景國璽，王延榮，張儒華，王根全，刁占英，王小慧，李 鵬，賈曉亮

（1.中國北方發(fā)動(dòng)機(jī)研究所，山西 大 同 037036；2.裝甲兵駐616廠軍事代表室，山西 大 同 037036）

連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力傳遞中的重要零部件之一，運(yùn)行過程中易發(fā)生疲勞失效問題［1］。目前，基于數(shù)值方法預(yù)測(cè)疲勞壽命可有效提高發(fā)動(dòng)機(jī)零部件設(shè)計(jì)的成功率［2－4］。但是，受加工工藝和表面處理工藝等因素的影響，通過部件疲勞試驗(yàn)來綜合評(píng)估連桿疲勞強(qiáng)度仍然是產(chǎn)品批量生產(chǎn)前最可靠的驗(yàn)證手段。

本研究以某柴油機(jī)連桿為研究對(duì)象，結(jié)合有限元仿真、應(yīng)力測(cè)試工作，確定了該連桿部件疲勞試驗(yàn)方案。結(jié)合疲勞試驗(yàn)結(jié)果及相關(guān)理論，建立了疲勞壽命理論預(yù)測(cè)模型，并對(duì)連桿疲勞壽命進(jìn)行了預(yù)測(cè)與評(píng)估。

1 連桿疲勞試驗(yàn)方法

1.1 試驗(yàn)設(shè)備與試驗(yàn)規(guī)范

連桿疲勞試驗(yàn)在四通道液壓伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行，液壓伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)采用液壓方式加載，為避免設(shè)備發(fā)生較大的振動(dòng)響應(yīng)而影響試驗(yàn)準(zhǔn)確度，試驗(yàn)中所采用的加載頻率一般不超過30Hz［1，5］，本試驗(yàn)中加載頻率為20Hz，試驗(yàn)在拉—壓載荷的作用下進(jìn)行，采用正弦波標(biāo)準(zhǔn)波形進(jìn)行連桿機(jī)械強(qiáng)度耐久性考核。

目前，連桿疲勞試驗(yàn)規(guī)范一般執(zhí)行行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)或企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，常見加載方式主要有恒定負(fù)荷比法和恒定最大壓力法［1］。本試驗(yàn)采用恒定負(fù)荷比法，即在試驗(yàn)加載時(shí)保持負(fù)荷比不變，用名義負(fù)荷中的最大壓力和最大拉力乘以一個(gè)安全系數(shù)來確定試驗(yàn)載荷。采用升降法測(cè)定連桿的疲勞強(qiáng)度，循環(huán)基數(shù)為1 000萬次，試驗(yàn)名義最大壓縮力為－177.3kN，最大拉伸力為32kN，試驗(yàn)中保持循環(huán)載荷應(yīng)力比恒定不變。

1.2 疲勞試驗(yàn)流程與方案確定

通過試驗(yàn)所得整個(gè)連桿的安全系數(shù)取決于連桿不同部位失效時(shí)的最低疲勞強(qiáng)度，而試驗(yàn)中連桿承受的拉壓載荷與發(fā)動(dòng)機(jī)實(shí)際工況不同，受試驗(yàn)安裝方式影響較大。因此，連桿疲勞試驗(yàn)時(shí)常分為3個(gè)區(qū)域進(jìn)行疲勞強(qiáng)度考核，分別為連桿小頭、連桿大頭和連桿桿身區(qū)域。

通常在連桿疲勞試驗(yàn)前需要確定連桿強(qiáng)度最薄弱部位，以確定試驗(yàn)夾具安裝方式和具體試驗(yàn)方案。采用試驗(yàn)方法確定薄弱位置時(shí)，需要在不同試驗(yàn)條件下針對(duì)小頭、大頭和桿身進(jìn)行疲勞強(qiáng)度考核，按照標(biāo)準(zhǔn)至少需9個(gè)樣件，試驗(yàn)成本較高。本研究采用有限元分析方法來確定連桿最危險(xiǎn)區(qū)域，通過建立連桿有限元分析模型，在正常軸承間隙下施加拉壓載荷，得到了連桿在拉壓載荷下的受力狀態(tài)，進(jìn)而求得平均應(yīng)力和應(yīng)力幅（見圖1）；然后通過傳統(tǒng)安全系數(shù)計(jì)算方法可知該連桿桿身區(qū)域?yàn)樽钗ｋU(xiǎn)部位，因此連桿疲勞試驗(yàn)方案針對(duì)桿身進(jìn)行，連桿大小頭均采用過盈裝配方式。

為驗(yàn)證疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)響應(yīng)特性，在連桿正常大小頭裝配間隙下進(jìn)行了電測(cè)試驗(yàn)。電測(cè)試驗(yàn)在疲勞試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，測(cè)點(diǎn)布置及各測(cè)點(diǎn)在不同激勵(lì)下的應(yīng)力響應(yīng)情況見圖2，圖中靠近大頭端的測(cè)點(diǎn)3、測(cè)點(diǎn)6、測(cè)點(diǎn)9和測(cè)點(diǎn)12在拉壓載荷單獨(dú)作用情況下呈現(xiàn)線性關(guān)系，而桿身其他測(cè)點(diǎn)在整個(gè)加載力范圍內(nèi)應(yīng)力值與加載力之間呈線性關(guān)系，試驗(yàn)系統(tǒng)響應(yīng)特性滿足試驗(yàn)要求。另外，通過電測(cè)數(shù)據(jù)可與有限元仿真結(jié)果之間進(jìn)行相互校核，圖3示出有限元預(yù)測(cè)結(jié)果和實(shí)測(cè)應(yīng)力值對(duì)比情況，除測(cè)點(diǎn)4在壓工況存在較大差異外，其他測(cè)點(diǎn)仿真結(jié)果與實(shí)測(cè)結(jié)果接近。

疲勞試驗(yàn)中載荷通過模擬銷施加，試驗(yàn)安裝見圖4。連桿大頭軸瓦浸入機(jī)油中，連桿小頭采用供油冷卻，以達(dá)到冷卻潤滑目的并降低連接處工作溫度，防止發(fā)生黏著磨損而失效。

2 試驗(yàn)結(jié)果分析

表1示出疲勞試驗(yàn)結(jié)果。試驗(yàn)共采用18個(gè)樣件，其中，有6個(gè)樣件通過1 000萬次試驗(yàn)，有5個(gè)樣件在桿身標(biāo)志字跡W處斷裂，有6個(gè)在靠近小頭桿身處斷裂，4號(hào)連桿試驗(yàn)過程中發(fā)生偏磨導(dǎo)致靠近小頭過渡處桿身部位斷裂，因此該樣件結(jié)果無效。失效故障模式見圖5b。基于升降法原理和統(tǒng)計(jì)學(xué)方法計(jì)算得連桿最小安全系數(shù)約為1.71。

表1 疲勞試驗(yàn)結(jié)果

通過對(duì)上述11個(gè)失效樣件進(jìn)行斷口宏觀和微觀形貌分析可知，在同一部位斷裂的連桿其斷口形貌近似，為典型的疲勞斷口，存在明顯的裂紋源、裂紋擴(kuò)展區(qū)和瞬斷區(qū)。桿身標(biāo)志字W處斷口宏觀形貌見圖5b，箭頭所指為裂紋源處，電鏡下觀察發(fā)現(xiàn)斷口裂源處有明顯的疲勞條痕，未發(fā)現(xiàn)夾雜及熱處理缺陷?？拷☆^裂紋源見圖5c，通過觀察發(fā)現(xiàn)裂紋源位置存在明顯夾雜缺陷。

結(jié)合圖1有限元仿真分析結(jié)果可知，上述裂紋源處并非桿身安全系數(shù)最小部位，同時(shí)，由于W標(biāo)志處裂紋源處無明顯夾雜缺陷，結(jié)合后文殘余應(yīng)力測(cè)量發(fā)現(xiàn)，其失效與W字處殘余應(yīng)力的大小密切相關(guān)。而導(dǎo)致桿身另一部位疲勞失效的原因除了與斷口組織出現(xiàn)夾雜缺陷有關(guān)外，還與試驗(yàn)中由于夾具安裝不對(duì)中產(chǎn)生的附加彎矩有關(guān)，尤其當(dāng)載荷系數(shù)增大時(shí)附加彎矩也隨之增大，其影響變得更加突出。

為研究連桿表面噴丸工藝對(duì)疲勞壽命的影響，試驗(yàn)前采用X射線殘余應(yīng)力分析儀對(duì)其中的11個(gè)樣件進(jìn)行了殘余應(yīng)力測(cè)量，共布置7個(gè)測(cè)點(diǎn)，前6個(gè)測(cè)點(diǎn)編號(hào)與前文電測(cè)測(cè)點(diǎn)的位置相同，第7個(gè)測(cè)點(diǎn)位于W標(biāo)志字處。通過圖6測(cè)量結(jié)果可知，前6個(gè)測(cè)點(diǎn)處殘余應(yīng)力分布在－754～－378MPa之間，平均值為－525MPa，殘余應(yīng)力較高，而 W處殘余應(yīng)力分布在－518～－109MPa之間，平均值為－206MPa，殘余應(yīng)力較低且分散性較大。

結(jié)合表1及殘余應(yīng)力測(cè)量試驗(yàn)結(jié)果可知，W標(biāo)志字處由于噴丸不充分使局部殘余應(yīng)力較低、應(yīng)力梯度大，是導(dǎo)致該批次連桿在W處疲勞失效的主要原因。

3 連桿疲勞壽命預(yù)測(cè)

3.1 基本理論

通過有限元計(jì)算或電測(cè)試驗(yàn)獲得了連桿表面局部的應(yīng)力狀態(tài)，考慮平均應(yīng)力、加工工藝、尺寸效應(yīng)和表面粗糙度等因素對(duì)材料S－N 曲線的影響，然后基于MINER線性損傷累積原則和圖7所示修正后的S－N曲線可預(yù)測(cè)連桿疲勞壽命。為預(yù)測(cè)構(gòu)件應(yīng)力幅水平低于疲勞極限時(shí)的疲勞壽命，采用修正MINER法則。各種因素對(duì)材料S－N曲線的修正可歸結(jié)為對(duì)S－N 曲線起決定性的3個(gè)參數(shù)的影響函數(shù)，即材料疲勞極限、疲勞循環(huán)次數(shù)和曲線斜率的影響函數(shù)，這些影響函數(shù)可通過由大量試驗(yàn)獲得的經(jīng)驗(yàn)公式來描述［6］。

修正后構(gòu)件局部點(diǎn)的疲勞極限：

式中：σ－1為材料對(duì)稱交變疲勞極限；f1為平均應(yīng)力影響系數(shù)；f2為應(yīng)力梯度影響系數(shù)；f3為表面粗糙度和鍛造度綜合影響系數(shù)；f4為表面工藝影響系數(shù)；f5為尺寸效應(yīng)影響系數(shù)。

修正后構(gòu)件局部點(diǎn)S－N曲線的斜率：

式中：k為材料S－N 曲線斜率；A和B為與材料有關(guān)的參數(shù)；f6為應(yīng)力梯度對(duì)斜率的影響系數(shù)；f7為平均應(yīng)力對(duì)斜率的影響系數(shù)。

修正后構(gòu)件局部點(diǎn)S－N曲線的疲勞循環(huán)次數(shù)：

式中：N為材料S－N曲線疲勞循環(huán)次數(shù)；C為熱機(jī)影響系數(shù)；f8為平均應(yīng)力對(duì)疲勞循環(huán)次數(shù)的影響系數(shù)。

材料S－N曲線一般為對(duì)稱循環(huán)下的S－N曲線，本研究采用如圖8所示Haigh圖對(duì)非對(duì)稱循環(huán)載荷進(jìn)行平均應(yīng)力修正，Haigh圖由對(duì)稱循環(huán)和脈動(dòng)循環(huán)疲勞極限及材料力學(xué)性能參數(shù)確定。由于連桿承受高周循環(huán)載荷，試驗(yàn)過程中未發(fā)生較大塑性變形，通過測(cè)量發(fā)現(xiàn)該連桿表面殘余應(yīng)力在疲勞試驗(yàn)前后數(shù)值接近，因此，預(yù)測(cè)模型中將殘余應(yīng)力按照平均應(yīng)力效應(yīng)來處理。

3.2 預(yù)測(cè)結(jié)果

疲勞試驗(yàn)中桿身W字處為該連桿最薄弱部位，且失效與該處殘余應(yīng)力密切相關(guān)，因此，連桿壽命預(yù)測(cè)針對(duì)W部位進(jìn)行。該連桿材料為42CrMoA，材料拉伸極限為1 100MPa，屈服極限為900MPa，對(duì)稱疲勞極限為432.9MPa，脈沖疲勞極限為337MPa，S－N 曲線斜率為12，表面粗糙度和鍛造度綜合影響系數(shù)取為0.6，平均應(yīng)力、應(yīng)力幅及殘余應(yīng)力均采用實(shí)測(cè)值。

圖9示出連桿W點(diǎn)在不同載荷系數(shù)和殘余應(yīng)力作用下的應(yīng)力極限圖。從圖中可以看出在不同殘余應(yīng)力和載荷下W字處的應(yīng)力狀態(tài)。數(shù)值預(yù)測(cè)所得W處疲勞安全系數(shù)及壽命見表2。從表2可以看出，除8號(hào)連桿外，在桿身W處失效的連桿其殘余應(yīng)力無論與試驗(yàn)壽命還是與理論預(yù)測(cè)壽命之間均呈現(xiàn)一定的對(duì)應(yīng)關(guān)系，壽命預(yù)測(cè)值與實(shí)測(cè)值在數(shù)值和變化趨勢(shì)上基本一致，疲勞安全系數(shù)預(yù)測(cè)值與連桿疲勞試驗(yàn)通過性一致。

表2 W點(diǎn)疲勞壽命預(yù)測(cè)與試驗(yàn)結(jié)果對(duì)比

4 結(jié)論

a）通過有限元分析結(jié)果可判定連桿最薄弱位置，進(jìn)而確定連桿疲勞試驗(yàn)方案；電測(cè)試驗(yàn)可有效評(píng)估疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)的線性響應(yīng)特性，同時(shí)與仿真模擬值相互校核；

b）疲勞試驗(yàn)結(jié)果表明，該連桿疲勞失效形式極具規(guī)律性，斷裂位置主要位于桿身某標(biāo)志字處和靠近小頭桿身部位，其中標(biāo)志字處失效與局部殘余應(yīng)力大小和分布密切相關(guān)，可見，通過部件疲勞試驗(yàn)可有效評(píng)估連桿設(shè)計(jì)水平和加工工藝水平；

c）建立了連桿疲勞壽命預(yù)測(cè)模型，將殘余應(yīng)力作平均應(yīng)力處理，基于Haigh圖考慮平均應(yīng)力對(duì)S－N曲線的影響，預(yù)測(cè)得到了在不同載荷系數(shù)和殘余應(yīng)力下連桿W標(biāo)志處疲勞壽命和疲勞安全系數(shù)，預(yù)測(cè)結(jié)果與試驗(yàn)值在趨勢(shì)上一致，因此，后續(xù)可利用該模型來指導(dǎo)疲勞試驗(yàn)和連桿強(qiáng)度設(shè)計(jì)工作。

［1］ 潘瓊瑤，陳 凱.車用發(fā)動(dòng)機(jī)連桿強(qiáng)度分析與結(jié)構(gòu)改進(jìn)［J］.車用發(fā)動(dòng)機(jī)，2008（6）：40－45.

［2］ Haroldo Chacon.Structural and Fatigue Numerical A－nalysis for Connecting Rods［C］.SAE Paper 2006－01－2515.

［3］ Abhijit Londhe，Vivek Yadav，Aparajita Sen.Finite Element Analysis of Connecting Rod and Correlation with Test［C］.SAE Paper 2009－01－0816.

［4］ 呂彩琴，蘇鐵熊，狄建兵，等.連桿小頭油孔對(duì)連桿疲勞壽命影響的研究［J］.內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，2002，20（4）：370－373.

［5］ Moon Kyu Lee，Hyungyil Lee，Tae Soo Lee，et al.Buckling sensitivity of a connecting rod to the shank sectional area reduction［J］.Materials ＆ Design，2010，31（6）：2796－2803.

［6］ Griza S，Bertoni F，Zanon G，et al.Strohaecker Fatigue in engine connecting rod bolt due to forming laps［J］.Engineering Failure Analysis，2009，16（5）：1542－1548.