王 奎，劉 旭，吳朝暉

(中船動力研究院有限公司，上海 200129)

0 引 言

在柴油機運行過程中，燃氣壓力直接傳遞到活塞，活塞通過連桿傳遞到曲軸，驅動曲軸的旋轉運動，輸出扭矩。連桿承擔很大的交變載荷，連桿與曲軸曲柄銷通過連桿大端滑動軸承連接，因此連桿大端軸瓦的安全性對發(fā)動機的可靠性至關重要[1–2]。連桿大端軸瓦通過過盈的方式固定在大端軸承孔內(nèi)，為了保證連桿在發(fā)動機運行過程中軸瓦不會與軸承孔出現(xiàn)相對運動，采用擠壓點實驗的方法來確定軸瓦的設計是否合理。

對于連桿大端軸承的變形研究[3–4]以及對滑動軸承安裝變形分析[5]前人已經(jīng)做了大量工作，然而對于連桿大端滑動軸承軸瓦安裝過程安裝擠壓點的研究卻未見提及。本文針對某柴油機連桿大端軸瓦進行擠壓點實驗，結合有限元分析的方法分析了連桿大端安裝的擠壓點值，研究連接螺栓位置對擠壓點的影響規(guī)律。

1 連桿大端軸瓦擠壓點實驗

在對柴油機連桿進行擠壓點測試前，首先要對為安裝軸瓦的連桿大端軸承孔進行尺寸檢查。包括對螺栓泵緊前內(nèi)孔尺寸檢查和螺栓泵緊后內(nèi)孔尺寸的檢查。軸承孔尺寸在公差范圍內(nèi)才可以進行下一步軸瓦擠壓點的測量。

1.1 內(nèi)孔變形測量

進行軸承孔內(nèi)徑尺寸測量使用測量工具為內(nèi)徑千分尺，型號為LS250437，量程為200～1 000 mm，測量精度0.001 mm，滿足公差測試要求。連桿大端軸承孔尺寸測量示意圖如圖1 所示，由于軸承有一定的厚度，并且考慮到加工過程中厚度方向的內(nèi)徑尺寸有差異，因此在圖中a、b 兩側都進行測量。軸承孔內(nèi)徑測量位置包括水平方向、豎直方向以及斜45°方向。其中水平方向為上下軸瓦的交界面，不好進行測量，采用靠近水平位置的1x 和1y 位置的尺寸進行平均來代替水平位置的內(nèi)徑尺寸。

圖 1 內(nèi)孔測量示意圖Fig. 1 Schematic diagram of inner hole measurement

測量過程中要保持內(nèi)徑千分尺水平，對于一個位置內(nèi)徑的測量，一般采用測量3 次取平均值的方式進行數(shù)據(jù)記錄。

未安裝軸瓦時，在連桿連接螺栓未泵緊前，軸承內(nèi)孔測量尺寸整理如圖2 所示。設計軸承內(nèi)孔的基本尺寸為495 mm?？梢钥闯觯瑑?nèi)孔尺寸最大值出現(xiàn)在斜45°方向，約為495.1 mm。其中b 側的內(nèi)徑尺寸均小于a 側，并且各位置的差值基本相同。a 側平均值為495.066 mm，b 側平均值為495.046 mm，b 側內(nèi)徑平均尺寸比a 側小約0.02 mm。連桿端蓋與連桿桿身出現(xiàn)微小“錯位”。

圖 2 螺栓泵緊前內(nèi)孔測量尺寸Fig. 2 The dimension of inner hole before bolt installation

針對測量a、b 兩側內(nèi)孔尺寸的差異可以從連桿大端軸承孔的加工工藝來進行分析。軸承孔采用鏜孔方式進行加工，鏜刀固定在加工臂上。在鏜孔過程中，由于鏜刀臂為懸臂梁，在加工a 側和b 側時相應的撓度不同，相應的進刀量出現(xiàn)差異，因此導致了a、b 兩側內(nèi)徑尺寸差異。由分析可知，a 側的力臂長度小于b 側，相應的撓度小于b 側，相同進刀量下切削量大于b 側，導致a 側內(nèi)孔尺寸大于b 側。

未安裝軸瓦時，將連桿連接螺栓泵緊到1 500 bar，軸承內(nèi)孔測量尺寸整理如圖3 所示?？梢钥闯觯瑑?nèi)孔尺寸最大值仍出現(xiàn)在斜45°方向，約為495.05 mm。其中b 側的內(nèi)徑尺寸均小于a 側，并且各位置的差值基本相同。a 側平均值為495.048 mm，b 側平均值為495.02 mm，b 側內(nèi)徑平均尺寸比a 側小約0.028 mm，兩側內(nèi)徑的平均值為495.034 mm。與連接螺栓泵緊前內(nèi)孔尺寸結果相比，螺栓泵緊后，a 側平均值小約0.012 mm，b 側平均值小約0.026，可見螺栓泵緊后，軸承內(nèi)孔尺寸減小。另外從內(nèi)孔尺寸雷達圖可以看出，螺栓泵緊后軸承孔內(nèi)徑尺寸更加均勻。兩側內(nèi)徑的平均值滿足圖紙上公差為0～0.04 mm 的加工要求。

圖 3 螺栓泵緊后內(nèi)孔測量尺寸Fig. 3 The dimension of inner hole after bolt installation

之后對安裝軸瓦并進行螺紋泵緊后軸瓦內(nèi)徑尺寸進行了測量。將測量軸瓦內(nèi)孔尺寸整理如圖4 所示?？梢钥闯觯瑑?nèi)孔尺寸最大值仍出現(xiàn)在水平方向，約為475.266 mm。a 側平均值為475.236 mm，b 側平均值為475.234 mm。a，b 兩側內(nèi)徑尺寸基本相同。整體來看，軸瓦內(nèi)孔出現(xiàn)被壓扁近似為橢圓的趨勢，若以水平方向為長軸，豎直方向為短軸，長軸尺寸為475.266 mm，短軸尺寸為475.214 mm，長軸尺寸比短軸多0.052 mm。

圖 4 螺栓泵緊后軸瓦內(nèi)孔測量尺寸Fig. 4 The dimension of shell inner hole before bolt installation

1.2 擠壓點測量

通過軸承孔內(nèi)徑尺寸的測量，保證了零件加工尺寸滿足設計要求，然后進行連桿大端軸瓦擠壓點的實驗。

連桿軸瓦擠壓點實驗示意如圖5 所示。連桿組件包括連桿桿身、連接螺栓、曲柄銷軸瓦和連桿端蓋。通過使用百分表來測量連桿大端端蓋與連桿體接觸面的壓緊量變化。

圖 5 軸瓦擠壓點實驗示意圖Fig. 5 Schematic diagram of bearing shell crush point experiment

由于軸瓦與軸承孔安裝過盈設計，連桿桿身與連桿端蓋接觸面之間存在的接觸間隙，連桿端蓋與桿身接觸面兩側平均初始間隙值為0.50 mm。

定義兩側的壓緊量分別為△X1和△X2，兩側壓緊量之和△l 為：

實驗數(shù)據(jù)記錄如表1 所示，表中泵壓的單位為MPa，△l 的單位為0.01 mm。可以看出，在連接螺栓泵壓70 MPa 以下時，△l 變化很快，當泵壓繼續(xù)增加之后△l 變化緩慢，兩側接觸面已經(jīng)被壓緊。

表 1 實驗測量結果Tab. 1 Experimental measurement results

根據(jù)表1 作出連桿端蓋兩側壓緊量之和△l 與連桿端蓋螺栓泵壓的散點圖，測試數(shù)據(jù)處理如圖6 所示。分別在曲線的起點和終點處擬合兩條切線，得到2 條線的交點，該交點對應的螺栓泵壓值表示接觸面壓緊時對應的軸瓦擠壓點泵壓。從圖中箭頭所指，擠壓點對應的螺栓泵壓約為65 MPa，設計最大螺栓泵壓為150 MPa，軸瓦擠壓點泵壓與設計螺栓最大泵壓的比值為軸瓦的擠壓點，則對應則對應的軸瓦擠壓點的值約為43.3%，該數(shù)值在軸瓦廠家要求的范圍內(nèi)。

2 有限元分析

圖 6 實驗數(shù)據(jù)處理Fig. 6 Experimental data processing

通過有限元計算的方法來研究軸瓦安裝擠壓點值，并分析影響該值的主要參數(shù)。根據(jù)三維裝配模型特點，采用二維平面單元建立有限元模型如圖7 所示，模型主要包含連桿端蓋、連桿桿身、上軸瓦、下軸瓦和連接螺栓。與端蓋相接觸的為上軸瓦，與桿身接觸的為下軸瓦。計算模型包含節(jié)點數(shù)為2 164，單元數(shù)為1 913。各零部件的材料參數(shù)見表2 所示。

圖 7 有限元模型Fig. 7 FE model

表 2 各零部件材料參數(shù)Tab. 2 Material parameters of each part

各部件之間定義接觸關系，在對稱平面處進行面對稱約束，在連接螺栓螺紋處進行固定約束。實驗中測得兩側接觸面的平均間隙值為0.5 mm，因此在進行有限元計算時，連桿端蓋與連桿桿身接觸面之間定義0.5 mm 的初始間隙。

通過連接螺栓液壓拉伸器參數(shù)計算得到實驗中螺栓預緊力載荷為470 kN，此時通過有限元仿真計算得變形結果如圖8 所示?？梢钥闯?，由于螺栓預緊載荷的作用，連桿桿身整體位移約為0.5 mm。同時上、下軸瓦也產(chǎn)生了較大的位移。由于在計算中將連桿端蓋螺紋處進行了固定約束，端蓋的位移值很小。

模擬不同螺栓預緊力下連桿端蓋與桿身接觸面的接觸間隙結果。其中預緊力為47 kN、188 kN 和235 kN的接觸間隙結果如圖9 所示，當螺栓預緊力為47kN 時的接觸開口如圖9（a）所示，可以看出此時測量點的接觸間隙值約為0.373 mm。當螺栓預緊力為188 kN時，接觸面間隙如圖9（b）所示，可以看出，此時的接觸間隙值約為0.001 mm，此時接觸面已經(jīng)基本被壓緊。當預緊力增加為235 kN時的接觸開口如圖9（c）所示?？梢钥闯?，此時測量點的接觸開口值為0，此時接觸面已經(jīng)被壓緊。

圖 8 整體變形云圖Fig. 8 Overall deformation cloud chart

圖 9 連桿端蓋與連桿體接觸間隙Fig. 9 Contact clearance between end connecting rod cap and body

可見，隨著螺栓預緊力的增大，擠壓面的接觸間隙值越來越小。連桿端蓋與桿身接觸面初始間隙值為0.5 mm，可知當螺栓47 kN，188 kN 和235 kN 時對應的接觸面壓緊量分別為0.127 mm，0.499 mm 和0.5 mm。

選取兩側接觸面的中間位置處進行接觸開口值的測量。連桿端蓋與桿身初始間隙值為0.5 mm，不同螺栓泵壓下連桿端蓋與桿身接觸間隙值和壓緊量結果如表3 所示。表中螺栓泵壓的單位為MPa，接觸間隙及壓緊量的單位為0.01 mm。

表 3 不同螺栓泵壓下測量點數(shù)據(jù)Tab. 3 Measurement point data under different bolt pump pressure

實驗結果與有限元仿真計算結果的對比如圖10 所示?？梢钥闯?，有限元仿真中，在螺栓泵壓大于60 MPa后，接觸面的壓緊量基本穩(wěn)定。當螺栓泵壓繼續(xù)增大，接觸面的壓緊量不再發(fā)生變化，接觸面已經(jīng)壓緊。而實際進行實驗時，螺栓泵壓大約在65 MPa 時，接觸面被壓緊，繼續(xù)增加液壓拉伸器泵壓，百分表的讀數(shù)將繼續(xù)增大。

圖 10 有限元計算結果與實驗結果對比Fig. 10 The comparison of finite element calculation results with the experiment

將有限元計算結果進行處理，得到擠壓點對應的螺栓泵壓約為63 MPa，則對應的擠壓點的值為：

63 MPa/150 MPa=42%。

實驗結果為43.3%，仿真計算結果略小于實驗結果，兩者相差約3%。

實驗中，放置點A 在連桿端蓋上靠近接觸面，放置點B 在連桿桿身上，由于空間限制，其位置并不是緊靠在端蓋與桿身接觸面兩側，與接觸面存在一定的距離。因此，當連桿端蓋與桿身接觸面壓緊后，繼續(xù)增大螺栓泵壓，放置點B 會繼續(xù)向下移動，百分表的讀數(shù)也會繼續(xù)增加，因此實驗計算結果略大于仿真計算結果。

3 連接螺栓位置對擠壓點的影響計算

關于軸瓦參數(shù)對擠壓點的影響分析已經(jīng)有研究分析[6]，通過增加和減少軸瓦的厚度和軸瓦的安裝過盈量值都可以相應的增加和減小擠壓點值。對于連桿大端軸瓦安裝擠壓點值，這些經(jīng)驗同樣適用。

另外，針對連桿大端軸瓦擠壓點計算，考慮到改變連桿桿身與端蓋連接螺栓的位置可以改變相應的力臂，因此分析連接螺栓的位置對連桿大端軸瓦擠壓點的影響（見圖1）。s 表示連接螺栓中心到桿身中心的位置，測量該值為40.5 mm。通過調(diào)整螺栓的位置，計算s 為30.5 mm，35.5 mm，45.5 mm 和50.5 mm 時的擠壓點值。將不同螺栓布置方案下隨著螺栓泵壓增加時，連桿端蓋與桿身接觸面的壓緊量值整理如圖11 所示。

圖 11 不同螺栓布置方案接觸面壓縮量數(shù)據(jù)Fig. 11 Contact surface compression data of different bolt layout schemes

可以看出，不同螺栓布置方案下各曲線基本重合，表明在一定范圍內(nèi)改變螺栓布置位置對擠壓點的影響不大，螺栓泵壓約為60 MPa 時為曲線的關鍵點。為了清晰地分析螺栓布置位置對擠壓點的影響，將螺栓泵壓為60 MPa 時，壓縮量數(shù)據(jù)整理如圖12 所示?？梢钥闯觯S著連接螺栓中心到桿身中心的位置s 的增加，螺栓泵壓為60 MPa 時對應的擠壓點值有所增加。即在一定范圍內(nèi)，連桿端蓋連接螺栓位置對大端軸瓦擠壓點有一定的影響，但是影響不大。

4 結 語

本文通過實驗和有限元仿真結合的方法對某低速機連桿大端軸瓦擠壓點進行了計算分析，可以得到如下結論：

圖 12 螺栓泵壓60 MPa 時各方案壓縮量Fig. 12 The compression amount of each scheme when the bolt pump pressure is 60 MPa

1）通過對軸承孔內(nèi)徑尺寸測量分析，為軸瓦擠壓點實驗提供了尺寸保證。

2）通過綜合實驗和仿真計算結果，可以確定該連桿大端軸瓦的擠壓點約為42%，滿足設計要求。

3）在一定范圍內(nèi)改變連桿大端連接螺栓位置對軸瓦擠壓點的影響有限。