某發(fā)動機性能提升后的連桿強度優(yōu)化

霍東波，邢桂麗，李媛媛，徐小彬

（華晨汽車工程研究院動力總成設(shè)計處，遼寧 沈陽）

某發(fā)動機性能提升后的連桿強度優(yōu)化

霍東波，邢桂麗，李媛媛，徐小彬

（華晨汽車工程研究院動力總成設(shè)計處，遼寧 沈陽）

某增壓發(fā)動機性能提升，氣缸最大爆發(fā)壓力提高了近30bar，這對連桿的強度和疲勞耐久有更高的要求。若使用原發(fā)動機連桿，會有一定的風(fēng)險，因此需要對連桿進(jìn)行新邊界條件下的非線性有限元分析和高周疲勞分析，找出結(jié)構(gòu)薄弱區(qū)域，優(yōu)化結(jié)構(gòu)，使其強度滿足要求。分析結(jié)果表明優(yōu)化后的連桿滿足升級后發(fā)動機的邊界條件。

連桿；強度；疲勞耐久；非線性

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.01.013

CLC NO.:U464.9 Document Code:B Article ID:1671-7988(2016)01-37-03

前言

發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中，連桿用來將活塞承受的氣體力傳給曲軸，并使活塞的往復(fù)運動變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動。連桿是在壓縮、拉伸和橫向彎曲交變應(yīng)力下工作的。如果連桿的剛度不夠，其大頭孔會失圓，造成連桿大頭孔軸瓦因潤滑油的油膜破壞而燒損；連桿桿身彎曲，造成活塞與氣缸偏磨、活塞環(huán)漏氣和竄油；如果連桿強度不夠，會導(dǎo)致連桿斷裂、打壞機器，造成嚴(yán)重事故。因此保證連桿滿足強度和剛度的要求十分重要。

某1.5l增壓發(fā)動機性能提升，結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，氣缸直徑76.5mm，最大功率125kW，最高轉(zhuǎn)速可達(dá)6500r/min。經(jīng)分析原有連桿在此邊界條件下不能滿足強度及疲勞要求。本文用Abaqus軟件對連桿進(jìn)行有限元分析，得到危險工況下連桿承受最大拉、壓載荷情況時的應(yīng)力與應(yīng)變分布，然后用疲勞分析軟件Femfat對上述結(jié)果中連桿的危險點進(jìn)行高周疲勞計算。

1、分析模型及載荷和工況描述

連桿的結(jié)構(gòu)對稱于中間擺動平面，其所受載荷都平行于此擺動平面，對于平切口連桿，可以只計算其沿中性面方向剖分的一半結(jié)構(gòu)。在Abaqus軟件中建立分析模型，該模型考慮軸瓦與連桿大頭的過盈配合以及軸承間隙等非線性因素的影響，對螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈裝配變形、最大氣缸壓力、慣性力這四個工況的連桿強度進(jìn)行分析。所有計算工況都在對稱面施加約束Uy=0。其他工況根據(jù)不同分析目的及要求，分別施加相應(yīng)的約束。分析模型如圖1所示。

圖1 分析所用1/2連桿模型

圖2 最大氣缸壓力載荷施加方法

1.1 螺栓預(yù)緊力載荷

螺栓預(yù)緊力分析時，連桿體和連桿蓋采用接觸。螺栓為M8×11.9 級，最小預(yù)緊力36000N，最大預(yù)緊力43000N。因模型對稱，計算時預(yù)緊力只加一半。

1.2 過盈配合

連桿進(jìn)行裝配時，連桿軸瓦與連桿體及連桿蓋通過過盈配合連接，直徑方向最大過盈量0.0903mm；連桿小頭與襯套通過過盈配合連接，直徑方向最大過盈量0.0590mm。連桿變形力即為軸瓦和襯套在過盈配合中產(chǎn)生的變形力。

1.3 最大氣缸壓力

為了簡化模型，最大氣缸壓力和慣性力分析時，用剛性體代替曲軸的曲柄銷，如圖1中紅色曲面，約束其6個方向自由度。上下軸瓦和曲柄銷、活塞銷和襯套都使用間隙配合，直徑方向最大間隙量分別為0.059mm、0.020mm。曲柄銷和上下軸瓦、活塞銷和襯套之間定4義小滑移面-面接觸。

計算中施加在活塞頂面的最大氣缸壓力Fg依賴于最大爆發(fā)壓力以及氣缸直徑，最大爆發(fā)壓力P=110bar，氣缸直徑d=76.5mm，轉(zhuǎn)換成集中載荷為：

由公式(1)得最大氣缸壓力Fg=50559.8 N，計算時加一半值25279.9 N。

如圖2，載荷以余弦函數(shù)分布形式加在活塞銷上，加載角度120o。通過活塞銷孔中心的參考點與該部分網(wǎng)格曲面進(jìn)行綁定，在參考點上施加Fg。

1.4 最高轉(zhuǎn)速下的連桿慣性力

連桿在工作時承受的慣性力包括以下三種：①活塞組往復(fù)運動慣性力；②連桿小頭往復(fù)運動慣性力；③連桿本身繞活塞銷作變速擺動時的橫向慣性力。

①活塞組慣性力施加方式同最大氣缸壓力，只是方向和位置剛好相反。在上止點處的活塞慣性載荷Fpiston用以下公式計算：

其中，活塞裝配質(zhì)量Mpiston=活塞質(zhì)量+活塞環(huán)質(zhì)量=0.26 kg。旋轉(zhuǎn)半徑R=40.65m，在曲軸圖紙上查得。因為此發(fā)動機曲軸中心線相對于四缸連線偏置，所以旋轉(zhuǎn)半徑R不等于1/2沖程。

曲軸旋轉(zhuǎn)角速度ω=2*π*n/60=2×3.14×6500/60=680.6784 s-1。連桿比λ＝R/L= 40.65/133=0.3056。發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速n=6500r/min；連桿長度L=133mm。

由公式(2)得活塞組慣性力6393.3426 N，計算時加一半值3196.7 N。

②活塞銷（連桿小頭）最大慣性載荷以加速度形式施加在整個活塞銷上，

其中，活塞銷質(zhì)量Mpin=0.0851 kg。

由公式(4)得活塞銷慣性力2092.5902 N，計算時加一半值1046.3 N。

③連桿體的最大慣性載荷以當(dāng)量角速度的形式施加在整個連桿裝配模型上(不包括活塞銷)，模擬連桿繞一個虛擬的固定旋轉(zhuǎn)中心旋轉(zhuǎn)。

用當(dāng)量旋轉(zhuǎn)半徑r的值確定此旋轉(zhuǎn)中心，在旋轉(zhuǎn)中心建立局部坐標(biāo)系。

當(dāng)量旋轉(zhuǎn)半徑：r= L/λ=133/0.3056 = 435.2094 mm。

其中，Lrs為連桿重心到連桿大頭中心的距離。在軟件中查找連桿重心，模型不包括活塞銷。此連桿Lrs=35.26 mm。

由公式(5)得當(dāng)量角速度ω’= 208.0153 s-1。

由公式(7)得連桿體慣性力10220.7159 N，計算時加一半值5110.4 N。

因此，最高轉(zhuǎn)速慣性力工況產(chǎn)生的總力F=①活塞組慣性力+②活塞銷慣性力+③連桿慣性力=3196.7+1046.3+5110.4 =9353.4 N。

2、原模型計算結(jié)果

氣體壓力工況應(yīng)力結(jié)果及高周疲勞分析結(jié)果如下圖。

圖3 連桿原數(shù)模應(yīng)力及高周疲勞結(jié)果

此連桿材料的屈服極限550Mpa；高周疲勞安全因子應(yīng)≥1.1。由結(jié)果可知，最大氣體壓力工況連桿桿身小頭圓角有兩處應(yīng)力不合格，分別為588MPa和606MPa。連桿大頭工字梁內(nèi)安全因子0.925，小頭圓角處安全因子0.785，不滿足要求。根據(jù)上述結(jié)果，對不合格區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化。增加大、小頭圓角的半徑及整個工字梁兩側(cè)的厚度，這樣能大大提高連桿桿身強度和大、小頭孔的剛度。優(yōu)化后數(shù)模與原數(shù)模的結(jié)構(gòu)對比如圖4。對優(yōu)化后連桿進(jìn)行強度和疲勞分析。

圖4 連桿優(yōu)化后數(shù)模與原數(shù)模對比

3、優(yōu)化模型計算結(jié)果分析

3.1 氣體壓力和連桿慣性力反作用力校核

曲柄銷中心點反作用力RF的計算結(jié)果為：最大氣體壓力工況RF=25280.24N，發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速連桿慣性力工況RF=9396.61N。計算時輸入的氣體力25279.91N，慣性力9353.40N。輸入與計算結(jié)果的相對誤差：

以上計算結(jié)果說明相對誤差合理，載荷有效。

3.2 最大氣體壓力及高周疲勞分析結(jié)果

連桿材料的Haigh圖及疲勞分析軟件Femfat中的各項設(shè)置如下。連桿失效多數(shù)是周期性變化的外力作用下的疲勞破壞，聯(lián)合強度分析四工況應(yīng)力結(jié)果。

得到連桿的均值應(yīng)力和幅值應(yīng)力，進(jìn)行疲勞分析。所得安全因子結(jié)果應(yīng)≥1.1。

圖5 材料Haigh圖及疲勞分析設(shè)置

如下圖，優(yōu)化后連桿各危險截面的應(yīng)力值大大降低，原來小頭兩處應(yīng)力不合格區(qū)域，最高應(yīng)力由606MPa降低到336MPa。連桿大頭工字梁內(nèi)安全因子由原來的0.925提高到1.36，小頭過渡處安全因子由0.786提高到1.31，以上均低于目標(biāo)值1.1。優(yōu)化后的連桿滿足最大氣體壓力工況下的強度要求和疲勞要求。

圖6 優(yōu)化模型連桿體強度及高周疲勞分析結(jié)果

4、結(jié)論

本文通過仿真分析得出連桿應(yīng)力及疲勞的危險區(qū)域，對該區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化，加強結(jié)構(gòu)，優(yōu)化后的連桿滿足設(shè)計要求，并已通過疲勞試驗。說明此分析方法成熟可靠，能快速解決工程實際問題，提高零件設(shè)計成功率，縮短開發(fā)時間。

[1] Abaqus 6.11.幫助文檔.

[2] FEMFAT.用戶手冊.

[3] 李紅慶.內(nèi)燃機連桿有限元結(jié)構(gòu)分析[C].ABAQUS2004中國區(qū)論文.

[4] 楊連生.內(nèi)燃機設(shè)計[M].中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1981-08.

Connecting Rod Strength Optimization after Performance Promote of the Engine

Huo Dongbo, Xing Guili, Li Yuanyuan, Xu Xiaobin
（Brilliance Automotive Engineering Research Institute, Powertrain Design Section, Liaoning Shenyang 110141）

Some turbo engine, its performance promotes, the combustion pressure increased nearly 30 bar compare to the original one. Thus the strength and fatigue durability of the connecting rod should be advanced. If still use the former connecting rod model, it’ll have risk. So we do the nonlinear finite element analysis and high cycle fatigue analysis of the connecting rod under new boundary to discover the weak area, optimize the structure, and make the connecting rod satisfy the strength aim. The result shows that the optimized connecting rod can satisfy the new updated engine.

Connecting rod; strength; fatigue durability; nonlinear

U464.9

B

1671-7988(2016)01-37-03

霍東波，就職于華晨汽車工程研究院動力總成設(shè)計處。