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文字|编辑：李伯玲|李伯苓

引言随着发动机轻量化和强化的不断提高，由于部件刚度不足，部件接触面之间的微动磨损现象更加突出，对部件及整机的可靠性影响较大。针对连杆大端轴承瓦块背接触面易发生微动的情况，建立了微动磨损和疲劳的三维仿真模型并进行了验证。

同时，基于任意拉格朗日-欧拉（ALE）方法，考虑磨损引起的表面形貌和接触应力分布变化，研究了连杆大端轴承和小端轴承轴孔的微动磨损。引擎。进行计算分析，并进行微动磨损试验和表面形貌测试，最终获得连杆大端轴承-轴瓦的微动磨损特性。然后我们研究了螺栓预紧力和轴瓦过盈量对磨损和微动疲劳的影响。最后，基于微动疲劳参数（SWT参数），对轴瓦背接触面的微动疲劳寿命进行了分析，并为相应的微动疲劳寿命提供了优化参考。

在磨损分析过程中，如果不考虑网格表面与内部节点的协调运动，就会导致表面节点的位置发生过大的变化，进而导致表面网格的扭曲和损坏，使得继续计算变得困难。为了解决网格畸变问题，我们决定使用ALE方法来分析接触表面的微动磨损过程。在磨损计算过程中，计算磨损深度h并将其作为位移边界施加在表面节点上。其次，通过接触面上网格和材料节点拉格朗日位移相等的边界条件，实现了表面磨损的精确模拟。

使用拉格朗日网格的目的是跟踪材料的自由边界。对于材料内部网格的运动，我们可以利用欧拉网格独立于材料的运动来检测变形过程中发生的扭曲。修改单位，使其尽可能规则，以保证计算的顺利进行。

在有限元计算过程中，我们采用非线性静力计算来模拟连续加载过程。即在有限元计算过程中，将发动机一个工作循环的载荷曲线应用于一个分析步骤，并将该分析步骤划分为M个计算增量步骤。为了保证计算质量，M应在合理范围内尽可能取大。

同时，由于单循环载荷的影响对接触表面微动磨损总量的贡献很小，因此通过有限元计算计算出的接触参数对于相邻的两个工作循环不会发生太大变化。

图1所示为微动磨损的模拟过程。我们采用磨损深度计算方法计算单个模拟周期内接触表面各节点的磨损深度，并对其进行加速和放大。我们选择节点内的法线方向作为磨损方向，将磨损位移矢量作为边界条件加载到每个节点上，再次进行计算以获得磨损接触面上的节点坐标。

提取接触面上磨损后的节点坐标并作为输入量输入到下一个计算周期后，即可实现磨损的连续模拟过程。

同时，在磨损模拟过程中，为了防止表面节点位移过大而导致内部网格畸变，我们采用ALE方法对接触区域的内外节点进行协调运动，并对单元质量进行优化以保证计算过程中的收敛性。

然而，从上一周期的有限元计算结果中，可以计算出节点位移和表面接触应力，从而获得从表面节点上的磨损深度，而从Abaqus有限元中的计算结果中可以得到主表面上的相对滑移计算软件无法直接获取。因此，需要利用从动面上的相对滑移值进行插值计算，得到主面上的相对滑移结果，进而得到主面上的微动磨损深度和微动磨损方向（主面上的法线方向）。节点位置处的表面）。

我们以主从面上的节点运动矢量和节点运动深度作为位移边界，输出到下一周期的有限元计算输入文件，并根据计算结果调整下一周期的放大系数，然后进入下一个循环。磨损模拟。

在建模和程序实现的过程中，我们没有限制研究对象。该模型和程序可以推广并应用于各种零件的微动磨损分析。

标准销盘验证模型和边界条件设置的详细信息如图3所示。为了验证微动磨损模拟控制程序的有效性，我们对销盘进行了三维有限元建模和微动磨损计算。 SRV-4微动磨损试验机上的盘模型。 （图3a）。

为了提高模拟精度，我们还对销盘模型的主要磨损部位进行了局部网格细化。细化网格部分采用六面体一阶单元，网格宽度为2 m。在验证模型的非细化部分，我们使用网格宽度为0.2mm的四面一阶单元。验证模型采用Mccoll等人的测试材料和加载方法，并将模拟值与测试值进行比较。

我们对耐磨板的下端采用固定边界，对磨销上表面与控制点设置约束约束，并在控制点上加载法向力，法向力F=185N，设置表面磨销与磨盘接触，销接触面为主面，磨盘接触面为从动面，摩擦系数=0.9，泊松比为0.3，杨氏模量为115GPa。

在控制点上加载往复位移边界条件，完成微动磨损过程，往复位移行程为50 m。单次循环往复位移边界加载过程如图3b所示，其中磨损模拟总循环次数为18000次，且在室温下进行。表1为钛合金Ti-6Al-4V的材料性能参数。

图4为微动磨损模拟值与测试值的对比。微动磨损的模拟值在磨损深度和磨痕宽度方面与测试值吻合较好。因此，可以验证微动磨损控制方案的有效性。随着循环次数的增加，微动疲劳参数SWT的出现位置及变化过程如图5所示。

经过计算发现接触面的微动疲劳寿命为97600次磨损循环，测试结果为10000次循环时样品上观察到疲劳裂纹，计算误差为2.4%，可应用于实际问题。

为了验证ALE方法在大节点位移加载下优化网格质量控制的有效性，我们决定建立一个简单的有限元模型，如图6所示，在顶部中心位置加载大位移边界，并固定边界在底部。并选择上方区域作为ALE网格优化区域。

图7是不使用ALE方法的有限元计算结果。与采用ALE网格质量控制方法的有限元计算结果相比，可以看出，未采用ALE方法的网格在大节点位移载荷下存在明显的网格畸变。畸变，并且使用ALE网格质量优化方法后，在大部分局部变形的影响下，网格质量得到显着改善。

所有网格均未出现因局部节点位移过大而导致的畸变问题，进一步验证了该方法的有效性。

这次我们的研究对象是汽车发动机的连杆。发动机及连杆基本参数如表2所示。

连杆总成有限元模型如图8所示，包括连杆大端盖、连杆轴、连杆大端轴瓦、螺栓、螺母、连杆小端销和曲轴段。图8a 显示了有限元模型约束和载荷设置。

其中，轴瓦与连杆大端孔之间为过盈配合。过盈量取自轴瓦设计图，轴瓦背磨系数由SRV-4试验机上的销盘微动磨损试验得到。

设置有限元模型的边界条件，在连杆和曲轴两端设置固定边界，并根据试验中的实际加载曲线对连杆小端销施加拉伸和压缩载荷。为了保证接触部分的计算精度，我们决定在接触部分主要采用一阶六面体单元进行网格划分，如图8b所示。

为了验证连杆轴瓦微动磨损分析模型，我们为该型连杆设计了专用夹具，并在MTS公司疲劳试验机上进行了微动磨损试验。试验加载装置如图9所示。

通过模拟曲柄销与连杆大端轴承的配合情况，并根据曲轴的加工公差要求，加工出连杆大端销，固定活塞连杆大端通过大端销轴安装在大端夹具上，大端夹具的夹紧杆与疲劳机的固定端连接。为了防止轴瓦后接触面在连续微动磨损过程中发生烧结，我们决定在大端夹具上设计油槽，并在试验时向油槽中添加润滑油将大端浸没以达到降温的效果。

我们通过小端销将连杆小端连接到小端夹具上。小端夹具通过小端保持杆固定在疲劳机的加载端，上下夹具对齐。试验装置中，通过疲劳机加载端的液压加载装置实现连杆的循环往复加载。图10为缸内气体压力与微动试验加载曲线。根据实际测得的缸内压力和发动机的工况，我们得到的最大爆炸压力为6.25MPa（图10a）。测试时，压力将根据气缸直径转换为加载力。

为了在合理的范围内加速轴瓦背面的微动磨损，我们在连杆材料强度允许的范围内适当增加连杆上的最大压缩载荷和最大拉伸载荷50%。

设计的连杆试验加载过程如图10b所示。连杆最大压缩载荷设置为32.0kN，最大拉伸载荷设置为13.5kN，加载频率为12Hz，循环次数为45万次。

我们的计算和测试都使用相同的载荷和加载方法。图11为上垫背磨测试结果与计算结果的对比。可以看出，轴瓦背面的微动磨损主要发生在上轴瓦、油孔周围和轴瓦两侧。位置大约是45角。

计算得出的轴瓦背面磨损痕迹位置和孔周围磨损痕迹位置与试验结果吻合较好。上轴瓦背面磨损痕迹的具体位置如图12所示，计算出的磨损痕迹在远离油孔的一侧与对称面成19.0角。 ~28.0和36.0~48.0；试验磨损痕迹位于远离油孔的一侧与对称面夹角18.0~27.0和39.0~48.5处。

可以看出磨损痕迹位置的计算是比较准确的。我们想要验证微动磨损模拟程序的准确性，但循环次数较少（45万次），计算出的最大磨损深度仅为0.0694m。测试无法测量它，只能观察它。佩戴痕迹。为了确定轴瓦微动磨损的原因是接触面之间的切向相对滑移还是径向开闭，我们取最大拉伸载荷下轴瓦背接触面的相对滑移量条件制作云图，如图13所示。

从图中我们可以看出，接触面径向开闭量主要集中在油孔附近。这是由于孔周围为圆角，加载过程中开合量较大。同时，轴瓦其余部分的开闭幅度很小，远小于切向方向的相对滑移，因此可以忽略不计。

轴瓦背面的微动磨损结果细节如图14所示。可以看出，微动磨损分布与切向滑移分布接近。因此，可以认为轴瓦背面接触面的微动磨损主要是由接触面引起的。由于切向滑移的原因，我们选择修正的Archard模型来计算轴瓦背接触面的微动磨损量。

同时，接触面的周向滑移大于轴向滑移，表明周向滑移在磨损过程中起主要作用。

为了研究连杆轴承接触副微动磨损的影响因素，我们对螺栓预紧力、轴承过盈量等参数进行了45万次的微动磨损模拟。图15 显示了磨损深度模拟结果。

从图15中我们可以看出，在轴瓦过盈量不变的情况下，增大螺栓预紧力会使轴瓦后接触面与连杆大端孔接触面的接触更加紧密，从而导致轴承接触面的接触应力相应增大，较大的接触应力会增加接触面的微动磨损量。

但增大螺栓预紧力也会相应减少瓦背与大端孔接触面的相对滑移，也会减少瓦背的微动磨损。综上可见，随着螺栓预紧力的增大，轴瓦背面的微动磨损量会先减小后增大。

在螺栓预紧力不变的情况下，随着初始过盈量变大，轴瓦背面的微动磨损量逐渐变小。这是因为当初始过盈量变大时，轴瓦背与连杆由于大端孔接触面的挤压作用，加载过程中接触面间的相对位移减小，从而减小了瓷砖背面的微动磨损量。

但当轴承过盈过大时，需要较大的螺栓预紧力，轴承将承受较大的载荷，可能导致轴承屈服。因此，轴承的初始过盈量需要在轴承强度的允许范围内。增加。

我们决定继续将磨损循环次数增加至2,000,000次，以观察轴瓦背接触面磨损分布的变化。图16显示了不同循环次数下磨损分布结果的比较。

随着微动磨损循环次数逐渐增加，磨损率迅速增加。同时，轴瓦侧面的主要磨损位置逐渐向上移动，轴瓦边缘磨损逐渐增大；最大磨损位置移动到油孔位置。

微动疲劳SWT值随循环次数的变化如图17所示。随着循环次数的增加，SWT值不断减小，表明微动疲劳寿命会受到接触表面形貌变化的影响。

同时，在微动磨损初期，由于接触面之间的相互磨合，会减少接触面上疲劳危险部位的应力集中，因此SWT值略有下降，疲劳寿命会增加。但随着磨损的继续，接触形貌被过度破坏，接触表面的疲劳系数会增大，导致疲劳寿命下降。

经过45万次循环后，SWT参数的最大值随预紧力和轴承过盈量的变化而变化，如图18所示。随着连杆螺栓预紧力的增大，轴瓦背面的SWT值首先变小然后变大。这是因为当螺栓预紧力较小时，增大螺栓预紧力会压缩轴瓦和连杆大端孔。在加载过程中，应变波动幅度会减小，从而提高轴瓦的疲劳寿命。此时，瓦块背接触面的疲劳主要受轴承变形波动的影响。

(1)建立了基于Archard模型的微动磨损模拟模型和基于SWT参数的微动疲劳模拟模型，与数据中的试验结果吻合较好。 (2)采用ALE方法更新节点坐标，避免了网格畸变和计算不收敛，实现了部件接触副真实磨损过程的三维有限元分析。 (3)根据实际工作载荷，在疲劳试验机上进行发动机连杆微动试验。测试结果与仿真结果吻合较好；连杆大端轴瓦微动磨损较严重的部位是距轴瓦两侧端面45附近。区域。 (4)在轴承强度允许的范围内，适当增大螺栓预紧力和轴承的初始过盈量，可以减少轴承背面的微动磨损量。 (5)微动磨损初期，随着磨损周期的增加，SWT值逐渐减小；在一定范围内，适当增大连杆轴承的初始过盈量和连杆螺栓的预紧力，可以有效地增大轴承背量。微动疲劳寿命。