發(fā)動機連桿有限元分析與疲勞分析

發(fā)動機連桿有限元分析與疲勞分析

作為發(fā)動機的重要部件和主要運動部件，該部件的可靠性和長度在很大程度上決定了發(fā)動機的可靠性和長度。長期以來,連桿工作的可靠性一直是人們在發(fā)動機研究和改進過程中關(guān)注的熱點問題。近年來,隨著發(fā)動機行業(yè)的發(fā)展和進步,傳統(tǒng)的連桿分析方法越來越無法滿足人們對于提高精細(xì)度的要求。而隨著計算機的發(fā)展和有限元法的問世,人們開始對連桿進行日益精細(xì)的計算分析,并以有限元為基礎(chǔ)研究出多種連桿計算分析方法。其中基于ABAQUS的有限元分析能較為準(zhǔn)確地校核連桿的強度和疲勞,為發(fā)動機連桿的開發(fā)提供技術(shù)支撐,逐漸成為有限元分析的主流方法。1研究主題我們以某四缸四沖程發(fā)動機連桿為研究對象,進行有限元分析,其主要參數(shù)見表1。2聯(lián)桿荷載分析連桿在工作的工程中受到周期性變化拉力、壓力和慣性等力的作用,受力情況非常復(fù)雜,總的來說包括以下幾種。2.1連續(xù)壓調(diào)產(chǎn)生的變形螺栓在擰緊的過程中會對連桿大頭的軸孔進行加工,所以,連桿大頭在螺栓預(yù)緊力作用下會產(chǎn)生變形,進而影響連桿大頭處的應(yīng)力分布,這種變形必須控制在合適的范圍內(nèi)。在螺栓預(yù)緊力的作用下,連桿的疲勞特性也會發(fā)生一定的變化。本次校核的連桿,使用扭矩轉(zhuǎn)角法將連桿螺栓打入屈服區(qū),則螺栓預(yù)緊力的大小取決于屈服極限與最小截面積的乘積。2.2軸瓦襯套與連續(xù)元段盈量的影響連桿大頭的軸瓦以及小頭襯套和連桿安裝時為過盈配合。裝配過盈量會影響面壓的大小,適當(dāng)?shù)难b配過盈量能夠滿足抑制軸瓦、襯套與連桿之間相對滑動的要求,然而過盈量也會影響連桿應(yīng)力的分布情況。裝配過盈量的大小可由式(1)、式(2)求得:式中,h為周向過盈量,D0為測量模具的直徑,P0為測量力,b為軸瓦或襯套的寬度,t為軸瓦或襯套的實際壁厚,t1為軸瓦或襯套的合金層厚度,α為折合系數(shù),hy為余面高度,H為半徑過盈量。2.3活塞環(huán)、45.連建議的慣性力在慣性力的影響下,連桿最大拉伸工況出現(xiàn)在接近排氣行程終了上止點位置,此時連桿受到的拉伸力由活塞、活塞環(huán)、活塞銷的總慣性力和連桿本身的慣性力組成。這種慣性力會影響連桿大小頭的變形及其應(yīng)力的分布情況。活塞、活塞環(huán)、活塞銷的總慣性力可由式(3)和式(4)求得:式中,Mp為活塞、活塞環(huán)、活塞銷的總質(zhì)量,ap為活塞的加速度。連桿本身的慣性力Fc可由式(5)求得:式中,Mc為連桿質(zhì)量,ac為連桿的加速度,該加速度可由連桿大、小頭加速度插值法得到。連桿大頭加速度ab和連桿小頭加速度as計算如式(6)和式(7)所示:式中,r為曲柄半徑,ω為曲軸角速度,λ為曲柄連桿比。2.4連續(xù)壓最大壓縮工況燃?xì)鈮毫ψ饔迷诨钊?經(jīng)過活塞銷傳遞而作用在連桿上。在燃?xì)鈮毫Φ挠绊懴?連桿最大壓縮工況在氣缸最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)的位置。在這種工況下,連桿會發(fā)生很大的縱向變形,應(yīng)力也有所增大。最大燃?xì)鈮毫Φ拇笮∪Q于最大燃?xì)獗l(fā)壓力與缸孔面積的乘積,方向指向大頭中心。上述四種主要力相互作用,共同影響連桿的應(yīng)力變化。3元強度分析的過程3.1大頭蓋-連環(huán)劑的有限元分析采用PROE建立的三維模型主要包括:活塞銷、曲柄銷、襯套、上下軸瓦、桿身和螺栓。由于連桿大頭蓋與連桿體間用螺栓緊密相連,而且本連桿采用漲斷工藝,兩部分能夠很好地配合,因此有限元分析中,可以將連桿大頭蓋與連桿體二者看做一個整體。為了便于劃分網(wǎng)格并保證網(wǎng)格質(zhì)量,針對一些對結(jié)構(gòu)受力影響不大的特征(如倒角、小孔、螺紋等)采取了簡化處理,模型見圖1。3.2土體劃分使用Hypermesh軟件對建立的連桿三維模型進行網(wǎng)格的劃分,具體的內(nèi)容包括:對活塞銷、曲柄銷、襯套、桿身和螺栓進行二階四面體網(wǎng)格劃分;對大頭軸瓦進行8節(jié)點六面體劃分,軸向9層,周向70層。共計劃分單元67724個,節(jié)點數(shù)121863個,網(wǎng)格見圖2。3.3發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程靜力學(xué)分析我們使用準(zhǔn)動態(tài)的模擬分析法,將動力學(xué)問題轉(zhuǎn)化為靜力學(xué)問題來分析。選擇發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中連桿所處的兩個極限工況做模擬分析,即最大壓縮工況和最大拉伸工況分析。用此方法可以簡化動態(tài)分析的難度。3.4定義的影響計算結(jié)果的準(zhǔn)確性連桿有限元接觸條件、邊界條件和載荷的定義會直接影響到計算結(jié)果的準(zhǔn)確性。因此,在有限元模型的建立時,定義的內(nèi)容應(yīng)盡量與連桿實際的工作狀況相吻合。3.4.1材料的定義各部分材料屬性定義見表2。3.4.2小滑動接觸的設(shè)置考慮到連桿各零件間相對滑動很小,符合接觸面小滑動定義的標(biāo)準(zhǔn)。另外,許可條件下使用小滑動可以提高分析的效率,所以將螺栓法蘭與連桿大頭接觸面、大頭軸瓦與連桿大頭接觸面、曲柄銷和大頭軸瓦接觸面、小頭襯套與連桿小頭接觸面、活塞銷與小頭襯套接觸面這五對接觸面設(shè)置為小滑動接觸。為簡化計算,將活塞銷、曲柄銷設(shè)置為剛體。3.4.3定義邊界條件考慮到連桿的工作情況,邊界條件設(shè)置時,約束曲柄銷6個自由度;約束活塞銷5個自由度,沿氣缸軸向自由。3.4.4u3000加工連桿在運動過程定義載荷為上述四種載荷,為了觀察不同載荷分別對靜應(yīng)力的影響和不同載荷線性組合后對靜應(yīng)力的影響,將載荷設(shè)置分為以下四步進行。a.設(shè)置螺栓預(yù)緊力。b.加設(shè)大頭軸瓦和小頭襯套與連桿之間的過盈。c.加設(shè)慣性力?；钊?、活塞環(huán)、活塞銷的總慣性力通過活塞銷傳遞給連桿,所以將其類型設(shè)置為集中力,加載在活塞銷參考點上,方向為氣缸軸向遠離連桿大頭中心方向。連桿本身慣性力類型設(shè)置為體積力,體載荷中給出的是單位體積上的力,加載在連桿體上,方向同上。d.加設(shè)最高燃?xì)鈮毫?。最高燃?xì)鈮毫ψ饔迷诨钊?通過活塞銷傳遞給連桿。所以也將其類型設(shè)置為集中力并加載在活塞銷參考點上,方向沿連桿指向大頭中心。3.5部位分布情況大量的實踐表明,連桿的破壞主要發(fā)生在連桿大小頭與連桿桿身過渡圓弧位置,此外還有可能在連桿大小頭出現(xiàn)應(yīng)力集中的狀況。因此上述區(qū)域為強度計算結(jié)果的重點分析對象,而一些非重要區(qū)域的應(yīng)力分布可以忽略。最大拉伸工況和最大壓縮工況下連桿的應(yīng)力分布分別見圖3和圖4。由圖3可知,在最大拉伸工況下,應(yīng)力較大的部位主要分布在連桿大頭內(nèi)部和小頭內(nèi)部,主要是由軸瓦、襯套與連桿的過盈和活塞組的總慣性拉力導(dǎo)致。其中最大的應(yīng)力位置出現(xiàn)在連桿小頭遠離大頭一側(cè)的內(nèi)表面邊緣處上,最大的應(yīng)力值為403.8MPa。C70S6材料的屈服極限為650MPa,該工況下最大應(yīng)力值在屈服極限以內(nèi),滿足靜應(yīng)力的要求。由圖4可知,在最大壓縮工況下,應(yīng)力較大的部位主要分布在連桿桿身與大頭圓弧過渡處、連桿桿身與小頭圓弧過渡處以及連桿小頭內(nèi)部。其中最大的應(yīng)力位置出現(xiàn)在連桿小頭靠近大頭一側(cè)的內(nèi)表面中部,主要受到燃?xì)獗瑝旱挠绊?最大的應(yīng)力值為450.9MPa。該工況下最大應(yīng)力值也在屈服極限以內(nèi),也滿足靜應(yīng)力的要求。通過對比兩種極限工況下連桿的應(yīng)力分布狀況可知,連桿小頭內(nèi)部在最大壓縮工況和最大拉伸工況都會受到很大的應(yīng)力,因此連桿小頭的強度是應(yīng)力校核的重點環(huán)節(jié)。同時,通過對比兩種極限工況下連桿的最大應(yīng)力值可知,最大壓縮工況下的連桿應(yīng)力高于最大拉伸工況下的連桿應(yīng)力。其主要原因在于最大壓縮工況時,連桿明顯受到燃?xì)鈮毫Φ挠绊憽?單憑連環(huán)線靜應(yīng)力來評價其安全性連桿在運動過程中主要承受拉伸、壓縮以及彎曲等交變載荷的作用,周期性變化的力容易引發(fā)疲勞。所以連桿損傷一般是由于疲勞失效導(dǎo)致的,很容易因疲勞而斷裂,這也是現(xiàn)實中連桿破壞的主要原因之一。所以單憑連桿的靜應(yīng)力來評價其安全性缺少一定的可信度。對連桿再進行一定的疲勞安全系數(shù)分析,可以全面地了解連桿的安全性,完善分析評價連桿的有限元體系。4.1到連續(xù)勞動系數(shù)分布將有限元強度分析所得出的連桿應(yīng)力分布結(jié)果導(dǎo)入到FEMFAT軟件中,得到連桿的疲勞安全系數(shù)分布,見圖5。連桿疲勞安全系數(shù)較低的部位主要分布在連桿桿身與小頭圓弧過渡處和連桿小頭靠近大頭一側(cè)的內(nèi)表面處。其中疲勞安全系數(shù)最小值出現(xiàn)在連桿小頭靠近大頭一側(cè)的內(nèi)表面位置,最小值為1.72。4.2基于約束的約束由連桿疲勞安全系數(shù)的計算結(jié)果可知,連桿小頭是連桿上較易出現(xiàn)疲勞失效的部位。分析其產(chǎn)生的原因,可能有以下兩點:a.活塞組的總慣性力和燃?xì)鈮毫Χ际峭ㄟ^活塞銷作用在連桿小頭上,所以小頭受到很大拉伸和壓縮交變載荷的作用,更容易發(fā)生疲勞而失效。b.連桿在運轉(zhuǎn)的過程中可能會稍微傾斜,雖然傾斜幅度不大,但是會導(dǎo)致連桿小頭的壓力分布不均勻。此外加上活塞卡缸等意外情況出現(xiàn)的可能性,這就要求適當(dāng)提高連桿的疲勞安全系數(shù),進而提高連桿可靠性。由經(jīng)驗計算可知,一般連桿要求許用安全系數(shù)在1.5~2.5之間。本次校核中,疲勞安全系數(shù)最小值為1.72,故該連桿滿足疲勞方面的設(shè)計要求。5疲勞系數(shù)的確定a.通過ABAQUS的有限元分析能夠準(zhǔn)確地預(yù)測連桿工作時最大應(yīng)力及其位置、最小疲勞安全系數(shù)及其位置。通過上述分析可知,連桿最大應(yīng)力為450.9MPa,最小疲勞安全系數(shù)為1.72,該連桿滿足設(shè)計要求。b.在連桿運行的兩種極限工況中,最大