付月磊

（中北大學機電工程學院車輛與動力工程系，太原030051）

創(chuàng)新型連桿結構對比分析

付月磊

（中北大學機電工程學院車輛與動力工程系，太原030051）

分別建立沿小頭孔軸線桿身斷面的傳統(tǒng)連桿及垂直小頭孔軸線桿身斷面的新型連桿實體模型，運用ANSYS軟件對傳統(tǒng)連桿及新型連桿進行有限元靜力分析。討論了兩種結構形式在結構強度和剛度上的差異，為連桿的創(chuàng)新型設計提供理論參考。

發(fā)動機連桿強度剛度有限元分析

1 引言

連桿是連接發(fā)動機活塞與曲軸的一個重要零件，工作中主要承受壓縮、拉伸和彎曲等交變負荷。根據(jù)連桿的工作條件，連桿應具有足夠的抗疲勞強度和結構剛度。若強度不足，連桿螺栓、連桿蓋甚至連桿體都可能斷裂。若剛度不夠，則可能由于大頭變形而造成連桿螺栓彎曲等弊病[1]。

本文綜合考慮連桿的結構強度與剛度，以某4缸高速汽油機為例，分別建立沿小頭孔軸線桿身斷面的傳統(tǒng)連桿模型和垂直小頭軸線桿身斷面的新型連桿模型。后者結構形式在國內(nèi)尚無使用，在國外，德國的馬勒公司已有使用。運用商業(yè)有限元分析軟件ANSYS 10.0進行有限元靜強度分析，對比連桿在最大壓縮和最大拉伸兩種極限工況下的結構強度和剛度，為連桿的創(chuàng)新型設計提供參考。

2 連桿有限元靜力分析

2.1 實體模型的建立

連桿組在整體結構上比較復雜，包括了連桿體、大頭蓋、連桿軸瓦、連桿小頭襯套以及連桿螺栓等零件。由于本文主要考慮的對象是連桿，故在建模時對連桿、大頭蓋建立詳細實體模型，而對螺栓、曲柄銷等則根據(jù)剛度等效原則進行適當簡化，完成后保證兩種結構的質(zhì)量相當。圖1、圖2分別為傳統(tǒng)連桿體實體模型和新型連桿體實體模型。

2.2 有限元模型的建立

2.2.1 約束邊界條件

邊界約束的目的是為了消除整體模型的剛性位移。本文采用剛性約束，即曲柄銷約束。連桿大頭孔用曲柄銷固定，曲柄銷的一個端面全約束，另一個端面可以軸向移動，對連桿小頭頂端在其一節(jié)點上進行橫向位移協(xié)調(diào)約束，應用ANSYS的接觸向導在曲柄銷和大頭孔間建立接觸單元。

圖1 傳統(tǒng)連桿體

圖2 新型連桿體

2.2.2 載荷邊界條件

由于連桿受力復雜，根據(jù)力的作用效果，考慮以下三種載荷的作用。

1）預緊載荷

連桿的預緊載荷包括螺栓預緊力、連桿小頭和襯套間過盈裝配預緊力、連桿大頭和軸瓦間過盈裝配預緊力。

(1)螺栓連接預緊力

將實際連桿螺栓擰緊力矩轉化為螺栓預緊力，在螺栓中間建立預緊單元，通過力加載的方式施加螺栓預緊力。

(2)連桿過盈裝配預緊力

連桿大頭與軸瓦及連桿小頭與襯套之間的過盈裝配預緊力將以壓強的形式作用在接觸面上。配合面間的壓強與配合過盈量之間的關系為[2]：

式中，

2）最大慣性力

連桿組件的最大慣性力出現(xiàn)在進氣行程開始的上止點附近，此時連桿小頭和活塞往復運動加速度最大，也即慣性力最大，最大慣性加速度的計算公式為[3]：

式中，=為連桿比，為連桿長度，為曲柄半徑，為曲軸角速度。

在連桿拉伸工況下，不但承受預緊工況時的載荷，還承受慣性載荷。慣性載荷作用在連桿小頭孔上表面120°的圓周范圍內(nèi)。周向按余弦分布，軸向按二次拋物線分布。在ANSYS中考慮通過定義分段函數(shù)的方法施加慣性載荷。具體方法如下：

（1）在連桿小頭中心位置建立局部柱坐標系，使x軸沿連桿中心線的方向，使軸垂直于中心線方向，使軸沿小頭軸線方向。

（2）以軸作為分段函數(shù)自變量，應用函數(shù)編輯器定義載荷分段函數(shù)，如下式所示：

式中，

（3）應用函數(shù)加載器加載已定義的函數(shù)并定義表參數(shù)用于施加函數(shù)載荷，結果如圖3所示。

圖3 慣性載荷加載

3）最大爆發(fā)壓力

在做功行程時，連桿受到由活塞、活塞銷傳過來的最大爆發(fā)壓力。在連桿壓縮工況下，連桿不但承受預緊工況時的載荷，還承受做功行程時的最大爆發(fā)壓力。該載荷作用在小頭下半孔120°圓周范圍內(nèi)，具體施加方法參考慣性力的施加。

沿小頭孔軸線開槽的連桿有限元模型如圖4所示。

圖4 連桿有限元模型

3 算例

某4缸高速汽油機，材料為45Mn，額定工況轉速為4 500 r/min，文中考慮爆壓為7.15 MPa，軸瓦過盈量為0.03 mm，小頭過盈量為0.015 mm，連桿螺栓預緊力為2.06×104N，最大慣性力為5 355 N。

3.1 應力結果分析

圖5、圖6分別為傳統(tǒng)連桿與新型連桿在壓縮工況下的連桿等效應力云圖。

由于連桿在工作過程中承受交變載荷的作用，易發(fā)生疲勞破壞。所以，連桿應力水平的高低直接決定其疲勞強度是否滿足要求。兩種結構應力如表1所示。從表中可以看出，兩種結構形式的等效應力水平相當，連桿材料許用應力為790 MPa。兩種結構均未超出許用應力且具有足夠的靜強度安全系數(shù)。

圖5 傳統(tǒng)連桿壓縮工況等效應力

圖6 新型連桿壓縮工況等效應力

表1 應力結果對比

3.2 變形結果分析

連桿整體變形結果的大小直接決定連桿的結構剛度是否滿足要求，尤其是連桿大頭孔的變形，它是判斷連桿剛度是否滿足要求的重要指標[4]。連桿變形結果如表2所示：

表2 變形結果對比

綜合表2和圖7、圖8可以看出，在壓縮工況下，新型連桿的總體位移變形及大頭孔變形要小于傳統(tǒng)連桿，新型連桿剛度要好于傳統(tǒng)連桿；而在拉伸工況下，傳統(tǒng)連桿的總體位移變形及大頭孔變形要小于新型連桿，傳統(tǒng)連桿表現(xiàn)出了更好的剛度水平。

4 結束語

（1）在相同質(zhì)量的情況下，兩種結構形式的連桿強度水平相當，且都具有足夠的靜強度安全系數(shù)。

（2）通過對兩種結構的變形分析可知，在壓縮工況下新型連桿具有更好的結構剛度，更適宜用作承受高爆壓、低轉速的發(fā)動機連桿；在拉伸工況下，傳統(tǒng)連桿則具有更好的結構剛度，更適宜用作承受高轉速、低爆壓的發(fā)動機連桿。

1陳家瑞.汽車構造[M].北京：人民交通出版社，2003.

2蘇鐵熊，張自明.接觸問題對連桿有限元分析的影響[J].內(nèi)燃機學報，2002，20(1)：80-83.

3潘瓊瑤，陳凱.車用發(fā)動機連桿強度分析與結構改進[J].車用發(fā)動機，2008(z1)：141-142..

4吳兆漢.內(nèi)燃機設計[M].北京：北京理工出版社，1990.

Contrast Analysis of Innovated Connecting Rod Structure

Fu Yuelei
（Dept of Vehicle and Power Engineering, Mechanical and Electronic Engineering Institute, North University of China, Taiyuan 030051, China）

Modeling a traditional connecting rod with its shaft section along the axis of small end and a new connecting rod with its shaft section vertical to the axis of small end. Static analysis of the traditional and new connecting rods is conducted by means of ANSYS. Difference between traditional connecting rod and new connecting rod in structural strength and stiffness is discussed, which provides a theory reference for innovative design of connecting rod.

engine, connecting rod, finite element analysis, strength, stiffness

10.3969/j.issn.1671-0614.2010.02.005

來稿日期：2009-9-27

付月磊(1984－)，男，碩士研究生，主要研究方向為發(fā)動機總體技術及結構動態(tài)設計。