基于ANSYSWorkbench的連桿襯套過盈量研究

山西中北大學機械與動力工程學院 梁大珍 樊文欣

1 引言

隨著全球經濟的迅猛發展和科學技術的全面進步，汽車等代步工具在人類的生產生活中發揮著越來越重要的作用[1]。人們對汽車的追求，越來越看重舒適性、節能性和動力性等[2]。要達到這些目標，在汽車零件的設計生產過程中，必須做到精益求精。

2 連桿襯套受力分析

氣缸爆發力的計算公式為[3]：

式中，

Fg—氣體壓力，N；

Pg—氣缸所受的氣體壓力，MPa；

S—活塞的投影面積，mm2；

d—缸徑，mm；

P—氣缸內壓力，MPa；

P′—曲軸箱氣體壓力，MPa，一般取P′為0.1MPa。

作用在連桿襯套上的氣體力是氣缸爆發壓力在連桿上的分力，在內燃機工作時，連桿襯套還受到曲柄連桿組慣性力的作用[4]，因此，連桿襯套的受力是兩個力的總和。本文研究最大機械力對連桿襯套的影響，其中，氣體力在做工沖程活塞遠離上止點15°的時刻是最大的[5]，此時，連桿襯套所受的最大機械力的總和為204.462KN。

3 仿真分析

3.1 模型的建立

本文研究對象為150型號的圓筒形連桿襯套，襯套的外徑為57mm，內徑為51mm，高度為50mm。基于ANSYSWorkbench建立連桿小頭、連桿襯套和活塞銷三體裝配模型如圖1所示。

圖1 連桿襯套仿真模型

連桿襯套所用材料的相關參數如下：密度為8.85×103（kg/m3）、熱膨脹系數為18×10-6（℃-1）、彈性模量為1.29×1011Pa、泊松比為0.3、熱導率為67（W/m·k）。連桿襯套所受的機械載荷以軸承力的形式進行加載。

3.2 只考慮預緊力的仿真分析結果

厚壁圓筒與薄壁圓筒過盈配合時接觸壓力的計算公式：

其中，Δ為襯套壓配時的過盈量；r1為結合半徑，r1=28.5mm；r2為組合筒外半徑，r2=42mm；r為組合筒內筒平均半徑，r=25.5mm；P為結合壓力，t為薄壁筒厚度，t=3mm；E1為連桿材料的彈性模量，E1=210GPa；E2為連桿襯套材料的彈性模量，E2=129GPa。

運用上式推導不同過盈量下接觸壓力的理論值，并使用軟件仿真不同過盈量下接觸面的接觸壓力值，對兩種方法得出的結果進行比較，結果如表1所示。

表1顯示誤差在5%以內，說明模型是可靠的，可以使用該模型進行連桿襯套的仿真分析。滿足傳遞足夠扭矩的最小結合壓力為22.847MPa，所以最小過盈量為0.06mm。

表1 理論結合壓力與仿真結合壓力對比

3.3 考慮機械載荷的分析結果

連桿襯套需要承受相當大的機械載荷，只有滿足在承受機械載荷時的等效應力小于材料的屈服極限，才能滿足使用要求。在可靠模型上施加一定量的機械載荷，分析不同過盈量下連桿襯套的等效應力。

圖2 0.09mm過盈量接觸面應力云圖

圖3 0.09mm過盈量連桿襯套等效應力云圖

由圖2可以看出，最大接觸壓力為97.717MPa，出現在與軸正方向且與連桿襯套相接觸的區域，與軸承力的分布特點相符合。在圖3中，連桿襯套最大等效應力為556.81MPa，出現在x軸正反方向的兩個區域，應力集中的分布情況與材料受壓變形有關。不同過盈量的分析結果以圖表的形式進行顯示，見圖4和圖5。

如圖4和圖5所示，施加載荷后，連桿襯套等效應力、連桿小頭等效應力均比施加載荷前大，且過盈量為0.12mm時連桿襯套等效應力已達679.65MPa，很接近連桿襯套的屈服極限，而過盈量為0.13mm時，連桿襯套等效應力為722.76MPa，超過了其屈服極限。因此，裝配過盈量應小于0.13mm。

圖4 加載前后連桿襯套等效應力對比

圖5 加載前后連桿小頭等效應力

4 結論

綜合考慮連桿小頭和連桿襯套的應力情況，在受載時，裝配過盈量不可大于0.12mm，否則，連桿襯套達屈服極限620MPa時會發生失效。分析結果顯示，施加載荷后的接觸壓力比施加載荷前接觸壓力大，過盈量為0.06mm時接觸壓力為83.716MPa，大于傳遞扭矩所需的最小接觸壓力，因此，0.06mm的裝配過盈量是可取的。因此，裝配過盈量的可取范圍為0.06mm～0.12mm。

[1]何源.基于力學特征的汽車操縱舒適性測評系統研究[D].2009.

[2]范校尉.柴油機過盈裝配連桿襯套孔徑收縮量的仿真分析[D].2001(5)：25.

[3]樊文欣,張濤等.強力旋壓加工的高速柴油機連桿襯套[J].車用發動機,1997,2:32-35.

[4]張保成,蘇鐵熊等.內燃機動力學[M].山西：國防工業出版社,2009.

[5]馮垣潔.發動機連桿襯套過盈裝配仿真及分析[D].中北大學碩士論文,2011(5).27.