農(nóng)用內(nèi)燃機(jī)鈦合金連桿振動(dòng)分析與拓?fù)鋬?yōu)化*

鄭彬，甫圣焱，向上

(攀枝花學(xué)院智能制造學(xué)院,四川攀枝花,617000)

0 引言

連桿是農(nóng)用內(nèi)燃機(jī)中連接活塞和曲軸的重要零件,其主要用于傳遞運(yùn)動(dòng)和改變運(yùn)動(dòng)類(lèi)型[1]。高壓燃?xì)獗l(fā)導(dǎo)致的活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)通過(guò)連桿轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的轉(zhuǎn)動(dòng),從而向外輸出轉(zhuǎn)矩[2-3]。連桿工作條件惡劣,并且其工作穩(wěn)定性對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的整機(jī)性能有決定性影響,眾多學(xué)者都對(duì)其進(jìn)行了不同程度的研究。

王裕林[4]根據(jù)連桿的疲勞損傷易發(fā)生于交變載荷的作用下,遂以某種航空發(fā)動(dòng)機(jī)連桿為研究對(duì)象,分析連桿的疲勞特性,找出連桿的危險(xiǎn)部位,為連桿失效分析提供基礎(chǔ)。阮帥帥等[5]對(duì)N485柴油機(jī)連桿進(jìn)行分析,并進(jìn)行DOE優(yōu)化,為生產(chǎn)廠家提供設(shè)計(jì)參考。趙知辛等[6]對(duì)連桿進(jìn)行疲勞壽命分析、模態(tài)分析、諧響應(yīng)分析,找出共振發(fā)生的頻率和對(duì)持續(xù)動(dòng)力特性進(jìn)行預(yù)測(cè),為連桿設(shè)計(jì)提供依據(jù)。孟建等[7]研究195柴油機(jī)連桿,得到不同工況下的應(yīng)力應(yīng)變?cè)茍D和安全系數(shù)云圖,并在此基礎(chǔ)上進(jìn)一步進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì),顯著降低了連桿重量。杜鵬等[8]利用有限元仿真技術(shù)對(duì)連桿進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析,導(dǎo)出連桿前4階固有頻率和最大變形區(qū)域,為連桿優(yōu)化設(shè)計(jì)思路提供指導(dǎo)。楊斌[9]認(rèn)識(shí)到連桿的破壞原因大多是振動(dòng)破壞,于是對(duì)連桿進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析,得到連桿固有頻率和振型,在此基礎(chǔ)上通過(guò)諧響應(yīng)分析識(shí)別易發(fā)生共振的頻率區(qū)間。王海濤等[10]將曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型導(dǎo)入Adams中進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì),得到較好的平衡兼顧的優(yōu)化數(shù)據(jù)。張明賀等[11]利用ABAQUS軟件對(duì)連桿進(jìn)行多工況下的有限元計(jì)算和疲勞分析,得到連桿的安全系數(shù)。李仕生等[12]利用ABAQUS的優(yōu)化設(shè)計(jì)模塊對(duì)卡車(chē)連桿進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì),減重26.2%,為發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的輕量化設(shè)計(jì)提供理論參考。

為探究鈦合金連桿性能特性,彌補(bǔ)在連桿研究領(lǐng)域?qū)B桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)方案的不足,本文首先使用三維建模軟件建立連桿的三維實(shí)體模型,然后導(dǎo)入至ANSYS中進(jìn)行有限元分析與拓?fù)鋬?yōu)化。通過(guò)在ANSYS中對(duì)連桿材料屬性進(jìn)行賦予、進(jìn)行網(wǎng)格劃分、添加約束及載荷加載,然后對(duì)連桿進(jìn)行有限元分析,得到連桿的最大變形、最大等效應(yīng)力、固有頻率及模態(tài)振型和位移—頻率響應(yīng)曲線。在靜力學(xué)分析的基礎(chǔ)上通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)探索連桿材料的最大化利用,研究鈦合金材料連桿在實(shí)現(xiàn)輕量化的同時(shí)連桿應(yīng)力變化情況。

1 連桿的運(yùn)動(dòng)特性及受力情況

發(fā)動(dòng)機(jī)通過(guò)連桿將燃燒室中混合氣爆炸產(chǎn)生的作用于活塞的壓力傳遞給曲軸,從而對(duì)外輸出轉(zhuǎn)矩。發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的作用是連接活塞和曲軸,將活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的轉(zhuǎn)動(dòng),因此連桿的性能對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的工作穩(wěn)定起到?jīng)Q定性作用。在發(fā)動(dòng)機(jī)正常工況下,連桿在發(fā)動(dòng)機(jī)內(nèi)部往復(fù)運(yùn)動(dòng)會(huì)出現(xiàn)兩個(gè)危險(xiǎn)的工作狀況:一是活塞連桿曲軸三大運(yùn)動(dòng)原件組合形成的往復(fù)慣性力的作用,迫使連桿受到最大拉力;二是燃料燃燒產(chǎn)生的高壓造成的最大壓縮狀況。其中受往復(fù)慣性力造成的最大拉力F1是指在發(fā)動(dòng)機(jī)最大轉(zhuǎn)速的情況下,即進(jìn)氣沖程靠近上止點(diǎn)時(shí),連桿小頭所受拉力最大,其計(jì)算公式如式(1)所示。

F1=ma

(1)

式中:m——活塞連桿組做往復(fù)運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量;

a——活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的最大加速度。

其中活塞連桿組做往復(fù)運(yùn)動(dòng)部分的質(zhì)量為0.68 kg,曲柄往復(fù)運(yùn)動(dòng)半徑為0.052 mm,發(fā)動(dòng)機(jī)最大工作轉(zhuǎn)速為6 000 r/min,活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)的最大加速度a為32 408.8 m/s2,由此可計(jì)算得最大拉力F1為22 038 N。

最大受壓工況F2是指在做功沖程始點(diǎn),活塞接近于上止點(diǎn)位置時(shí),連桿所受壓力最大,其計(jì)算公式如式(2)所示。

(2)

式中:P——燃?xì)馊紵a(chǎn)生的最高壓力;

P0——曲軸箱內(nèi)壓力;

D——?dú)飧字睆健?/p>

燃?xì)馊紵a(chǎn)生的最高壓力P為8.7 MPa,通常P0取值為0.1 MPa,氣缸直徑為90 mm。將相關(guān)參數(shù)代入式(2)可得最大壓力F2為32 734 N。

2 材料屬性的定義

發(fā)動(dòng)機(jī)的工作狀況復(fù)雜,其轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩在較大范圍內(nèi)變化,而且發(fā)動(dòng)機(jī)工作循環(huán)的周期性和連桿運(yùn)動(dòng)的周期性將會(huì)產(chǎn)生復(fù)雜的交變載荷作用于連桿。根據(jù)連桿的工作條件,連桿應(yīng)該具有足夠的強(qiáng)度和剛度以抵御變形和破壞,因此制造連桿的材料需要較好的強(qiáng)度、韌性和耐磨性。由于慣性力的存在又要求在滿(mǎn)足上述條件的情況下具有較輕的質(zhì)量。鈦合金材料具有強(qiáng)度高、密度低、環(huán)境適應(yīng)性好等特點(diǎn),在同等工作載荷條件下鈦合金材料連桿相比于鋼制連桿材能做得更輕,因此鈦合金是制造連桿的優(yōu)質(zhì)材料。所以選用力學(xué)性能突出且密度更低的鈦合金材料作為連桿制造材料能有效地提高強(qiáng)度和剛度的同時(shí)減輕質(zhì)量,同時(shí)還可利用噴丸技術(shù)提高連桿的疲勞強(qiáng)度,鈦合金材料的性能參數(shù)如表1所示。

表1 材料的性能參數(shù)Tab. 1 Performance parameters of materials

3 連桿靜力學(xué)分析

本文采用SolidWorks軟件建立連桿的實(shí)體模型,在保證仿真結(jié)果真實(shí)的前提下,對(duì)連桿進(jìn)行適當(dāng)簡(jiǎn)化,刪除部分細(xì)微結(jié)構(gòu),如噴油孔、圓角等特征。得到連桿實(shí)體模型如圖1所示。

圖1 連桿實(shí)體模型

采用網(wǎng)格自行劃分方式建立連桿的網(wǎng)格模型,得到連桿的有限元模型,其中網(wǎng)格包含15 432個(gè)單元25 490個(gè)節(jié)點(diǎn)。連桿網(wǎng)格化模型如圖2所示。

圖2 連桿網(wǎng)格模型

連桿載荷工況分為壓縮和拉伸兩種工況,存在四種不同工況類(lèi)型。在壓縮工況中分為:連桿小頭固定、大頭受壓,連桿大頭固定、連桿小頭受壓。在拉伸工況下分為:連桿小頭固定、連桿大頭受拉,連桿大頭固定、連桿小頭受拉。分別根據(jù)工況順序給出了四種工況下連桿的變形和應(yīng)力分析云圖。由圖3可知,在第一種工況下,連桿最大變形量為0.273 89 mm,主要集中在連桿大頭與曲軸軸頸接觸處,變形量向小頭方向遞減;連桿的應(yīng)力主要集中在連桿桿身與連桿小頭圓弧位置過(guò)渡處,其最大值為273.63 MPa,大頭與桿身過(guò)渡位置應(yīng)力集中也比較明顯。

(a) 變形云圖

由圖4可知,在第二種工況下,其最大變形量為0.227 14 mm,主要集中在連桿小頭與活塞銷(xiāo)接觸處,變形量向大頭端遞減;連桿的應(yīng)力主要集中在連桿桿身與連桿小頭圓弧位置過(guò)渡處,其最大值為324.08 MPa。

(a) 變形云圖

由圖5可知,在第三種工況下,其最大變形量為0.184 4 mm,主要集中在連桿大頭與曲軸軸頸接觸處,分布趨勢(shì)與第一種工況相似;連桿的應(yīng)力主要集中在連桿桿身與連桿小頭圓弧位置過(guò)渡處,其最大值為184.22 MPa。由圖6可知,在第四種工況下,其最大變形量為0.152 92 mm,出現(xiàn)在連桿小頭端與活塞銷(xiāo)接觸處;連桿的應(yīng)力主要集中在連桿桿身與連桿小頭圓弧位置過(guò)渡處,其最大值為218.19 MPa。

(a) 變形云圖

(a) 變形云圖

以上四種工況機(jī)械應(yīng)力均低于鈦合金材料的強(qiáng)度極限,應(yīng)力分布較為均勻,變形均在可接受范圍內(nèi)。

4 連桿的動(dòng)力學(xué)分析

4.1 連桿的模態(tài)分析

運(yùn)動(dòng)中振動(dòng)和噪聲是不可避免的,發(fā)動(dòng)機(jī)抖動(dòng)和噪聲大很大程度上是活塞連桿組振動(dòng)導(dǎo)致。連桿的固有頻率和振型對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)有著很大的影響,在設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)過(guò)程中考慮運(yùn)動(dòng)部件的動(dòng)態(tài)力學(xué)特性是至關(guān)重要的[13-14]。對(duì)連桿進(jìn)行模態(tài)分析可在發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中避免出現(xiàn)與連桿固有頻率相同的特殊振動(dòng)頻率,從而引起發(fā)動(dòng)機(jī)不正常工作甚至造成連桿本身因共振而產(chǎn)生破壞。模態(tài)分析可分為自由模態(tài)和約束模態(tài),在進(jìn)行鈦合金連桿的模態(tài)分析時(shí)采用約束模態(tài)的方式。結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)微分方程如式(3)所示。

(3)

式中: [M]——連桿的質(zhì)量矩陣;

[C]——結(jié)構(gòu)的阻尼矩陣;

[K]——結(jié)構(gòu)的剛度矩陣;

{x}——位移向量;

{F(t)}——隨時(shí)間變化的載荷函數(shù);

t——時(shí)間向量。

由于無(wú)阻尼模態(tài)分析中[C]為0,又因連桿自由振動(dòng)時(shí),系統(tǒng)所受外力為0,所以式(3)中{F(t)}為0,得到動(dòng)力學(xué)方程如式(4)所示。

(4)

對(duì)于線性系統(tǒng),自由振動(dòng)位移解的形式如式(5)所示。

{x}={Φi}cosωit

(5)

式中:ωi——第i階固有頻率;

Φi——第i階模態(tài)振型。

結(jié)構(gòu)的振動(dòng)特性方程如式(6)所示。

([K]-ωi2[M]){Φi}=0

(6)

在進(jìn)行鈦合金連桿的模態(tài)分析時(shí),無(wú)需對(duì)其導(dǎo)入預(yù)應(yīng)力,只需要選擇連桿大頭內(nèi)圈施加固定約束,關(guān)閉阻尼,求解類(lèi)型由系統(tǒng)自發(fā)控制?？紤]到高階模態(tài)對(duì)實(shí)際分析沒(méi)有過(guò)多意義,同時(shí)還耗費(fèi)過(guò)多的計(jì)算時(shí)間,所以只對(duì)鈦合金連桿1～6階模態(tài)進(jìn)行求解。求解得到連桿前6階固有頻率及振動(dòng)類(lèi)型如表2所示。

表2 連桿前六階固有頻率及振動(dòng)類(lèi)型Tab. 2 Natural frequencies and vibration types of the first six steps of connecting rod

由表2可知,其前6階固有頻率范圍為532.24～8 967.9 Hz。第一階模態(tài)頻率為532.24 Hz,也是最低的固有頻率,隨后幾階固有頻率逐步升高,由于最低固有頻率遠(yuǎn)高于發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)頻率,所以發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)不會(huì)導(dǎo)致鈦合金連桿產(chǎn)生共振。通過(guò)圖7可以看出,產(chǎn)生共振時(shí)最大變形出現(xiàn)在連桿小頭和桿身兩個(gè)位置。在第三階時(shí)變形最大為271.06 mm。其余階數(shù)變形均在140～190 mm范圍內(nèi)。

(a) 第一階

4.2 諧響應(yīng)分析

諧響應(yīng)分析就是對(duì)持續(xù)的周期性載荷在所分析結(jié)構(gòu)中產(chǎn)生的周期性響應(yīng),主要用于線性結(jié)構(gòu)在簡(jiǎn)諧變換載荷作用下的穩(wěn)態(tài)響應(yīng),能提取結(jié)構(gòu)在不同頻率下的響應(yīng)值,得到響應(yīng)目標(biāo)對(duì)給定頻率區(qū)間的關(guān)系曲線。其中位移—頻率響應(yīng)曲線最為常用,在這連續(xù)的響應(yīng)曲線上往往會(huì)出現(xiàn)峰值響應(yīng),這些峰值所對(duì)應(yīng)的頻率就是設(shè)計(jì)中應(yīng)該極力避開(kāi)的振動(dòng)頻率[15]。并且通過(guò)分析可以預(yù)測(cè)鈦合金連桿的持續(xù)動(dòng)力特性。結(jié)構(gòu)在簡(jiǎn)諧載荷下的運(yùn)動(dòng)方程式如式(7)所示。

(7)

式中: {F}——正弦載荷的幅值向量;

θ——激振頻率。

其節(jié)點(diǎn)的位移響應(yīng)如式(8)所示。

{x}={A}sin(θt+ψ)

(8)

式中:A——位移向量幅值;

ψ——位移響應(yīng)滯后激勵(lì)載荷的相位角。

諧響應(yīng)分析給出了三種分析方法:Full法、Reduced法和Mode Superposition法?；谏衔牡哪B(tài)分析,Mode Superposition方法進(jìn)行諧響應(yīng)求解最為適用[16],對(duì)求解的掃頻區(qū)間進(jìn)行約束,設(shè)置求解頻率間隔并施加載荷。根據(jù)模態(tài)分析結(jié)果,將頻率區(qū)間范圍設(shè)置為0～15 000 Hz,將求解間隔增加至400,在連桿小頭施加32 734 N力。諧響應(yīng)求解后得到連桿小頭分別在X、Y和Z軸方向位移—頻率響應(yīng)曲線如圖8所示。

(a) X方向位移—頻率響應(yīng)曲線

由圖8(a)可知,當(dāng)連桿小頭在頻率為1 162.5 Hz附近時(shí),容易產(chǎn)生共振,且最大位移為1.288 1 mm。由圖8(b)可知,當(dāng)連桿小頭頻率在8 962.5 Hz附近時(shí),最大位移為157.15 mm,變形量極大,應(yīng)避免該頻率的振動(dòng)。由圖8(c)可知,當(dāng)連桿小頭頻率在3 600 Hz附近時(shí),最大位移為0.020 119 mm。為了確保連桿的正常使用,連桿應(yīng)避開(kāi)這三個(gè)容易引起共振的頻率。

5 拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)

拓?fù)鋬?yōu)化是對(duì)零件進(jìn)行輕量化設(shè)計(jì)的有力措施。為了使連桿在滿(mǎn)足工作強(qiáng)度的同時(shí)對(duì)連桿重量進(jìn)行縮減,在滿(mǎn)足工作穩(wěn)定的大前提下改變材料的空間分配,使材料的利用率達(dá)到最大化程度[17-18]。連桿本屬于高速運(yùn)動(dòng)的零件,過(guò)高的質(zhì)量會(huì)加劇慣性力的產(chǎn)生,同時(shí)對(duì)其他部件作用過(guò)高的慣性力,這不僅會(huì)使自身零件受到破壞,還會(huì)引起配合零件間的協(xié)同損壞。對(duì)連桿進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化前需要將連桿靜力學(xué)分析的結(jié)果傳遞給拓?fù)鋬?yōu)化模塊。在內(nèi)燃機(jī)氣缸中連桿的受拉工況作用力小于在受壓工況下的作用力,并且連桿出現(xiàn)破壞的主要原因就是受到高壓燃?xì)庾饔枚鴮?dǎo)致失效,所以只要保證受壓工況下連桿能穩(wěn)定工作就可以保證連桿在其余工況的穩(wěn)定性。所以拓?fù)鋬?yōu)化選用連桿的受壓工況進(jìn)行加載,然后將結(jié)果導(dǎo)入topology optimization中?？紤]到連桿的大頭和小頭都分別與曲軸和活塞銷(xiāo)配合,改變其形狀將會(huì)引起連鎖反應(yīng),使其配合零部件發(fā)生改變。由于連桿桿身只起連接作用不會(huì)對(duì)其他零件造成影響,并且連桿桿身在上述分析中有應(yīng)力集中的現(xiàn)象。于是選擇拓?fù)鋬?yōu)化區(qū)域?yàn)檫B桿桿身,其余作為排除區(qū)域。選擇優(yōu)化類(lèi)型為變密度優(yōu)化法[19],其實(shí)質(zhì)就是材料分布優(yōu)化問(wèn)題的求解[20],其數(shù)學(xué)模型如式(9)所示。

ρ=yiρi

(9)

式中:ρ——單元偽密度;

yi——相對(duì)密度;

ρi——各單元實(shí)際密度。

由式(9)可知當(dāng)yi為1時(shí),單元實(shí)體材料保留;當(dāng)yi為0時(shí),單元實(shí)體材料則去除。以最小柔度為優(yōu)化目標(biāo),也就是剛度最大化作為優(yōu)化目標(biāo),兩者之間的表達(dá)式如式(10)所示。

R=STU

(10)

式中:R——結(jié)構(gòu)的柔度;

S——載荷矩陣;

U——結(jié)構(gòu)位移矩陣。

分別以質(zhì)量保留70%、50%和30%為約束條件,控制收斂精度為0.1%,懲罰因子取為3,最大迭代次數(shù)為500次,分別選用大頭固定小頭受壓和小頭固定大頭受壓兩種受壓工況進(jìn)行求解。

其拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型如式(11)所示。

(11)

式中:f——材料保留百分比;

m——連桿原始質(zhì)量;

m1——連桿去除質(zhì)量。

由圖9中的顏色分布可看出連桿桿身的材料保留或是刪減狀況,其中灰色代表高密度區(qū)域也就是相對(duì)密度接近于1的區(qū)域代表保留材料,紅色為低密度區(qū)域相對(duì)密度接近于0代表刪除材料,棕色代表邊界區(qū)域,可根據(jù)需要進(jìn)行修整的區(qū)域。根據(jù)拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果,可對(duì)連桿桿身進(jìn)行處理加工,可為模型的三維建模提供新的思路。從優(yōu)化結(jié)果中可看出材料去除集中于桿身的中部,邊緣位置的材料去除相對(duì)較少。在質(zhì)量保留30%的優(yōu)化結(jié)果中連桿成鏤空狀,極大地減少了連桿桿身的材料。其質(zhì)量由原始的205.55 g減少至135.31 g,減少了34.17%,有效地實(shí)現(xiàn)了連桿的輕量化。在此優(yōu)化結(jié)果下進(jìn)行靜力學(xué)和動(dòng)力學(xué)驗(yàn)證分析。

(a) 保留70%質(zhì)量?jī)?yōu)化結(jié)果

初始模型的最大變形量為0.227 14 mm,優(yōu)化后模型的最大變形量為0.227 2 mm,優(yōu)化前后基本不變。初始模型的最大應(yīng)力值為324.08 MPa,優(yōu)化后模型的最大應(yīng)力值為303.31 MPa,較最初的模型最大應(yīng)力值減少20.77 MPa,下降了6.41%,如圖10所示。優(yōu)化后的模型在保證強(qiáng)度不變的情況下應(yīng)力下降。

(a) 變形云圖

優(yōu)化后連桿的前六階振型云圖如圖11所示,其固有頻率分別為532.35 Hz、1 144.5 Hz、2 569.5 Hz、3 602 Hz、5 951.5 Hz和8 968.1 Hz,如表3所示。優(yōu)化前后連桿的固有頻率基本不變。

(a) 第一階

表3 優(yōu)化后連桿前六階固有頻率及振動(dòng)類(lèi)型Tab. 3 First six natural frequencies and vibration types of optimized connecting rod

在模態(tài)分析驗(yàn)證后,對(duì)優(yōu)化后模型進(jìn)行了諧響應(yīng)分析,從圖12可以看出,優(yōu)化后曲線走勢(shì)幾乎不變,在Z方向位移—頻率響應(yīng)曲線相比于優(yōu)化前更加光滑,突變位置明顯減少。其余方向保持不變。在振幅方面Y方向最大振幅從157.15 mm降至151.45 mm,有明顯下降。Z方向最大振幅從0.020 119 mm下降至0.008 711 3 mm。X方向最大振幅幾乎不變。

(a) X方向位移—頻率響應(yīng)曲線

該工況下的拓?fù)鋬?yōu)化結(jié)果整體材料的刪除和保留區(qū)域與上一工況類(lèi)似,如圖13所示,材料去除幾乎集中于連桿桿身中部,但是在刪除材料位置上有較大差別。在保留70%質(zhì)量約束下主要位于連桿桿身大頭端的中部凹陷位置,保留50%質(zhì)量約束下有向小頭端延伸的趨勢(shì),在保留30%質(zhì)量約束下材料的去除位置與上一工況幾乎相同。以保留30%質(zhì)量?jī)?yōu)化結(jié)果為例,連桿質(zhì)量從原始的205.55 g減少至135.31 g,減少了34.14%,實(shí)現(xiàn)了在保證工作穩(wěn)定的同時(shí)達(dá)到輕量化的目的,將材料利用率達(dá)到最大化。將保留30%質(zhì)量的優(yōu)化結(jié)果進(jìn)行靜力學(xué)驗(yàn)證分析。

(a) 保留70%質(zhì)量?jī)?yōu)化結(jié)果

由圖14可知,優(yōu)化后模型的最大變形量為0.273 94 mm,初始模型的最大變形量為0.273 89 mm,優(yōu)化前后模型的變形量基本不變。優(yōu)化后模型的最大應(yīng)力值為258.73 MPa,初始模型的應(yīng)力最大值為273.63 MPa,較優(yōu)化前最大應(yīng)力值減少了5.45%。由于兩種工況得到的模態(tài)分析頻率分布和諧響應(yīng)分析曲線相似,結(jié)果差異微小,故該工況對(duì)模態(tài)分析和諧響應(yīng)分析結(jié)果不再進(jìn)行過(guò)多贅述。

(a) 變形云圖

6 結(jié)論

1) 利用SolidWorks軟件建立某農(nóng)用內(nèi)燃機(jī)連桿實(shí)體模型,并關(guān)聯(lián)導(dǎo)入ANSYS workbench中對(duì)模型進(jìn)行了仿真前處理。對(duì)連桿進(jìn)行靜態(tài)結(jié)構(gòu)分析,根據(jù)分析結(jié)果可知,在四種工況下,壓縮工況的兩種形式不論是應(yīng)力還是變形均高于拉伸工況。其中,最大應(yīng)力為324.08 MPa,出現(xiàn)在連桿與小頭圓弧過(guò)渡處,應(yīng)對(duì)其進(jìn)行增加材料和圓角處理,減小應(yīng)力集中。

2) 對(duì)鈦合金連桿進(jìn)行動(dòng)力特性分析,根據(jù)分析結(jié)果可知連桿一階模態(tài)頻率較高為532.24 Hz,遠(yuǎn)大于發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)頻率,不容易產(chǎn)生共振。通過(guò)對(duì)振型云圖觀察,連桿最大振幅出現(xiàn)在連桿小頭和連桿桿身中段。

3) 對(duì)鈦合金連桿進(jìn)行諧響應(yīng)分析,根據(jù)分析結(jié)果可知,連桿在高頻率8 962.5 Hz附近時(shí)振幅極大;在低頻率1 162.5 Hz附近時(shí)易產(chǎn)生共振。通過(guò)分析結(jié)果連桿設(shè)計(jì)中應(yīng)盡量避開(kāi)其峰值響應(yīng)頻率。

4) 通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化對(duì)連桿結(jié)構(gòu)進(jìn)行了改進(jìn),在降低連桿重量的同時(shí),還降低連桿的最大應(yīng)力值。優(yōu)化后,連桿在大頭固定小頭受壓工況下,重量減小34.17%,最大應(yīng)力減小6.41%。連桿在小頭固定大頭受壓工況下,重量減小34%,最大應(yīng)力減小5.45%。在大頭固定小頭受壓工況下,固有頻率和變形在優(yōu)化后幾乎不變。Y方向最大峰值響應(yīng)振幅下降3.63%。Z方向下降56.69%,Z方向曲線更加光滑,突變位置減少。

5) 鈦合金材料用作制作連桿在保證其性能的同時(shí)能減輕連桿重量,還有效地避免了發(fā)動(dòng)機(jī)與連桿產(chǎn)生共振,為連桿的用材和設(shè)計(jì)提供新思路,同時(shí)通過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化對(duì)連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供新思路。