柴油機C70S6裂解加工連桿的強度分析研究

尚德波 李艷玲 宋 杰

（濰坊職業(yè)學(xué)院，濰坊 261041）

連桿作為柴油機中聯(lián)結(jié)曲軸與活塞的重要傳動部件。機器運轉(zhuǎn)過程中，連桿運動承受拉伸、壓縮、彎曲等高頻交變載荷，因此對其加工制造精度和各方面機械性能要求較高。傳統(tǒng)連桿機械加工需要用到拉削、銑削、磨削、鉸削等多道加工工序，效率低，廢品率高[1]。采用先進的生產(chǎn)加工工藝是提高發(fā)柴油機產(chǎn)品競爭力、降低連桿生產(chǎn)成本、滿足連桿使用性能要求的重要途徑。目前，裂解加工技術(shù)以其加工精度高、重復(fù)定位精度高、操作過程簡單等優(yōu)點，成為連桿制造的重要手段。

1 裂解加工定義

裂解加工是采用斷裂后“犬牙交錯”的不規(guī)則表面進行定位裝配的合裝類零件加工新技術(shù)，在加工工序簡化、裝配精度提高及生產(chǎn)成本降低等方面具有明顯的優(yōu)越性。根據(jù)斷裂力學(xué)理論，連桿鍛造毛坯大頭孔指定位置處預(yù)定連桿剖分裂解槽，通過激光等方式加工有高缺口裂解槽，使其按漲開型斷裂條件施加裂解力后滿足脆性斷裂條件。在幾乎未產(chǎn)生塑性變形的情況下，使桿體與蓋子斷裂獲得三維凹凸結(jié)合面。此結(jié)合面具有顯著的互鎖特征，可以實現(xiàn)連桿體與連桿蓋的完美嚙合，從而提高重復(fù)定位精度、增大結(jié)合面面積、提高連桿的承載能力尤其是抗剪能力，是對傳統(tǒng)連桿加工技術(shù)的重大變革[2]。隨著柴油機向著高性能、高效率、低能耗以及低污染等方向發(fā)展，人們對柴油機的高爆性與低能耗提出了更高的要求。本文對C70S6柴油機連桿裂解加工過程和斷裂性能進行分析，推動了連桿裂解加工技術(shù)的應(yīng)用，降低了制造成本。

2 C70S6材料性能

C70S6材料是一種專門適用于柴油機連桿裂解加工技術(shù)的非調(diào)質(zhì)特種鋼。它在合金鋼的基礎(chǔ)上添加微量元素，通過熱模鍛后的可控冷卻，析出強化后獲得與淬火熱處理相當?shù)慕M織與力學(xué)性能。作為余熱淬火的一種形式，它的毛坯鍛造加工與熱處理在同一過程中完成，不需要再進行二次加熱淬火，具有節(jié)能降耗的優(yōu)點[3]。它的主要成分及所占質(zhì)量分數(shù)見表1。

表1 材料主要成分所占質(zhì)量分數(shù)

C70S6鋼的金相組織由細片狀的珠光體與少量斷續(xù)網(wǎng)絡(luò)狀的鐵素體構(gòu)成，具有較高的強度與硬度。因此，C70S6鍛鋼毛坯的裂解特性優(yōu)越.在預(yù)開槽、100 mm·s-1的加載速度下，塑性變形較小，脆性裂解性能明顯，在斷裂面上能夠形成質(zhì)量高的嚙合定位。

3 連桿裂解模型構(gòu)建及強度分析

所選用模擬樣件為某公司型號的連桿，試驗用小頭軸直徑Φ44 mm，連桿大頭軸直徑Φ68 mm，過盈裝配。

3.1 模型及網(wǎng)格劃分

結(jié)合連桿結(jié)構(gòu)，根據(jù)其各項尺寸參數(shù)建立有限元模型，利用不同的單元處理方式進行連桿的部件網(wǎng)格劃分。作為對稱結(jié)構(gòu)，只需建立連桿的一半模型即可。桿體和蓋部、螺栓采用四面體的二次修正單元；襯套與軸瓦采用六面體的一階單元[4]。連桿有限元模型如圖1所示。

圖1 連桿有限元模型

3.2 邊界條件計算

載荷分析主要包括預(yù)緊力分析、額定工況下的最大拉力和最大壓力分析。預(yù)緊力分析是由過盈裝配和預(yù)緊力載荷共同作用引起的應(yīng)力分布分析。最大拉力和最大壓力根據(jù)過盈裝配、預(yù)緊力載荷與最大拉力和壓力同時作用而引起應(yīng)力分布分析。通過計算，連桿所承受螺栓預(yù)緊力119 kN。

連桿運動過程中承受的作用力包括缸內(nèi)氣體壓力、往復(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力的共同作用。根據(jù)之前的研究了解到，連桿的主要損壞形式是反復(fù)進行拉、壓兒導(dǎo)致疲勞破壞。連桿氣體壓力對連桿施加載荷采用動力學(xué)計算得到最大拉伸力和壓縮力。在設(shè)置邊界條件時，在連桿的大頭施加最大拉伸力和最大壓縮力，對小頭內(nèi)表面設(shè)置約束而控制移動自由度進行運算。實際壓力載荷見表2（按照1/2模型計算[5]）。

表2 壓力載荷表

3.3 應(yīng)力分析結(jié)果

以上測試選擇在一個周期內(nèi)應(yīng)力變化的趨勢最大位置進行疲勞計數(shù)。先分別在最大拉伸和最大壓縮兩個工況下分別計算出危險部位，后根據(jù)周期內(nèi)的最大應(yīng)力值和最小應(yīng)力值校核疲勞安全系數(shù)。

3.3.1 最大拉應(yīng)力工況下應(yīng)力分析結(jié)果

在連桿最大拉應(yīng)力工況下，對連桿大頭與連桿小頭的應(yīng)力狀況進行仿真分析，得到連桿大頭和小頭的應(yīng)力云圖，如圖2和圖3所示。

圖2分析發(fā)現(xiàn)：最大拉應(yīng)力工況下，連桿的最大Mises應(yīng)力出現(xiàn)在連桿體與連桿蓋接合部位及連桿蓋螺栓臺過渡圓角處，高達500 MPa；在連桿體大頭內(nèi)側(cè)、連桿蓋內(nèi)側(cè)部位產(chǎn)生了約為350 MPa的應(yīng)力集中，其他部位應(yīng)力相對較小。

圖2 最大拉伸工況下大頭應(yīng)力云

圖3分析發(fā)現(xiàn)：最大壓應(yīng)力工況下，連桿的最大Mises應(yīng)力出現(xiàn)在小頭內(nèi)外表面位置，可以達到292 MPa；其他部位應(yīng)力相對較小。

圖3 最大拉伸工況下小頭應(yīng)力云

3.3.2 最大壓縮工況下的應(yīng)力分析結(jié)果

連桿最大壓縮工況下，對連桿大頭與連桿小頭的應(yīng)力狀況進行仿真分析得到連桿應(yīng)力云圖，如圖4所示。

圖4 最大壓縮工況應(yīng)力云

圖4分析發(fā)現(xiàn)：在壓縮工況下，連桿最大Mises應(yīng)力出現(xiàn)在連桿體與連桿蓋接合部位及連桿蓋螺栓臺的過渡圓角位置，達到430 MPa；大頭蓋與螺栓接觸面、大小頭的內(nèi)部表面等處出現(xiàn)應(yīng)力集中，約為310 MPa；其他部位應(yīng)力相對較小。

4 疲勞強度分析

對連桿的強度校核主要從疲勞和塑性兩個角度進行。

疲勞安全系數(shù)σm的計算公式如下。

經(jīng)計算得到連桿蓋與連桿體各危險點處疲勞安全系數(shù)與塑性安全系數(shù)，具體見表3。

表3 各危險部位的應(yīng)力情況

一般來說，疲勞安全系數(shù)和塑性安全系數(shù)大于1.5時可視為安全。通過上述計算可知，該型號漲斷連桿安全系數(shù)均在1.5以上。綜上可知，此裂解加工連桿的強度較高，能夠滿足此型號柴油機的性能要求。

5 結(jié)語

根據(jù)連桿尺寸參數(shù)及其對稱結(jié)構(gòu)，建立了裂解加工連桿的1/2模型。在不考慮旋轉(zhuǎn)慣性影響的情況下，對連桿的拉伸和壓縮工況進行應(yīng)力分析。在柴油機額定工況14 MPa的爆發(fā)壓力下，通過裂解加工技術(shù)獲得的連桿，裂解連桿的強度能夠滿足產(chǎn)品需求，且其穩(wěn)定性滿足柴油機工作要求。通過對該型號連桿疲勞強度分析可知，該連桿安全系數(shù)較高，滿足強度要求。