文字|編輯：李伯玲|李伯苓

引言隨著發(fā)動機輕量化和強化的不斷提高，由于部件剛度不足，部件接觸面之間的微動磨損現(xiàn)象更加突出，對部件及整機的可靠性影響較大。針對連桿大端軸承瓦塊背接觸面易發(fā)生微動的情況，建立了微動磨損和疲勞的三維仿真模型并進行了驗證。

同時，基于任意拉格朗日-歐拉（ALE）方法，考慮磨損引起的表面形貌和接觸應(yīng)力分布變化，研究了連桿大端軸承和小端軸承軸孔的微動磨損。引擎。進行計算分析，并進行微動磨損試驗和表面形貌測試，最終獲得連桿大端軸承-軸瓦的微動磨損特性。然后我們研究了螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈量對磨損和微動疲勞的影響。最后，基于微動疲勞參數(shù)（SWT參數(shù)），對軸瓦背接觸面的微動疲勞壽命進行了分析，并為相應(yīng)的微動疲勞壽命提供了優(yōu)化參考。

在磨損分析過程中，如果不考慮網(wǎng)格表面與內(nèi)部節(jié)點的協(xié)調(diào)運動，就會導(dǎo)致表面節(jié)點的位置發(fā)生過大的變化，進而導(dǎo)致表面網(wǎng)格的扭曲和損壞，使得繼續(xù)計算變得困難。為了解決網(wǎng)格畸變問題，我們決定使用ALE方法來分析接觸表面的微動磨損過程。在磨損計算過程中，計算磨損深度h并將其作為位移邊界施加在表面節(jié)點上。其次，通過接觸面上網(wǎng)格和材料節(jié)點拉格朗日位移相等的邊界條件，實現(xiàn)了表面磨損的精確模擬。

使用拉格朗日網(wǎng)格的目的是跟蹤材料的自由邊界。對于材料內(nèi)部網(wǎng)格的運動，我們可以利用歐拉網(wǎng)格獨立于材料的運動來檢測變形過程中發(fā)生的扭曲。修改單位，使其盡可能規(guī)則，以保證計算的順利進行。

在有限元計算過程中，我們采用非線性靜力計算來模擬連續(xù)加載過程。即在有限元計算過程中，將發(fā)動機一個工作循環(huán)的載荷曲線應(yīng)用于一個分析步驟，并將該分析步驟劃分為M個計算增量步驟。為了保證計算質(zhì)量，M應(yīng)在合理范圍內(nèi)盡可能取大。

同時，由于單循環(huán)載荷的影響對接觸表面微動磨損總量的貢獻很小，因此通過有限元計算計算出的接觸參數(shù)對于相鄰的兩個工作循環(huán)不會發(fā)生太大變化。

圖1所示為微動磨損的模擬過程。我們采用磨損深度計算方法計算單個模擬周期內(nèi)接觸表面各節(jié)點的磨損深度，并對其進行加速和放大。我們選擇節(jié)點內(nèi)的法線方向作為磨損方向，將磨損位移矢量作為邊界條件加載到每個節(jié)點上，再次進行計算以獲得磨損接觸面上的節(jié)點坐標(biāo)。

提取接觸面上磨損后的節(jié)點坐標(biāo)并作為輸入量輸入到下一個計算周期后，即可實現(xiàn)磨損的連續(xù)模擬過程。

同時，在磨損模擬過程中，為了防止表面節(jié)點位移過大而導(dǎo)致內(nèi)部網(wǎng)格畸變，我們采用ALE方法對接觸區(qū)域的內(nèi)外節(jié)點進行協(xié)調(diào)運動，并對單元質(zhì)量進行優(yōu)化以保證計算過程中的收斂性。

然而，從上一周期的有限元計算結(jié)果中，可以計算出節(jié)點位移和表面接觸應(yīng)力，從而獲得從表面節(jié)點上的磨損深度，而從Abaqus有限元中的計算結(jié)果中可以得到主表面上的相對滑移計算軟件無法直接獲取。因此，需要利用從動面上的相對滑移值進行插值計算，得到主面上的相對滑移結(jié)果，進而得到主面上的微動磨損深度和微動磨損方向（主面上的法線方向）。節(jié)點位置處的表面）。

我們以主從面上的節(jié)點運動矢量和節(jié)點運動深度作為位移邊界，輸出到下一周期的有限元計算輸入文件，并根據(jù)計算結(jié)果調(diào)整下一周期的放大系數(shù)，然后進入下一個循環(huán)。磨損模擬。

在建模和程序?qū)崿F(xiàn)的過程中，我們沒有限制研究對象。該模型和程序可以推廣并應(yīng)用于各種零件的微動磨損分析。

標(biāo)準(zhǔn)銷盤驗證模型和邊界條件設(shè)置的詳細信息如圖3所示。為了驗證微動磨損模擬控制程序的有效性，我們對銷盤進行了三維有限元建模和微動磨損計算。 SRV-4微動磨損試驗機上的盤模型。 （圖3a）。

為了提高模擬精度，我們還對銷盤模型的主要磨損部位進行了局部網(wǎng)格細化。細化網(wǎng)格部分采用六面體一階單元，網(wǎng)格寬度為2 m。在驗證模型的非細化部分，我們使用網(wǎng)格寬度為0.2mm的四面一階單元。驗證模型采用Mccoll等人的測試材料和加載方法，并將模擬值與測試值進行比較。

我們對耐磨板的下端采用固定邊界，對磨銷上表面與控制點設(shè)置約束約束，并在控制點上加載法向力，法向力F=185N，設(shè)置表面磨銷與磨盤接觸，銷接觸面為主面，磨盤接觸面為從動面，摩擦系數(shù)=0.9，泊松比為0.3，楊氏模量為115GPa。

在控制點上加載往復(fù)位移邊界條件，完成微動磨損過程，往復(fù)位移行程為50 m。單次循環(huán)往復(fù)位移邊界加載過程如圖3b所示，其中磨損模擬總循環(huán)次數(shù)為18000次，且在室溫下進行。表1為鈦合金Ti-6Al-4V的材料性能參數(shù)。

圖4為微動磨損模擬值與測試值的對比。微動磨損的模擬值在磨損深度和磨痕寬度方面與測試值吻合較好。因此，可以驗證微動磨損控制方案的有效性。隨著循環(huán)次數(shù)的增加，微動疲勞參數(shù)SWT的出現(xiàn)位置及變化過程如圖5所示。

經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)接觸面的微動疲勞壽命為97600次磨損循環(huán)，測試結(jié)果為10000次循環(huán)時樣品上觀察到疲勞裂紋，計算誤差為2.4%，可應(yīng)用于實際問題。

為了驗證ALE方法在大節(jié)點位移加載下優(yōu)化網(wǎng)格質(zhì)量控制的有效性，我們決定建立一個簡單的有限元模型，如圖6所示，在頂部中心位置加載大位移邊界，并固定邊界在底部。并選擇上方區(qū)域作為ALE網(wǎng)格優(yōu)化區(qū)域。

圖7是不使用ALE方法的有限元計算結(jié)果。與采用ALE網(wǎng)格質(zhì)量控制方法的有限元計算結(jié)果相比，可以看出，未采用ALE方法的網(wǎng)格在大節(jié)點位移載荷下存在明顯的網(wǎng)格畸變?；?，并且使用ALE網(wǎng)格質(zhì)量優(yōu)化方法后，在大部分局部變形的影響下，網(wǎng)格質(zhì)量得到顯著改善。

所有網(wǎng)格均未出現(xiàn)因局部節(jié)點位移過大而導(dǎo)致的畸變問題，進一步驗證了該方法的有效性。

這次我們的研究對象是汽車發(fā)動機的連桿。發(fā)動機及連桿基本參數(shù)如表2所示。

連桿總成有限元模型如圖8所示，包括連桿大端蓋、連桿軸、連桿大端軸瓦、螺栓、螺母、連桿小端銷和曲軸段。圖8a 顯示了有限元模型約束和載荷設(shè)置。

其中，軸瓦與連桿大端孔之間為過盈配合。過盈量取自軸瓦設(shè)計圖，軸瓦背磨系數(shù)由SRV-4試驗機上的銷盤微動磨損試驗得到。

設(shè)置有限元模型的邊界條件，在連桿和曲軸兩端設(shè)置固定邊界，并根據(jù)試驗中的實際加載曲線對連桿小端銷施加拉伸和壓縮載荷。為了保證接觸部分的計算精度，我們決定在接觸部分主要采用一階六面體單元進行網(wǎng)格劃分，如圖8b所示。

為了驗證連桿軸瓦微動磨損分析模型，我們?yōu)樵撔瓦B桿設(shè)計了專用夾具，并在MTS公司疲勞試驗機上進行了微動磨損試驗。試驗加載裝置如圖9所示。

通過模擬曲柄銷與連桿大端軸承的配合情況，并根據(jù)曲軸的加工公差要求，加工出連桿大端銷，固定活塞連桿大端通過大端銷軸安裝在大端夾具上，大端夾具的夾緊桿與疲勞機的固定端連接。為了防止軸瓦后接觸面在連續(xù)微動磨損過程中發(fā)生燒結(jié)，我們決定在大端夾具上設(shè)計油槽，并在試驗時向油槽中添加潤滑油將大端浸沒以達到降溫的效果。

我們通過小端銷將連桿小端連接到小端夾具上。小端夾具通過小端保持桿固定在疲勞機的加載端，上下夾具對齊。試驗裝置中，通過疲勞機加載端的液壓加載裝置實現(xiàn)連桿的循環(huán)往復(fù)加載。圖10為缸內(nèi)氣體壓力與微動試驗加載曲線。根據(jù)實際測得的缸內(nèi)壓力和發(fā)動機的工況，我們得到的最大爆炸壓力為6.25MPa（圖10a）。測試時，壓力將根據(jù)氣缸直徑轉(zhuǎn)換為加載力。

為了在合理的范圍內(nèi)加速軸瓦背面的微動磨損，我們在連桿材料強度允許的范圍內(nèi)適當(dāng)增加連桿上的最大壓縮載荷和最大拉伸載荷50%。

設(shè)計的連桿試驗加載過程如圖10b所示。連桿最大壓縮載荷設(shè)置為32.0kN，最大拉伸載荷設(shè)置為13.5kN，加載頻率為12Hz，循環(huán)次數(shù)為45萬次。

我們的計算和測試都使用相同的載荷和加載方法。圖11為上墊背磨測試結(jié)果與計算結(jié)果的對比?？梢钥闯觯S瓦背面的微動磨損主要發(fā)生在上軸瓦、油孔周圍和軸瓦兩側(cè)。位置大約是45角。

計算得出的軸瓦背面磨損痕跡位置和孔周圍磨損痕跡位置與試驗結(jié)果吻合較好。上軸瓦背面磨損痕跡的具體位置如圖12所示，計算出的磨損痕跡在遠離油孔的一側(cè)與對稱面成19.0角。 ~28.0和36.0~48.0；試驗?zāi)p痕跡位于遠離油孔的一側(cè)與對稱面夾角18.0~27.0和39.0~48.5處。

可以看出磨損痕跡位置的計算是比較準(zhǔn)確的。我們想要驗證微動磨損模擬程序的準(zhǔn)確性，但循環(huán)次數(shù)較少（45萬次），計算出的最大磨損深度僅為0.0694m。測試無法測量它，只能觀察它。佩戴痕跡。為了確定軸瓦微動磨損的原因是接觸面之間的切向相對滑移還是徑向開閉，我們?nèi)∽畲罄燧d荷下軸瓦背接觸面的相對滑移量條件制作云圖，如圖13所示。

從圖中我們可以看出，接觸面徑向開閉量主要集中在油孔附近。這是由于孔周圍為圓角，加載過程中開合量較大。同時，軸瓦其余部分的開閉幅度很小，遠小于切向方向的相對滑移，因此可以忽略不計。

軸瓦背面的微動磨損結(jié)果細節(jié)如圖14所示?？梢钥闯?，微動磨損分布與切向滑移分布接近。因此，可以認為軸瓦背面接觸面的微動磨損主要是由接觸面引起的。由于切向滑移的原因，我們選擇修正的Archard模型來計算軸瓦背接觸面的微動磨損量。

同時，接觸面的周向滑移大于軸向滑移，表明周向滑移在磨損過程中起主要作用。

為了研究連桿軸承接觸副微動磨損的影響因素，我們對螺栓預(yù)緊力、軸承過盈量等參數(shù)進行了45萬次的微動磨損模擬。圖15 顯示了磨損深度模擬結(jié)果。

從圖15中我們可以看出，在軸瓦過盈量不變的情況下，增大螺栓預(yù)緊力會使軸瓦后接觸面與連桿大端孔接觸面的接觸更加緊密，從而導(dǎo)致軸承接觸面的接觸應(yīng)力相應(yīng)增大，較大的接觸應(yīng)力會增加接觸面的微動磨損量。

但增大螺栓預(yù)緊力也會相應(yīng)減少瓦背與大端孔接觸面的相對滑移，也會減少瓦背的微動磨損。綜上可見，隨著螺栓預(yù)緊力的增大，軸瓦背面的微動磨損量會先減小后增大。

在螺栓預(yù)緊力不變的情況下，隨著初始過盈量變大，軸瓦背面的微動磨損量逐漸變小。這是因為當(dāng)初始過盈量變大時，軸瓦背與連桿由于大端孔接觸面的擠壓作用，加載過程中接觸面間的相對位移減小，從而減小了瓷磚背面的微動磨損量。

但當(dāng)軸承過盈過大時，需要較大的螺栓預(yù)緊力，軸承將承受較大的載荷，可能導(dǎo)致軸承屈服。因此，軸承的初始過盈量需要在軸承強度的允許范圍內(nèi)。增加。

我們決定繼續(xù)將磨損循環(huán)次數(shù)增加至2,000,000次，以觀察軸瓦背接觸面磨損分布的變化。圖16顯示了不同循環(huán)次數(shù)下磨損分布結(jié)果的比較。

隨著微動磨損循環(huán)次數(shù)逐漸增加，磨損率迅速增加。同時，軸瓦側(cè)面的主要磨損位置逐漸向上移動，軸瓦邊緣磨損逐漸增大；最大磨損位置移動到油孔位置。

微動疲勞SWT值隨循環(huán)次數(shù)的變化如圖17所示。隨著循環(huán)次數(shù)的增加，SWT值不斷減小，表明微動疲勞壽命會受到接觸表面形貌變化的影響。

同時，在微動磨損初期，由于接觸面之間的相互磨合，會減少接觸面上疲勞危險部位的應(yīng)力集中，因此SWT值略有下降，疲勞壽命會增加。但隨著磨損的繼續(xù)，接觸形貌被過度破壞，接觸表面的疲勞系數(shù)會增大，導(dǎo)致疲勞壽命下降。

經(jīng)過45萬次循環(huán)后，SWT參數(shù)的最大值隨預(yù)緊力和軸承過盈量的變化而變化，如圖18所示。隨著連桿螺栓預(yù)緊力的增大，軸瓦背面的SWT值首先變小然后變大。這是因為當(dāng)螺栓預(yù)緊力較小時，增大螺栓預(yù)緊力會壓縮軸瓦和連桿大端孔。在加載過程中，應(yīng)變波動幅度會減小，從而提高軸瓦的疲勞壽命。此時，瓦塊背接觸面的疲勞主要受軸承變形波動的影響。

(1)建立了基于Archard模型的微動磨損模擬模型和基于SWT參數(shù)的微動疲勞模擬模型，與數(shù)據(jù)中的試驗結(jié)果吻合較好。 (2)采用ALE方法更新節(jié)點坐標(biāo)，避免了網(wǎng)格畸變和計算不收斂，實現(xiàn)了部件接觸副真實磨損過程的三維有限元分析。 (3)根據(jù)實際工作載荷，在疲勞試驗機上進行發(fā)動機連桿微動試驗。測試結(jié)果與仿真結(jié)果吻合較好；連桿大端軸瓦微動磨損較嚴(yán)重的部位是距軸瓦兩側(cè)端面45附近。區(qū)域。 (4)在軸承強度允許的范圍內(nèi)，適當(dāng)增大螺栓預(yù)緊力和軸承的初始過盈量，可以減少軸承背面的微動磨損量。 (5)微動磨損初期，隨著磨損周期的增加，SWT值逐漸減小；在一定范圍內(nèi)，適當(dāng)增大連桿軸承的初始過盈量和連桿螺栓的預(yù)緊力，可以有效地增大軸承背量。微動疲勞壽命。