工藝參數(shù)優(yōu)化下連桿擺動副襯套結(jié)構(gòu)強度研究

向建華， 劉健， 鐘乘龍， 魏滿暉， 王宇江， 張利敏

(1. 北京理工大學 機械與車輛學院，北京 100081； 2. 中國北方發(fā)動機研究所，天津 300400)

由活塞、連桿、襯套和活塞銷組成的連桿擺動副是內(nèi)燃機中極易失效的部位，隨著現(xiàn)代內(nèi)燃機不斷向著高功率方向發(fā)展，負荷逐步加劇，多場耦合作用不斷增強，連桿擺動副的結(jié)構(gòu)強度面臨著巨大的挑戰(zhàn)[1-2]. 而改善擺動副中最易失效部件襯套的使用性能則是改善連桿擺動副性能至關(guān)重要的一環(huán). 研究表明，近1/3的襯套失效案例都與襯套加工有關(guān)[3]. 因此開展襯套加工工藝的相關(guān)研究對改善連桿擺動副的承載特性是很有必要的. 李正元等[4]研究了柴油機連桿襯套強力旋壓加工中減薄率和熱處理溫度對某材料力學性能的影響. HUA等[5]建立了筒形工件三輪反向旋壓的有限元模型，得出了其應力應變的分布情況，并通過實驗驗證了仿真結(jié)果. 樊文欣等[6]通過QSn7-0.2的強力旋壓工藝實驗，確定了襯套加工的最佳旋壓工藝參數(shù)及退火溫度. 以上研究通過仿真或?qū)嶒灥姆绞窖芯苛斯に噮?shù)對襯套零件的力學性能的影響規(guī)律，但加工工藝參數(shù)對襯套在連桿擺動副組合工作下的結(jié)構(gòu)強度影響及規(guī)律尚缺乏深入的研究.

1 襯套強力旋壓過程的仿真分析

高功率內(nèi)燃機對連桿擺動副襯套的力學性能具有很高的要求. 在實際生產(chǎn)中，由于強力旋壓法具有加工條件簡單、加工件力學性能較好等優(yōu)點，因此強力旋壓是最普遍的襯套加工方法[6]，其加工過程如圖1所示. 加工過程中，芯模以一定速度旋轉(zhuǎn)并依靠和胚料的摩擦力帶動胚料旋轉(zhuǎn)，旋輪作進給運動，使胚料連續(xù)地逐點變薄并貼靠芯模而形成襯套. 但另一方面，由于強力旋壓過程中不均勻的塑性變形, 在旋壓件內(nèi)會產(chǎn)生殘余應力, 殘余應力的大小及其分布對襯套的使用性能產(chǎn)生較大影響，而進一步影響連桿擺動副中的結(jié)構(gòu)剛強度特性[7-9].

圖1 旋壓過程示意圖Fig.1 Schematic diagram of spinning process

1.1 三旋輪錯距強力旋壓建模

文中研究的襯套利用abaqus建立三旋輪錯距強力旋壓模型如圖2所示，具體參數(shù)如表1所示. 三個旋輪呈120°均勻分布，同時三輪之間存在一定的軸向和徑向錯距，以實現(xiàn)一定的減薄率，并防止芯模由于旋壓力不均導致產(chǎn)生偏心現(xiàn)象. 考慮到文獻[10]對旋壓仿真過程中的力學相關(guān)的概念與內(nèi)容已做陳述，且文中重點在于連桿擺動副中殘余應力影響的研究，故此方面文中不再詳細敘述. 同時，由于旋壓過程中不均勻的塑性變形所產(chǎn)生的殘余應力很大，故認為胚料中初始殘余應力接近于0，不予考慮.

圖2 三旋輪錯距旋壓幾何模型Fig.2 Geometrical model of three-wheel staggered spinning

表1 模型尺寸Tab.1 Model dimensions

考慮到影響襯套加工殘余應力的主要因素有強力旋壓法中的減薄率φ、進給比f和主軸轉(zhuǎn)速n以及后續(xù)熱處理過程的溫度T[7]，故文中主要以這幾個因素來開展特性及影響規(guī)律研究. 建模時，由于芯模和旋輪的硬度和強度遠大于胚料，故仿真分析中，芯模和旋輪被定義為解析剛體，只需定義胚料所采用錫青銅QSn7-0.2的材料屬性如表2所示.

表2 QSn7-0.2材料屬性Tab.2 QSn7-0.2 material attributes

而相應在網(wǎng)格處理時，采用六面體減縮積分單元C3D8R僅對胚料進行劃分，同時考慮到胚料變形較大，設置ALE自適應網(wǎng)格控制以允許網(wǎng)格在胚料旋壓過程中自適應調(diào)整形狀. 在邊界和載荷施加時，將芯模和胚料的上表面固定，進給運動和旋轉(zhuǎn)都施加到旋輪上，通過相對運動達到和實際過程相同的效果.

1.2 襯套強力旋壓結(jié)果分析

圖3為芯模轉(zhuǎn)速400 r/min、減薄率20%、進給比0.6時的襯套終旋階段應力分布. 終旋階段旋輪同襯套接觸，上部因塑性變形最大，殘余應力也達到最大，其值為416 MPa；應力以接觸處為中心向周圍擴散，接觸處附近應力為200～300 MPa；在遠離接觸處的上表面，應力值小于100 MPa. 圖4為旋壓后襯套的等效塑性應變分布，由于大部分時間中圈部分同接觸處較近，中圈部分形變量較大；上表面區(qū)域由于上表面的固定，應力集中，導致形變量最大，等效塑性應變值為4.56；下表面部分變形極小，僅在初旋階段產(chǎn)生了微小變形.

圖3 襯套終旋階段及其應力分布Fig.3 The final rotation stage of bushing and its stress distribution

圖4 襯套終旋后的等效塑性應變分布Fig.4 Equivalent plastic strain distribution of bushing after final rotation

表3為分別改變主軸轉(zhuǎn)速、旋輪與芯模軸線的距離以及旋輪進給速度v與主軸轉(zhuǎn)速n的比值來改變減薄率φ和進給比f，通過控制變量法實現(xiàn)對3個主要加工參數(shù)對殘余應力分布和變形的影響規(guī)律. 不同減薄率、主軸轉(zhuǎn)速、進給比對殘余應力值影響不大，最大值為416 MPa左右，主要分布在旋輪進給的最終位置一側(cè)；但這3個參數(shù)對等效塑性應變和最大變形影響較大，與旋壓成型工藝的特點相符合，其中最大值分別為11.41和19.17 mm.

表3 不同參數(shù)下的仿真結(jié)果Tab.3 Simulation results in different parameters

2 考慮旋壓工藝下的連桿擺動副結(jié)構(gòu)強度分析

通過襯套強力旋壓過程分析可以得到襯套殘余應力的分布，還需進行熱處理等工序才能得到成品，會進一步影響襯套的殘余應力值. 此外，1.2中3個參數(shù)雖對最大應力影響不大，但減薄率、進給比對襯套力學性能有一定的影響.

李濤等[8]考慮旋壓工藝參數(shù)和熱處理溫度，通過試驗得到了屈服強度和抗拉強度關(guān)于減薄率、進給比和熱處理溫度的回歸方程.

屈服強度的回歸方程為

σ0.2=452.19+413.62z1-363.02z3+715.57z23

(1)

抗拉強度的回歸方程為

σb=254.68+1 195.55z1+0.83z2+

206.16z3-3.21z1z2-180.47z23

(2)

式中：z1為減薄率；z2為熱處理溫度；z3為進給比.

在后面的仿真中，相關(guān)參數(shù)的設置采用式(1)和式(2)的回歸方程.

2.1 襯套殘余應力的模擬導入

襯套強力旋壓后還需要通過熱處理工序以進行應力退火，隨著退火溫度逐漸升高，殘余應力消除效果逐漸明顯. 根據(jù)文獻[9]，本襯套產(chǎn)品取旋壓后所得毛坯應力值的10%作為襯套最終殘余應力.

對該應力場的模擬通過施加溫度和設置熱膨脹系數(shù)的方式,以形成相似的殘余應力場(主要包括最大應力值的相似和應力分布的相似)，并直接導入襯套中，即實現(xiàn)了將最終襯套殘余應力導入連桿擺動摩擦副模型中的目的. 圖5是以290 ℃退火溫度為例，模擬時在初始分析步中定義25 ℃的恒溫度場，在靜力分析步中將溫度場升高到41 ℃，得到如圖所示的等效殘余應力場. 由于溫度載荷均勻，邊界約束對稱，殘余應力場具有高度對稱性，最大應力值為42.3 MPa，和強力旋壓仿真(圖3b)并進行熱處理后的應力值41.6 MPa接近，襯套同活塞銷和連桿接觸部分應力值較小，接近25 MPa，未接觸部分應力值在35 MPa左右.

圖5 等效殘余應力場Fig.5 Equivalent residual stress field

2.2 連桿擺動副有限元建模

連桿小頭襯套組合結(jié)構(gòu)模型由活塞、活塞銷、襯套和連桿四部分組成，如圖6所示. 網(wǎng)格的劃分采用C3D10四面體和C3D8R六面體網(wǎng)格結(jié)合的方式，該連桿擺動副有限元模型共包含1.451 44×105個實體單元、2.294 93×105個節(jié)點.

圖6 連桿小頭襯套擺動副有限元模型Fig.6 Finite element model of swing pair of connecting rod small end bushing

在邊界條件方面，對連桿大頭進行全約束，以固定整個模型；對活塞及活塞銷軸向約束，以模擬活塞銷卡簧軸向固定的作用；對活塞進行約束，以模擬氣缸套導向作用. 此外，根據(jù)接觸要求，活塞銷與連桿襯套之間采用間隙配合，間隙量分別為0.03 mm；連桿小頭與連桿襯套之間采用過盈配合，過盈量為0.04 mm. 接觸關(guān)系均為剪切摩擦，連桿小頭和連桿襯套、活塞銷座和活塞襯套的摩擦系數(shù)為0.1，活塞銷和連桿襯套、活塞銷和活塞襯套的摩擦系數(shù)為0.07. 在施加載荷方面，對活塞頂部施加向下的氣體爆發(fā)壓力，約21.9 MPa；將曲柄連桿機構(gòu)受到的往復慣性力以體積力形式加載，約2.18×108kg/(m2·s2)；將小頭運動副所受的熱載荷以該工況下相對穩(wěn)定的溫度場形式加載，分別設定為150 ℃的正常工作溫度；而襯套的殘余應力場的施加通過導入2.1部分獲得的odb文件來實現(xiàn).

2.3 連桿擺動副襯套結(jié)構(gòu)剛強度分析

運用圖6的有限元模型，并基于襯套強力旋壓在轉(zhuǎn)速400 r/min、減薄率20%、進給比0.3以及熱處理溫度290 ℃工藝參數(shù)下所形成的殘余應力工況條件，開展連桿擺動副結(jié)構(gòu)強度計算分析.

圖7為連桿擺動副中襯套的應力分布，因襯套型線的結(jié)構(gòu)設計，圖7(a)和圖7(b)應力呈現(xiàn)邊緣低、接觸區(qū)高、中間低的對稱性分布，且可以看出，應力分布形態(tài)接近，考慮殘余應力襯套最大值應力為459.32 MPa，相比不考慮大了43.2 MPa. 而從底部軸向應力分布圖7(c)可看出，襯套承壓接觸處最大處差值約為40 MPa，其余部位應力差值約100 MPa. 這是由于考慮殘余應力時溫度應力增長速率較高,如圖7(d)中0～1 s所示，在1 s時載荷加載抵消部分應力，整體應力值下降，而接觸區(qū)壓力較大，導致接觸區(qū)應力不降反升，且不考慮殘余應力時增速較快，所以有無殘余應力影響時，接觸區(qū)應力差值較中部小.

圖7 連桿擺動副中襯套的應力分布Fig.7 Stress distribution of bushing in swinging pair of connecting rod

圖8為連桿擺動副襯套的匹配接觸應力分布，因邊緣接觸變形，接觸應力整體呈現(xiàn)兩邊大中間小的趨勢(最邊緣因襯套有切削量，接觸應力為0)；從圖8(a)和圖8(b)可看出，有無殘余應力對接觸壓力基本沒有影響；排除活塞銷與襯套接觸邊沿網(wǎng)格尖點的影響，圖8(c)顯示匹配接觸壓力均為從150 MPa漸增至230 MPa左右. 圖9為連桿擺動副襯套的位移分布，圖9(a)和圖9(b)變形沿軸向呈對稱分布，考慮殘余應力的最大位移變形為77.90 μm，且在邊沿側(cè)位移變形值較大. 圖9(c)顯示殘余應力使得襯套變形量沿軸向差值增大約0～40 μm，相對變形量最大增加約一倍左右.

圖9 連桿擺動副中襯套的位移分布Fig.9 Displacement distribution of bushing in swinging pair of connecting rod

3 工藝參數(shù)對連桿擺動副襯套結(jié)構(gòu)強度影響分析與優(yōu)化

襯套是連桿擺動摩擦副的易損部件，提高襯套工作下的剛強度可以極大地提高連桿擺動摩擦副的使用壽命. 從加工角度出發(fā)，強力旋壓法中對襯套剛強度影響最大的工藝參數(shù)有減薄率、進給比和旋壓后的熱處理溫度，為此本部分采用響應面BBD試驗設計方法開展這些因素對連桿擺動摩擦副襯套強度的規(guī)律分析和優(yōu)化研究.

3.1 響應面法模型建立

選用工藝參數(shù)減薄率、進給比和熱處理溫度等三個因素作為試驗因子x1、x2、x3；其中減薄率取值20%～50%，進給比選取0.1 mm/r～0.5 mm/r，熱處理溫度取260 ℃～300 ℃. 襯套的失效多為變形導致的應力集中和接觸失效，例如偏磨、襯套松動等；而由2.3的分析可知，加工參數(shù)并不影響襯套接觸壓力的分布，故選取襯套最大應力y1和襯套最大位移變形y2為響應變量. 得到的14組試驗結(jié)果如表4所示.

采用Design-Expert軟件對表3從低次模型開始進行擬合，構(gòu)造出關(guān)于各響應變量的響應模型，并通過顯著性分析得到響應面近似函數(shù).

最大應力響應模型為

y1=57.211 96+6.231 14x1+

281.354 17x2+1.500 42x3-6.833 3x1x2-

(3)

最大位移響應面模型為

y2=-333.312 01+4.832 72x1+39.958 33x2+

2.177 5x3-2.259 17x1x2-0.019 78x1x3-

(4)

表4 試驗數(shù)據(jù)結(jié)果Tab.4 Experiment results

3.2 工藝參數(shù)的影響規(guī)律研究

由式(3)和式(4)可以獲得工藝參數(shù)減薄率、進給比和熱處理溫度對襯套最大應力和最大位移變形量的影響規(guī)律. 從圖10的襯套工藝參數(shù)對最大應力的影響規(guī)律圖中可以看出：隨著減薄率的升高，襯套最大應力先減小，在42%減薄率處開始增加；隨著進給比的增加，最大應力單調(diào)遞增且增長速度穩(wěn)定；隨著熱處理溫度的升高，襯套最大應力增大，熱處理溫度對襯套最大應力的影響程度不及進給比. 從圖11中襯套工藝參數(shù)對最大位移變形的影響規(guī)律圖可以看出：隨著減薄率的增大，襯套最大位移變形增大，但增加幅度很小，減薄率從20%增加到50%，襯套最大位移形變增幅不到10 μm；隨著進給比增大，襯套最大位移形變增大；隨著熱處理溫度的增加，襯套最大位移形變均勻增大，但影響程度不及進給比.

圖10 襯套工藝參數(shù)對最大應力的影響規(guī)律Fig.10 Influence of bushing process parameters on maximum stress

圖11 襯套工藝參數(shù)對最大位移變形的影響規(guī)律Fig.11 Influence of bushing process parameters on maximum displacement and deformation

從圖11中襯套工藝參數(shù)對最大位移變形的影響規(guī)律圖可以看出：隨著減薄率的增大，襯套最大位移變形增大，但增加幅度很小，減薄率從20%增加到50%，襯套最大位移形變增幅不到10 μm；隨著進給比增大，襯套最大位移形變增大；隨著熱處理溫度的增加，襯套最大位移形變均勻增大，但影響程度不及進給比.

3.3 工藝參數(shù)的優(yōu)化設計

為了使連桿襯套在受壓工況下的結(jié)構(gòu)強度更加可靠，避免發(fā)生失效問題，需要確定連桿襯套的最優(yōu)工藝方案. 根據(jù)3.1的模型對連桿襯套的機加參數(shù)及熱處理溫度進行優(yōu)化設計，優(yōu)化數(shù)學模型為

miny1

miny2

20% ≤x1≤ 50%

0.1?x2?0.5

260?x3?300

(5)

通過Design-expert優(yōu)化求解得：減薄率為28.37%，進給比為0.154，熱處理溫度為261.73 ℃時，襯套最大應力和最大徑向位移取得極小值，分別為445.01 MPa和71.99 μm. 該優(yōu)化預測值和實際計算值(圖12(a)應力云圖的444.00 MPa和圖12(b)的變形云圖的74.38 μm)，誤差分別為1%和3%.

圖12 襯套優(yōu)化后的應力和變形分布Fig.12 Stress distribution anddeformation distribution of bushing after optimization

4 結(jié)束語

襯套的強力旋壓參數(shù)減薄率、主軸轉(zhuǎn)速、進給比對殘余應力值影響不大，殘余應力值沿軸向呈對稱分布，且兩端較大, 文中研究的襯套強力旋壓后的殘余應力最大值為416 MPa左右，并可通過等效溫度場來模擬;在連桿擺動副中，殘余應力會使連桿擺動副工作中的應力與變形增大，殘余應力較大處增幅明顯，而對接觸壓力影響較小;基于響應模型獲得了工藝參數(shù)對連桿擺動副中襯套應力和變形的影響規(guī)律，并計算得到減薄率28.37%、進給比0.154和熱處理溫度261.73 ℃的最優(yōu)工藝參數(shù)下，使得襯套最大應力和最大徑向形變?nèi)〉脴O小值，分別為445.01 MPa和71.99 μm.