基于有限元的汽油機(jī)連桿疲勞強(qiáng)度研究

張子英

（山西煤炭管理干部學(xué)院 安全工程系，山西 太原 030006）

0 引言

連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵部件，是將燃燒能量轉(zhuǎn)變?yōu)闄C(jī)械能的部件，其強(qiáng)度直接決定著發(fā)動(dòng)機(jī)的壽命。統(tǒng)計(jì)表明，疲勞破壞是連桿強(qiáng)度失效的主要故障模式。本文在Hypermesh中建立連桿的有限元模型，在Patran中加載邊界條件和載荷，通過(guò)分別計(jì)算上止點(diǎn)時(shí)由最大燃?xì)鈮毫蛻T性力引起的靜態(tài)應(yīng)力，然后使用FEMFAT計(jì)算其疲勞安全系數(shù)。

1 連桿有限元模型

連桿包括連桿體、大頭蓋、連桿軸瓦、活塞銷以及連桿螺栓等零件。由于連桿結(jié)構(gòu)上的對(duì)稱性，這里只取一半做計(jì)算。根據(jù)連桿的強(qiáng)度研究資料及使用經(jīng)驗(yàn)，連桿破壞處一般發(fā)生在連桿小頭與桿身過(guò)渡圓弧處、桿身與大頭過(guò)渡圓弧處、大頭蓋兩側(cè)螺栓頭下的小圓角處，因此，在網(wǎng)格劃分時(shí)采用人工劃分，這樣可以提高以上敏感部位的網(wǎng)格質(zhì)量，使計(jì)算結(jié)果更接近實(shí)際。所有組件都采用二階的十節(jié)點(diǎn)四面體修正單元。連桿有限元網(wǎng)格如圖1所示。

圖1 連桿有限元網(wǎng)格圖

2 邊界條件

本次強(qiáng)度計(jì)算共分4個(gè)工況，即螺栓預(yù)緊力工況、軸瓦（活塞銷）過(guò)盈工況、最大爆壓工況和最大慣性力工況，前兩種工況合稱為裝配工況。

2.1 螺栓預(yù)緊力工況

此工況包括對(duì)連桿體、螺栓和連桿蓋的分析。對(duì)稱邊界約束條件的施加方法為：約束所有零件對(duì)稱面的節(jié)點(diǎn)X向位移；約束小頭和連桿蓋中心軸線上兩點(diǎn)的Y向位移；約束桿身中心軸線上一點(diǎn)的Z向位移。接觸條件的施加方法為：螺紋接觸部位做Tied，其他接觸部位做Contact。螺栓預(yù)緊力以靜態(tài)力的形式施加在螺栓預(yù)先做好的截面上。

2.2 軸瓦（活塞銷）過(guò)盈工況

此工況包括對(duì)活塞銷和上、下軸瓦在內(nèi)的所有零件的分析，對(duì)稱邊界約束條件和接觸條件的施加方法與螺栓預(yù)緊力工況相似，在連桿與活塞銷之間、連桿軸瓦與連桿蓋和連桿之間，施加由圖紙所示的相應(yīng)尺寸和材料屬性計(jì)算得到的過(guò)盈量。

2.3 最大爆發(fā)壓力載荷工況和最大慣性力工況

此2種工況包括對(duì)連桿體、連桿蓋、螺栓、上下軸瓦、活塞銷、曲軸（用rigid body模擬）的分析。在最大爆發(fā)壓力載荷工況和慣性載荷工況中，邊界約束條件的施加方法與軸瓦裝配載荷工況一樣，活塞銷向氣缸軸方向（Z向）向下移動(dòng)，以便在活塞銷和襯套之間建立接觸，移動(dòng)的距離取決于活塞銷和襯套之間的距離。最大爆發(fā)壓力載荷計(jì)算時(shí)活塞銷移動(dòng)的方向與Z向相反，慣性載荷計(jì)算時(shí)移動(dòng)的方向與Z向相同。用連桿大頭的剛體曲面代替曲軸銷，因此最大爆發(fā)壓力載荷工況剛體的移動(dòng)方向與Z向相同，慣性載荷工況剛體移動(dòng)方向與Z向相反。在接觸條件的施加方法上，連桿小頭活塞銷和襯套接觸處以及連桿大頭剛體和軸瓦接觸處施加接觸邊界條件，在連桿與軸瓦（襯套）之間的接觸條件可以用Tied接觸條件。

最大爆發(fā)壓力載荷的計(jì)算依賴于最大爆發(fā)壓力以及氣缸直徑，不帶活塞計(jì)算時(shí)，此載荷作為余弦函數(shù)加在活塞銷上，加載角度為120°。

3 計(jì)算結(jié)果

某汽油機(jī)連桿材料為40Cr，最高轉(zhuǎn)速為6 000 r/min，爆壓為6.5MPa。

3.1 參數(shù)輸入

連桿材料的彈性模量為210 000MPa，泊松比為0.3，密度為7 910kg/m3；螺栓、軸瓦、活塞銷材料為Steel，彈性模量為210 000MPa，泊松比為0.3，密度為7 840kg/m3。

3.2 強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果及分析

通常，基本載荷情況下的最大當(dāng)量應(yīng)力應(yīng)該與所用材料的屈服拉壓極限值比較，除螺紋以及螺栓頭部（螺母）以下的區(qū)域外，最大當(dāng)量應(yīng)力都應(yīng)該小于屈服極限。4種工況下，連桿的應(yīng)力分布如圖2～圖5所示。

圖2 螺栓預(yù)緊力載荷工況下連桿應(yīng)力分布

圖3 軸瓦（活塞銷）過(guò)盈工況下連桿應(yīng)力分布

圖4 最大爆發(fā)壓力載荷工況下連桿應(yīng)力分布

圖5 最大慣性力工況下連桿應(yīng)力分布

由圖2～圖5中可以看出：預(yù)緊力工況下，連桿最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿蓋兩側(cè)，約為440MPa；過(guò)盈工況下，連桿小頭處應(yīng)力最大，約為430MPa；最大爆發(fā)壓力工況和最大慣性力工況下，最大應(yīng)力出現(xiàn)在桿身及其與大小頭的過(guò)渡處，分別為670MPa和172MPa。以上應(yīng)力值均小于材料的屈服強(qiáng)度785MPa，滿足強(qiáng)度要求。

3.3 疲勞強(qiáng)度計(jì)算

在靜態(tài)安全因子的計(jì)算中，高、低應(yīng)力極限值按以下公式計(jì)算：其中：σstatic為靜態(tài)應(yīng)力（預(yù)緊應(yīng)力和過(guò)盈應(yīng)力的和）；σTDC為最大慣性載荷下的應(yīng)力；σG為最大爆發(fā)壓力下的應(yīng)力。通常應(yīng)力的平均值和應(yīng)力幅值按以下公式計(jì)算：

因此，桿身應(yīng)力平均值和應(yīng)力幅值可由以下公式計(jì)算：

由基本載荷工況的應(yīng)力均值和應(yīng)力幅值生成report文件，通過(guò)軟件計(jì)算不同點(diǎn)的靜態(tài)安全因子。在計(jì)算安全因子時(shí)，使用的輸入數(shù)據(jù)除了應(yīng)力數(shù)據(jù)和模型結(jié)構(gòu)外，還需要輸入材料特性以及表面粗糙度。連桿的疲勞計(jì)算結(jié)果如圖6所示。

圖6 連桿的疲勞安全系數(shù)

安全系數(shù)即為疲勞安全因子的倒數(shù)。桿身安全系數(shù)許用值在1.5～3.0范圍內(nèi)，大頭安全系數(shù)一般不應(yīng)小于2.0。由圖6中可以看出：連桿桿身的疲勞安全系數(shù)的最低值為1.61，桿身與小頭、大頭過(guò)渡處的安全系數(shù)都大于2.0。

4 結(jié)論

通過(guò)對(duì)連桿各關(guān)鍵部位高應(yīng)力區(qū)域等效應(yīng)力考查，估算其疲勞安全系數(shù)，證明了該連桿的安全系數(shù)均在設(shè)計(jì)允許范圍內(nèi)，可認(rèn)為是安全的，且經(jīng)試驗(yàn)驗(yàn)證了該連桿的安全性。該型號(hào)連桿已經(jīng)批量生產(chǎn)，且無(wú)質(zhì)量問(wèn)題，故本文的疲勞強(qiáng)度分析方法具有實(shí)踐性，可準(zhǔn)確指導(dǎo)生產(chǎn)。

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