)化襯套孔結(jié)構(gòu)可有效降低邊緣負(fù)荷,且使孔內(nèi)應(yīng)力分布較均勻,該方法可作為襯套的可靠性和承載能力提升的途徑之一。連桿小頭襯套作為易磨損件,多數(shù)工程人員僅對影響裝配可靠性的襯套背壓關(guān)注較多,而對襯套孔結(jié)構(gòu)的研究鮮有涉及。目前,可供參考的銷孔類結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)主要集中于活塞銷孔異形孔的設(shè)計(jì)研究［１－３］,其中常見的異形銷孔結(jié)構(gòu)主要有橢圓形銷孔、卸載荷銷孔、錐形銷孔結(jié)構(gòu)等,這些結(jié)構(gòu)的應(yīng)用可以獲得應(yīng)力改善的效果。雖然襯套孔所采用的結(jié)構(gòu)與活塞銷孔存在諸多共同點(diǎn),但連桿小頭襯套本身具有如下特點(diǎn):1)連桿小頭襯套孔的支撐面剛度受連桿小頭與桿身過渡圓弧的影響較大,且支撐剛度值從中心至襯套兩外端面呈遞減趨勢;2)襯套本體受壓時(shí)會(huì)產(chǎn)生較大形變。由以上分析可知,襯套孔結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)不完全等同于活塞銷孔結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì),需針對其特點(diǎn)研究與之相適應(yīng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。本研究針對某型高功率密度柴油機(jī)連桿小頭襯套,提出了襯套異形孔結(jié)構(gòu)參數(shù)優(yōu)化方法,該方法借助有限元仿真技術(shù),通過DOE試驗(yàn)設(shè)計(jì)方法揭示結(jié)構(gòu)參數(shù)對襯套內(nèi)孔面壓及其變化率的影響,進(jìn)而指出合理的結(jié)構(gòu)參數(shù)區(qū)間以指導(dǎo)襯套異形孔結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)。1基本規(guī)則設(shè)計(jì)圖1示出了連桿小頭組件1/2模型受力變形趨勢圖及襯套錐度孔結(jié)構(gòu)?？紤]到加工難度和成本等因素,采用結(jié)構(gòu)形式簡單的錐形孔結(jié)構(gòu),其中D為錐度孔起始位置,θ為錐角。此類結(jié)構(gòu)僅需要定義兩個(gè)參數(shù)即可實(shí)現(xiàn),設(shè)計(jì)、加工等均較簡單。采用此類結(jié)構(gòu)可有效提高小頭襯套的承力能力,降低邊緣載荷以及轉(zhuǎn)動(dòng)副的摩擦。2模型計(jì)算及分析本研究以某型號連桿組件1/2模型為研究對象,包括連桿、小頭襯套和活塞銷?？紤]到連桿小頭組件結(jié)構(gòu)較復(fù)雜,借助有限元技術(shù)計(jì)算襯套應(yīng)力、變形等。有限元模型采用二階四面體單元,按文獻(xiàn)使用的收斂性原則確定劃分的網(wǎng)格數(shù)。表1列出了模型計(jì)算中各零件對應(yīng)的材料、彈性模量和泊松比值。除表中列出的材料之外,襯套材料錫青銅的屈服極限為460MPa。連桿組件是發(fā)動(dòng)機(jī)中關(guān)鍵的傳力構(gòu)件,受力情況復(fù)雜,大多計(jì)算3種載荷工況［４－６］,分別為預(yù)緊安裝工況、最大慣性力工況和最高燃燒壓力工況。對于高功率密度柴油機(jī),最高燃燒壓力在活塞銷上的等效力遠(yuǎn)高于活塞組件最大慣性力。與之對應(yīng),襯套在最高燃燒壓力工況下承受的面壓應(yīng)力及邊緣載荷更嚴(yán)重。據(jù)此,本研究僅針對連桿小頭組件開展預(yù)緊安裝工況和最高燃燒壓力工況分析。另外,由于所分析的襯套采用的潤滑方式為飛濺潤滑,很難準(zhǔn)確考慮油膜壓力的影響,為簡化分析,僅考慮結(jié)構(gòu)因素對襯套面壓應(yīng)力的影響,由此將造成壓應(yīng)力數(shù)值整體偏大。3襯套與成為約束條件的約束抗應(yīng)力評價(jià)接觸面壓應(yīng)力是評價(jià)接觸對中承壓件工作可靠性的常用評價(jià)指標(biāo)。接觸面壓應(yīng)力分布越均勻、數(shù)值越小,承壓件越可靠,反之則越危險(xiǎn)。因此,本研究采用該評價(jià)指標(biāo)進(jìn)行襯套錐度孔結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì),即確定結(jié)構(gòu)參數(shù)D和θ在滿足給定約束條件的情況下,使襯套與活塞銷接觸面壓應(yīng)力最大值最小。為便于討論,本研究借助單調(diào)性分析揭示各參數(shù)對襯套面壓的影響規(guī)律。3.1襯套無錐度孔結(jié)構(gòu)的壓應(yīng)力分析以錐度孔結(jié)構(gòu)為例,參數(shù)θ最優(yōu)值求解問題可解釋為給定參數(shù)D,確定錐角θ使得襯套最大壓應(yīng)力最小。由此,可歸結(jié)為如下線性規(guī)劃問題:式中:σc,max為襯套與活塞銷接觸面的最大壓應(yīng)力;σs為襯套材料的屈服極限;θlower和θupper分別為錐角θ約束區(qū)間的最小值和最大值。約束條件σc,max<σs表示該優(yōu)化分析的有效計(jì)算工況僅針對襯套壓應(yīng)力不超過屈服極限的情況。錐角θ的上下限值可按如下兩種極限情況確定:1)θｌｏｗｅｒ,定義襯套無錐度孔結(jié)構(gòu)時(shí),為錐角θ的下限,即θｌｏｗｅｒ=0;2)θｕｐｐｅｒ,為避免錐度孔區(qū)域無效承壓的情況并節(jié)約計(jì)算成本,本例中將利用活塞銷自由變形確定θｕｐｐｅｒ。以D=4.5mm為例,圖2示出了活塞銷中心截面下交線(見圖1)的變形曲線,其中dx代表活塞銷下交線任意位置距離其對稱平面節(jié)點(diǎn)的距離。考慮到變形角較小,因此可近似有如下計(jì)算公式:式中:U０,UＤ分別為襯套外端節(jié)點(diǎn)和錐度孔起始處節(jié)點(diǎn)沿z方向的變形量。帶入圖中標(biāo)明數(shù)據(jù)可計(jì)算得:后可將θｕｐｐｅｒ近似圓整為0.3°。為了研究錐角θ對襯套壓應(yīng)力的影響規(guī)律,借助單調(diào)性分析對計(jì)算結(jié)果進(jìn)行討論。圖3示出了D=4.5mm時(shí),襯套壓應(yīng)力最大值隨θ的變化規(guī)律,其中θ在[0°,0.3°]的區(qū)間內(nèi)以0.05°進(jìn)行等間隔離散,之后將θ對應(yīng)的各個(gè)壓應(yīng)力按照1維插值的方法進(jìn)行處理。由圖可知,θ=0°時(shí),壓應(yīng)力最大值已超過屈服極限,θ在0°~0.1°范圍內(nèi)變化時(shí),隨著θ值的增大,目標(biāo)函數(shù)值雖單調(diào)遞減,但整體目標(biāo)值卻仍然偏大,由此表明此范圍θ值并不能達(dá)到理想的卸載效果;θ在0.1°~0.2°范圍內(nèi)變化時(shí),存在θ的最優(yōu)值θ=0.15°,且目標(biāo)函數(shù)值較小;后續(xù)隨著θ值的增加,面壓最大值呈遞增趨勢,表明過大的錐角將使錐度孔結(jié)構(gòu)部分區(qū)域無法有效承擔(dān)載荷。3.2u3000d/dd的變化考慮到參數(shù)D和θ線性無關(guān),若將參數(shù)D定義為變量,全參數(shù)尋找全域最優(yōu)解的問題可歸結(jié)為以離散參數(shù)D為變量的局部最優(yōu)值最小的問題,上述問題可歸結(jié)為如下數(shù)學(xué)形式:式中:σｃｍａｘｉ為對應(yīng)不同參數(shù)D時(shí),襯套與活塞銷接觸區(qū)域的最大應(yīng)力;Dｌｏｗｅｒ和Dｕｐｐｅｒ分別為參數(shù)D取值下限和上限,其中,Dｌｏｗｅｒ=1mm且受襯套油槽結(jié)構(gòu)限制,Dｕｐｐｅｒ=4.5mm;θｉ,ｕｐｐｅｒ,θｉ,ｌｏｗｅｒ分別為不同參數(shù)D所對應(yīng)的錐角上下極限;x=(0,D)表示設(shè)計(jì)參數(shù)的集合。圖4示出了σＧ和θｉ隨D的變化規(guī)律,其中D在[1mm,4.5mm]的區(qū)間內(nèi)以0.5mm進(jìn)行等間隔離散,對于每個(gè)離散的D值,均可利用上節(jié)的方法得到θ的最優(yōu)值以及上述參數(shù)偶對所對應(yīng)的σＧ,對于離散的優(yōu)化結(jié)果同樣按照1維插值的方法進(jìn)行處理。由圖可知,隨著D的變化,σＧ和θｉ數(shù)值有較大波動(dòng),D較小時(shí),錐面太窄,沒有發(fā)揮卸載的作用,因此壓應(yīng)力仍然較高;D較大時(shí),錐面與活塞銷真實(shí)變形不能全貼合,雖可小幅降低最大壓應(yīng)力,但整體數(shù)值仍相對較高。受連桿小頭與桿身過渡圓弧的影響,參數(shù)D不同,會(huì)造成襯套的支撐剛度有小幅度的變化,因此θｉ隨D的變化會(huì)有對應(yīng)的數(shù)值波動(dòng)。圖5示出了dσｃ/dD隨D的變化規(guī)律,其中dσｃ/dD定義如下:式中:σｃ０,σｃu3000Ｄ分別為襯套外端面和錐面起始位置的壓應(yīng)力;dσｃ/dD為錐面區(qū)域的壓應(yīng)力變化率。圖5示出了襯套錐面區(qū)域壓應(yīng)力分布的均勻程度,其分布規(guī)律與圖4中壓應(yīng)力分布規(guī)律類似,進(jìn)而表明實(shí)現(xiàn)最大壓應(yīng)力最小的同時(shí),也保證了錐面區(qū)域壓應(yīng)力分布較均勻。綜合圖4和圖5,在D=2mm時(shí),可得σＧ最小值,此時(shí)對應(yīng)的錐角θ２=0.112°。然而考慮到襯套錐度孔結(jié)構(gòu)受加工工藝和加工精度的影響,很難保證達(dá)到最優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù),因此,在實(shí)際情況中更傾向于確定一個(gè)相對最優(yōu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)區(qū)間。綜合前述計(jì)算結(jié)果,以D=2mm為中心,將σＧ<300MPa(該值遠(yuǎn)小于屈服極限σｓ)所對應(yīng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)區(qū)間定義為最優(yōu)區(qū)間,即D＊=[1.85mm,2.15mm],θ＊=[0.112°,0.12°]。結(jié)構(gòu)參數(shù)在此最優(yōu)區(qū)間內(nèi),襯套錐面區(qū)域可實(shí)現(xiàn)與活塞銷變形曲面較好貼合。圖6和圖7分別示出了無錐度孔結(jié)構(gòu)和優(yōu)化后錐度孔結(jié)構(gòu)的襯套面壓分布。通過有限元計(jì)算的定性分析表明,襯套采用錐度孔并進(jìn)行優(yōu)化后,其邊緣負(fù)荷降低近40%,從而