某柴油機連桿運行全過程疲勞分析

孫久洋 張洋洋 王厚權(quán) 高坤 陳海瑞 宮繼儒

摘要：為解決某柴油發(fā)動機搗缸故障，通過連桿受力、疲勞試驗及有限元仿真分析確定故障原因。分析結(jié)果表明：連桿大頭垂直于桿身方向受力主要由連桿自身慣性力引起；疲勞試驗僅能反映連桿最大拉伸載荷及壓縮載荷下的受力情況，不能體現(xiàn)其他時刻連桿受力情況；連桿定位齒形處疲勞安全因數(shù)最小，為1.05，確定連桿定位齒形處產(chǎn)生疲勞斷裂，導(dǎo)致發(fā)動機出現(xiàn)搗缸故障。對連桿加工工藝進行改進，將齒形定位改為脹斷定位，解決了定位齒形疲勞安全因數(shù)較低的問題，未出現(xiàn)發(fā)動機搗缸故障。

關(guān)鍵詞：連桿；疲勞試驗；疲勞強度分析；疲勞斷裂；有限元仿真

中圖分類號：TK426文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）02-0085-05

引用格式：孫久洋，張洋洋，王厚權(quán)，等.某柴油機連桿運行全過程疲勞分析［J］.內(nèi)燃機與動力裝置，2024，41（2）：85-89.

SUN Jiuyang， ZHANG Yangyang， WANG Houquan，et al.Fatigue analysis of the entire process of connecting rod operation for a diesel engine［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：85-89.

0 引言

發(fā)動機連桿將作用在活塞上的力傳遞給曲軸，將活塞往復(fù)運動轉(zhuǎn)化為曲軸旋轉(zhuǎn)運動，實現(xiàn)活塞與曲軸之間力和運動的傳遞^[1-2]。發(fā)動機工作過程中，連桿承受氣體壓力、往復(fù)慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力和裝配預(yù)緊力產(chǎn)生的交變載荷，活塞及連桿質(zhì)量越大，連桿承受的慣性力也越大，當連桿采用齒形定位時，對連桿定位齒形的可靠性要求較高。

目前，連桿疲勞試驗難以判定連桿體和連桿蓋之間定位齒形的可靠性，可通過有限元仿真計算判定不同工況下定位齒形的可靠性，并優(yōu)化連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計，提高連桿工作可靠性。近年來，學(xué)者們圍繞連桿進行了大量仿真及試驗研究：Silvia 等^[3]仿真分析拉壓狀態(tài)下拓撲優(yōu)化后連桿應(yīng)力薄弱部位，并與疲勞試驗斷裂位置進行對比，結(jié)果表明，仿真薄弱部位與試驗斷裂位置一致，拓撲優(yōu)化的連桿滿足可靠性要求；Rezvani等^[4]通過模態(tài)試驗及仿真分析，對某機型連桿進行屈曲分析，得到臨界屈曲載荷，確定該連桿失效模式為屈曲失效；Chakravarthy等^[5]對不同材料的活塞-連桿-曲軸總成進行柔性化處理并建立多體動力學(xué)模型，進行動力學(xué)仿真分析和熱負荷分析，實現(xiàn)對不同材料優(yōu)、劣勢的評估；周友全等^[6]分析了不同表面粗糙度下連桿疲勞強度，發(fā)現(xiàn)連桿表面粗糙度幾乎不對疲勞安全系數(shù)分布產(chǎn)生影響，但粗糙度較大降低連桿疲勞安全系數(shù)；王鵬利等^[7]分析了連桿在最大爆發(fā)壓力、螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈裝配作用下的動力學(xué)性能，并基于動力學(xué)分析選取極限工況進行疲勞強度分析，為連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計和性能改進提供依據(jù)；宋研研^[8]分析了連桿處于最大拉伸工況和最大壓縮工況下的疲勞強度，預(yù)測了疲勞壽命。由于疲勞失效是連桿的主要失效模式，以上研究主要分析部分極限工況下連桿疲勞強度，但未對連桿運行全過程疲勞強度進行分析。

本文中針對某柴油發(fā)動機搗缸故障，通過連桿受力、疲勞試驗、有限元仿真，分析連桿運行全過程疲勞強度，彌補連桿疲勞試驗不足，使連桿在設(shè)計階段及時規(guī)避相關(guān)風(fēng)險。

1 連桿受力分析

連桿小頭與活塞銷連接，隨活塞組件作往復(fù)運動，連桿大頭與曲柄銷配合，隨曲軸作旋轉(zhuǎn)運動。因此整個連桿體作上下往復(fù)運動及左右擺動，是一個復(fù)雜的運動。連桿的基本載荷是拉伸和壓縮，最大拉伸載荷及最大壓縮載荷分別位于進氣行程上止點、做功行程上止點附近。

連桿某截面最大拉伸載荷^[9]

F_w=（m′+m″）（1+λ）rω/g，（1）

式中：m′為活塞組合質(zhì)量，kg；m′′為連桿該截面以上部分對應(yīng)的質(zhì)量，kg；λ為連桿比（曲柄半徑與連桿中心距之比）；r為曲柄半徑，mm；ω為曲軸旋轉(zhuǎn)運動角速度，rad/s；g為重力加速度，m/s²。

燃氣作用在活塞上的壓力

F_g=πD²p_max/4，（2）

式中：D為氣缸直徑，mm；p_max為爆發(fā)壓力，MPa。

最大壓縮載荷

F_c=F_g－F_w。（3）

連桿所受的最大拉伸、壓縮載荷均沿桿身方向，但不能表示連桿在一個循環(huán)內(nèi)載荷的變化。分析一個循環(huán)內(nèi)連桿的載荷變化時，連桿受到活塞組件的作用力可簡化為二力桿進行分析，連桿所受活塞組件作用力簡化示意如圖1所示，圖中F₁為活塞產(chǎn)生的慣性力，F(xiàn)_S、F_N分別為F_g和F₁的合力分解為沿桿身作用在連桿上的力、垂直于氣缸方向作用在氣缸上的力。連桿所受慣性力示意如圖2所示，圖中A為連桿小頭中心，B為連桿大頭中心，C為質(zhì)心，M_cl為變速擺動及角加速度產(chǎn)生的慣性力矩，F(xiàn)_jl為往復(fù)加速度產(chǎn)生的慣性力，F(xiàn)_nl為變速擺動的向心加速度產(chǎn)生的慣性力，l_a為連桿小頭中心到連桿大頭中心的距離。

由圖2可知：連桿自身慣性力F_z包括F_jl、F_nl、M_cl。F_nl通過連桿質(zhì)心C沿桿身方向；F_jl在上止點及下止點時沿桿身方向，其余時刻均通過C平行于氣缸中心線；M_cl不沿桿身方向，在上止點及下止點時為0。

往復(fù)加速度產(chǎn)生的慣性力^[10-11]

F_jl=-m₁a，

式中：m₁為連桿質(zhì)量，kg；a為連桿往復(fù)運動的加速度，m/s²。

變速擺動的向心加速度產(chǎn)生的慣性力

F_nl=m_ll_aω²₁，

式中：ω₁為連桿繞小頭旋轉(zhuǎn)的角速度，rad/s。

變速擺動及角加速度產(chǎn)生的慣性力矩

M_cl=－J_aα_l，

式中：J_a為連桿繞小頭中心的轉(zhuǎn)動慣量，kg·m²；α_l為連桿繞小頭旋轉(zhuǎn)運動產(chǎn)生的角加速度，rad/s²。

連桿除受到F_g、F_l、F_z外，連桿徑還對連桿大頭產(chǎn)生反作用力，各種受力相互平衡。以曲軸轉(zhuǎn)角0°～180°為做功行程為例，一個周期內(nèi)，連桿各參數(shù)，即M_cl對應(yīng)的連桿變速擺動產(chǎn)生的角加速度α′、連桿大頭垂直于桿身受力F′、連桿大頭沿桿身受力F′′隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化如圖3所示。

由圖3可知：α′與F′變化趨勢基本一致。由于連桿大頭沿桿身受力起主要作用，經(jīng)以上受力分析可知，垂直于桿身方向受力主要由F_z引起。

2 連桿故障分析及改進

某發(fā)動機出現(xiàn)搗缸故障，機體觀察窗被打破，連桿從觀察口飛出，拆機后發(fā)現(xiàn)連桿大頭定位齒形被打碎，連桿螺栓斷裂，大頭與連桿體完全分離。

2.1 疲勞試驗

選3件同機型連桿，對連桿大頭和桿身進行疲勞試驗。發(fā)動機工作狀態(tài)下，根據(jù)最高爆發(fā)壓力、最大持續(xù)運行轉(zhuǎn)速、往復(fù)質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量等計算連桿大頭載荷^[12-14]。

為準確測試連桿大頭的疲勞強度，規(guī)定連桿小頭與活塞銷為過盈配合，曲柄銷與連桿大頭為間隙配合；試驗載荷因數(shù)為2.0；載荷比k為最大壓縮載荷（為負值）與最大拉伸載荷的比，k＝-3.63；將連桿沿桿身方向最大、最小受力分別乘以放大因數(shù)轉(zhuǎn)換為最大拉伸、壓縮載荷，轉(zhuǎn)換后最大拉伸載荷為128.47 kN，最大壓縮載荷為-466.50 kN，按正弦波加載相應(yīng)載荷，循環(huán)基數(shù)為10⁷次，試驗頻率為30 Hz；根據(jù)螺栓緊固要求緊固連桿螺栓；連桿大、小頭均為機油冷卻。

試驗結(jié)果均是連桿桿身發(fā)生斷裂，連桿大頭未出現(xiàn)故障，與實際故障模式不符。分析原因為疲勞試驗過程中桿身受力相比實際運行狀態(tài)更苛刻，但僅模擬了活塞處于做功行程上止點及進氣行程上止點時的連桿大、小頭受力狀態(tài)，未體現(xiàn)其他時刻連桿受力狀態(tài)，不能真實反映實際連桿運行狀態(tài)及定位齒形受力狀態(tài)。為彌補連桿疲勞試驗的不足，對連桿運行全過程疲勞強度進行仿真分析。

2.2 連桿疲勞強度仿真分析

2.2.1 疲勞強度計算

連桿運行全過程受力較為復(fù)雜，通過試驗很難進行準確模擬，采用Abaqus軟件仿真模擬連桿疲勞試驗，對曲柄銷施加沿桿身方向的拉伸、壓縮載荷，不考慮垂直于桿身方向受力情況，活塞銷約束x、y、z 3個方向的自由度，活塞銷與連桿小頭襯套設(shè)置過盈配合，曲柄銷與連桿大頭軸瓦設(shè)置間隙配合，曲柄銷僅約束x方向的自由度，曲柄銷質(zhì)心施加沿桿身即z方向的最大壓縮載荷和最大拉伸載荷，螺栓施加最大預(yù)緊力。疲勞試驗載荷及約束施加方式如圖4所示，模擬疲勞試驗連桿安全因數(shù)云圖如圖5所示。

由圖5可知：疲勞試驗中連桿桿身處安全因數(shù)最小，為1.04；定位齒形安全因數(shù)較大，為1.56，與疲勞試驗桿身發(fā)生斷裂的情況一致，驗證疲勞強度仿真方法的可行性。

2.2.2 運行狀態(tài)仿真

將連桿動力學(xué)狀態(tài)轉(zhuǎn)換為靜力學(xué)，對連桿進行靜強度分析，評估連桿極限裝配條件下即最大螺栓預(yù)緊力與最大軸瓦過盈狀態(tài)對應(yīng)的應(yīng)力云圖，極限裝配條件下連桿應(yīng)力分布云圖如圖6所示。

由圖6可知：除連桿蓋螺栓承壓面內(nèi)孔附近齒形外，其他區(qū)域均未超過材料屈服強度850 MPa。對于該處齒形，需結(jié)合疲勞強度進行評價。

在極限裝配條件下，采用Abaqus仿真模擬實際連桿運行狀態(tài)，并進行分析計算^[15-17]。連桿運行過程中受到時變的油膜載荷和慣性載荷，油膜載荷和慣性載荷相互平衡，將連桿大頭及小頭所受的油膜壓力直接映射到有限元網(wǎng)格模型上，模擬連桿大頭、小頭實際所受油膜載荷；采用Abaqus體載荷命令模擬施加的慣性載荷，根據(jù)直線加速度、旋轉(zhuǎn)加速度和轉(zhuǎn)速3種方式定義體載荷，可精確模擬慣性力分布；疲勞強度評價工況為最大螺栓預(yù)緊力、最大軸瓦過盈下實際運行狀態(tài)；連桿實際運行過程中狀態(tài)自由，為了便于收斂，僅在連桿頂部和底部約束小部分節(jié)點；為模擬油膜載荷、慣性載荷時變性，曲軸轉(zhuǎn)角每10°分析一次，使用Femfat軟件計算全部動載荷應(yīng)力分布下，仿真模擬連桿疲勞安全因數(shù)云圖如圖7所示。

由圖7可知：采用Abaqus仿真模擬實際連桿運行狀態(tài)，最小疲勞安全因數(shù)在齒形處，為1.05，小于最小疲勞安全因數(shù)為1.10的要求；桿身安全因數(shù)較大，為1.86。結(jié)合故障現(xiàn)象分析，由于齒形部位疲勞安全因數(shù)較小，引起齒形部位疲勞斷裂，導(dǎo)致發(fā)動機搗缸故障。

2.3 改進措施

不同的脹斷機承受的連桿質(zhì)量不同，該機型連桿質(zhì)量為62 kg，在脹斷工藝可控質(zhì)量范圍內(nèi)，將連桿體及連桿蓋結(jié)合面由齒形定位改為脹斷斷面定位，將改進后的連桿裝配3臺發(fā)動機上進行市場驗證，穩(wěn)定進行5 000 h后，發(fā)動機均未再出現(xiàn)搗缸故障，市場運行結(jié)果表明，采用該方案有效解決了定位齒形疲勞斷裂問題。

3 結(jié)論

1）連桿疲勞試驗?zāi)芊磻?yīng)最大拉伸載荷、壓縮載荷2個極限工況的工作狀態(tài)，無法反應(yīng)其他時刻連桿實際受力，無法模擬垂直桿身受力，不能考核定位齒形的疲勞強度，因此，連桿大頭齒形受力狀態(tài)與實際受力狀態(tài)有差異。

2）采用有限元仿真方法對疲勞試驗受力狀態(tài)進行分析，疲勞強度最小位置為桿身處，其疲勞安全因數(shù)為1.04，與疲勞試驗桿身斷裂結(jié)果一致；采用Abaqus仿真分析連桿實際運行過程的疲勞強度，連桿蓋螺栓承壓面內(nèi)孔附近齒形不滿足最小疲勞安全因數(shù)為1.10的限值要求，最小安全因數(shù)在連桿齒形處，為1.05，低于限值規(guī)定，與實際故障發(fā)生位置一致。

3）仿真分析可以模擬連桿實際運行狀態(tài)，彌補連桿疲勞試驗的不足，在設(shè)計階段規(guī)避相關(guān)風(fēng)險。

參考文獻：

[1]姬慧勇，董德才，周春華，等.內(nèi)燃機結(jié)構(gòu)與原理[M].北京：國防工業(yè)出版社，2012.

[2]王厚權(quán)，李德華，柳海濤，等.某船用中速發(fā)動機連桿斷裂故障分析及改進[J].內(nèi)燃機與動力裝置，2022，39（3）：101-106.

[3]SILVIA C，NIMA R，F(xiàn)RANCESCO M，et al.Fatigue testing and end of life investigation of a topology optimized conrod fabricated via selective laser melting[J].International Journal of Fatigue，2022，164：107134.

[4]REZVANI M A， JAVANMARDI D， MOSTAGHIM P. Diagnosis of EMD645 diesel engine connection rod failure through modal testing and finite element modeling[J].Engineering Failure Analysis，2018，92：50-60.

[5]CHAKRAVARTHY L K，SRIKANTH D P.Assembly analysis of piston，connecting rod & crankshaft[J].International Journal of Science and Research，2015，6：1803-1807.

[6]周友全，李斌，周遠宏.往復(fù)式壓縮機連桿的疲勞及裂紋擴展研究[J].應(yīng)用力學(xué)學(xué)報，2021，38（4）：1698-1702.

[7]王鵬利，劉陽.汽車發(fā)動機連桿疲勞強度分析[J].內(nèi)燃機與配件，2023（11）：39-41.

[8]宋研研.船用柴油機活塞連桿機構(gòu)疲勞失效行為研究[D].大連：大連海洋大學(xué)，2024.

[9]解淑英.基于有限元法的汽車發(fā)動機連桿應(yīng)力與疲勞分析模型及應(yīng)用[J].微型電腦應(yīng)用，2022，38（10）：32-34.

[10]梁大珍.基于Workbench熱機耦合的連桿襯套過盈配合研究[D].太原：中北大學(xué)，2015.

[11]胡長宏.某汽油機連桿疲勞壽命分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[D].重慶：重慶理工大學(xué)，2020.

[12]胡蓉蓉，李春玲，李繼德，等.某機型連桿疲勞試驗與仿真分析的聯(lián)合預(yù)測[J].汽車與新動力，2018，1（1）：68-71.

[13]滕帥，姚章濤，孫萬于，等.柴油機連桿螺栓疲勞試驗研究[J].重型汽車，2015（4）：10-11.

[14]景國璽，王延榮，張儒華，等.發(fā)動機連桿疲勞強度試驗及壽命預(yù)測方法研究[J].車用發(fā)動機，2013（4）：41-45.

[15]齊威.ABAQUS 6.14超級學(xué)習(xí)手冊[M].北京：人民郵電出版社，2016.

[16]冒小萍.汽車發(fā)動機連桿結(jié)構(gòu)強度仿真分析[J].機械制造，2022，60（5）：37-42.

[17]錢多德，李騰，曹文霞.基于ABAQUS的連桿有限元分析[J].內(nèi)燃機，2014（3）：18-21.

Fatigue analysis of the entire process of connecting rod operation for

a diesel engine

SUN Jiuyang， ZHANG Yangyang， WANG Houquan， GAO Kun， CHEN Hairui， GONG Jiru

Weichai Power Co.，Ltd.，Weifang 261061，China

Abstract：In order to solve the cylinder tampering fault of a certain diesel engine， the reason is determined?through connecting rod force analysis， fatigue tests， and finite element simulation analysis. The analysis results show that the force on the connecting rod head perpendicular to the rod direction is mainly caused by the inertia force of the connecting rod itself. The fatigue test can only reflect the force situation of the connecting rod under the maximum tensile load and compressive load， and can not reflect the force situation of the connecting rod at other times. The fatigue safety factor at the tooth profile of the connecting rod positioning is the smallest， which is 1.05. It is determined that fatigue fracture occurs at the tooth profile of the connecting rod positioning， leading to cylinder tampering failure in the engine. The machining process of the connecting rod is improved by changing the tooth shape positioning to the expansion and fracture positioning， which solve the problem of low fatigue safety factor of the positioning tooth shape and does not result in engine cylinder tampering failure.

Keywords：connecting rod; fatigue test; fatigue strength analysis; fatigue fracture; finite element simulation

（責任編輯：胡曉燕）