基于ANSYSWorkbench的连杆衬套过盈量研究

山西中北大学机械与动力工程学院 梁大珍 樊文欣

1 引言

随着全球经济的迅猛发展和科学技术的全面进步，汽车等代步工具在人类的生产生活中发挥着越来越重要的作用[1]。人们对汽车的追求，越来越看重舒适性、节能性和动力性等[2]。要达到这些目标，在汽车零件的设计生产过程中，必须做到精益求精。

2 连杆衬套受力分析

气缸爆发力的计算公式为[3]：

式中，

Fg—气体压力，N；

Pg—气缸所受的气体压力，MPa；

S—活塞的投影面积，mm2；

d—缸径，mm；

P—气缸内压力，MPa；

P′—曲轴箱气体压力，MPa，一般取P′为0.1MPa。

作用在连杆衬套上的气体力是气缸爆发压力在连杆上的分力，在内燃机工作时，连杆衬套还受到曲柄连杆组惯性力的作用[4]，因此，连杆衬套的受力是两个力的总和。本文研究最大机械力对连杆衬套的影响，其中，气体力在做工冲程活塞远离上止点15°的时刻是最大的[5]，此时，连杆衬套所受的最大机械力的总和为204.462KN。

3 仿真分析

3.1 模型的建立

本文研究对象为150型号的圆筒形连杆衬套，衬套的外径为57mm，内径为51mm，高度为50mm。基于ANSYSWorkbench建立连杆小头、连杆衬套和活塞销三体装配模型如图1所示。

图1 连杆衬套仿真模型

连杆衬套所用材料的相关参数如下：密度为8.85×103（kg/m3）、热膨胀系数为18×10-6（℃-1）、弹性模量为1.29×1011Pa、泊松比为0.3、热导率为67（W/m·k）。连杆衬套所受的机械载荷以轴承力的形式进行加载。

3.2 只考虑预紧力的仿真分析结果

厚壁圆筒与薄壁圆筒过盈配合时接触压力的计算公式：

其中，Δ为衬套压配时的过盈量；r1为结合半径，r1=28.5mm；r2为组合筒外半径，r2=42mm；r为组合筒内筒平均半径，r=25.5mm；P为结合压力，t为薄壁筒厚度，t=3mm；E1为连杆材料的弹性模量，E1=210GPa；E2为连杆衬套材料的弹性模量，E2=129GPa。

运用上式推导不同过盈量下接触压力的理论值，并使用软件仿真不同过盈量下接触面的接触压力值，对两种方法得出的结果进行比较，结果如表1所示。

表1显示误差在5%以内，说明模型是可靠的，可以使用该模型进行连杆衬套的仿真分析。满足传递足够扭矩的最小结合压力为22.847MPa，所以最小过盈量为0.06mm。

表1 理论结合压力与仿真结合压力对比

3.3 考虑机械载荷的分析结果

连杆衬套需要承受相当大的机械载荷，只有满足在承受机械载荷时的等效应力小于材料的屈服极限，才能满足使用要求。在可靠模型上施加一定量的机械载荷，分析不同过盈量下连杆衬套的等效应力。

图2 0.09mm过盈量接触面应力云图

图3 0.09mm过盈量连杆衬套等效应力云图

由图2可以看出，最大接触压力为97.717MPa，出现在与轴正方向且与连杆衬套相接触的区域，与轴承力的分布特点相符合。在图3中，连杆衬套最大等效应力为556.81MPa，出现在x轴正反方向的两个区域，应力集中的分布情况与材料受压变形有关。不同过盈量的分析结果以图表的形式进行显示，见图4和图5。

如图4和图5所示，施加载荷后，连杆衬套等效应力、连杆小头等效应力均比施加载荷前大，且过盈量为0.12mm时连杆衬套等效应力已达679.65MPa，很接近连杆衬套的屈服极限，而过盈量为0.13mm时，连杆衬套等效应力为722.76MPa，超过了其屈服极限。因此，装配过盈量应小于0.13mm。

图4 加载前后连杆衬套等效应力对比

图5 加载前后连杆小头等效应力

4 结论

综合考虑连杆小头和连杆衬套的应力情况，在受载时，装配过盈量不可大于0.12mm，否则，连杆衬套达屈服极限620MPa时会发生失效。分析结果显示，施加载荷后的接触压力比施加载荷前接触压力大，过盈量为0.06mm时接触压力为83.716MPa，大于传递扭矩所需的最小接触压力，因此，0.06mm的装配过盈量是可取的。因此，装配过盈量的可取范围为0.06mm～0.12mm。

[1]何源.基于力学特征的汽车操纵舒适性测评系统研究[D].2009.

[2]范校尉.柴油机过盈装配连杆衬套孔径收缩量的仿真分析[D].2001(5)：25.

[3]樊文欣,张涛等.强力旋压加工的高速柴油机连杆衬套[J].车用发动机,1997,2:32-35.

[4]张保成,苏铁熊等.内燃机动力学[M].山西：国防工业出版社,2009.

[5]冯垣洁.发动机连杆衬套过盈装配仿真及分析[D].中北大学硕士论文,2011(5).27.