謝一榮,徐滕崗，朱建軍

(上海工程技術(shù)大學 機械工程學院，上海201620)

基于ANSYS Workbench的發(fā)動機連桿優(yōu)化設計

謝一榮,徐滕崗，朱建軍

(上海工程技術(shù)大學 機械工程學院，上海201620)

發(fā)動機連桿在工作過程中承受扭轉(zhuǎn)應力，拉伸、壓縮等交變載荷，容易發(fā)生疲勞磨損、彎曲及斷裂等失效形式.以標致206發(fā)動機連桿建立三維模型和有限元分析模型，根據(jù)連桿在發(fā)動機中進氣、壓縮、膨脹和排氣4個沖程下受力情況對其進行靜強度分析，測試在不同工況下的應力、應變大小及危險部位，找出連桿的薄弱位置并給出優(yōu)化方案.通過對優(yōu)化連桿的分析，驗證優(yōu)化方案有效可行，為發(fā)動機連桿的設計提供依據(jù).

連桿；有限元；發(fā)動機；優(yōu)化設計

在汽車發(fā)動機中，曲柄連桿機構(gòu)起著極為重要的作用，連桿將作用在活塞上的力傳遞給曲軸，使活塞的往復運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動，對外輸出做功[1].連桿小頭與活塞銷連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連接隨曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動[2].連桿是承受沖擊載荷、傳遞動力的主要構(gòu)件，其工作時承受扭轉(zhuǎn)應力和拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷等復雜應力作用，工作環(huán)境極為惡劣[3].這種復雜的周期性交變載荷會引起連桿疲勞彎曲、磨損甚至斷裂，從而導致極其嚴重的后果，因此，有必要對連桿進行有效的力學分析.

一般情況下，通過彈性力學求解微分方程的基本方法難以對連桿的力學性能進行求解分析[4]，但是采用有限元分析方法可以有效避免求解微分方程.因此，通過有限元軟件對發(fā)動機連桿進行有限元分析，可以有效求解連桿在工作過程中的力學性能[5].

本文對標致206發(fā)動機平切口連桿進行三維實體建模，將模型導入到ANSYS Workbench對其進行靜強度分析，測試連桿在4個沖程下的變形、等效應力與等效彈性應變，找出連桿在受力情況中的薄弱位置，并提出改進方案，為發(fā)動機連桿進一步優(yōu)化提供依據(jù).

1　連桿模型

本文對發(fā)動機連桿進行三維實體建模，為了使分析結(jié)果精確、可靠，在進行有限元分析之前，有必要按照實體建立精確的模型，而連桿實體結(jié)構(gòu)比較復雜，如果完全按照實體尺寸進行建模，導致在有限元分析中耗時過長.因此，本文考慮不影響分析結(jié)果的情況下對連桿進行細節(jié)部位的簡化處理：

(1) 連桿模型螺紋孔、潤滑油孔和邊緣倒角可以被合理忽略；

(2) 連桿蓋和連桿體之間用螺栓連接，在分析過程中可以看作一個整體.

連桿實體模型如圖1所示.

圖1　連桿三維實體模型Fig.1　3D solid model of connecting rod

2　有限元分析

2.1模型材料定義

連桿材料選擇40Cr，材料屬性如表1所示.根據(jù)表1的材料屬性進行參數(shù)設置.

表1　40 Cr材料屬性Table 1 Material attribute of 40Cr

2.2網(wǎng)格劃分

網(wǎng)格劃分數(shù)量會直接影響計算數(shù)據(jù)精度和計算規(guī)模大小.本文在保證計算精度和計算時間的情況下合理劃分網(wǎng)格，計算結(jié)果達到穩(wěn)定值時停止細化網(wǎng)格[6-7].

本文選擇映射網(wǎng)格劃分下8節(jié)點四面體網(wǎng)格，定義網(wǎng)格尺寸為0.002 m.劃分網(wǎng)格后生成的連桿有限元模型有178637個節(jié)點、118547個單元，如圖2所示.

圖2　連桿網(wǎng)格劃分模型Fig.2　Meshing model of connecting rod

2.3邊界條件確定

連桿在高溫、高速工況下持續(xù)工作[8-9]，為使分析結(jié)果接近實際工況，本文根據(jù)連桿在氣缸內(nèi)的受力情況，在考慮環(huán)境溫度的情況下選用進氣、壓縮、膨脹和排氣4個工況對連桿計算分析.為限制連桿的剛體位移和轉(zhuǎn)動，對其大頭孔和小頭孔施加全約束.連桿在工作過程中受到作用在活塞上的氣體壓力和曲柄連桿機構(gòu)的慣性力，在每個循環(huán)中其受力和溫度不斷變化.因此，本文通過對連桿每個工況受力的計算分析使結(jié)果接近真實.

(1) 氣缸內(nèi)工質(zhì)作用力.作用在活塞上的氣體作用力Fg等于活塞上下兩面的氣體壓力差與活塞頂面積的乘積[10]，即：

式中：Fg為活塞上的氣體作用力，N； p為缸內(nèi)的絕對壓力，MPa；p′為大氣壓力，MPa，通常取p′=0.1 MPa；D為活塞直徑， mm.

(2) 機構(gòu)慣性力.連桿做復雜平面運動，把連桿質(zhì)量mL換算成m1和m2.m1集中于連桿小頭中心處，只作往復運動[11]，往復直線運動質(zhì)量mj=mh+m1， mh為集中活塞銷中心質(zhì)量，mh=0.53 kg.m2集中于連桿大頭中心，沿圓周做旋轉(zhuǎn)運動，其不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量mr=mk+m2， mk為曲拐換算質(zhì)量， mk=0.63 kg.

其往復慣性力Fj為

Fj=-mjrω2cosα-λmjrω2cos2α

式中：mj=0.68 kg；λ為連桿比，λ=0.299； r為曲柄半徑，r=3.35×10-2m；ω為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，ω=551.71rad/s；α為曲軸轉(zhuǎn)角.

旋轉(zhuǎn)慣性力Fr為

Fr=-mrrω2

式中：mr=1.21 kg.

不同工況下連桿受力計算結(jié)果如表2所示.

表2　不同工況下連桿受力Table 2　Force of connecting rod under different working conditions　N

2.4基于不同工況下有限元分析

進氣沖程終止，活塞運動至下止點，空氣通過進氣門吸入氣缸，連桿在工作時只受軸向力作用，該力由發(fā)動機活塞面氣體壓力和活塞與連桿的慣性力引起.因此，在溫度工況67 ℃下,選擇連桿小頭孔外側(cè)表面施加氣體壓力和往復慣性力，選擇大頭孔外側(cè)表面施加旋轉(zhuǎn)慣性力，經(jīng)過有限元分析后得到進氣沖程終止時的連桿應力云圖如圖3所示.

圖3　進氣沖程的連桿應力云圖Fig.3　Stress cloud image of connecting rod in the intake stroke

壓縮沖程終止，活塞運動至上止點，缸內(nèi)產(chǎn)生高溫高壓混合氣體，連桿受到向下的缸內(nèi)混合氣體的壓力、往復慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力.設置溫度為700 ℃，并選擇連桿小頭孔內(nèi)側(cè)表面施加混合氣體壓力和往復慣性力，連桿大頭孔外側(cè)表面施加旋轉(zhuǎn)慣性力，經(jīng)過有限元分析后得到壓縮沖程終止時連桿的應力云圖如圖4所示.

圖4　壓縮沖程的連桿應力云圖Fig.4　Stress cloud image of connecting rod in the compression stroke

膨脹沖程終止，高溫、高壓混合氣推動活塞運動至下止點.同進氣沖程，選擇連桿小頭孔外側(cè)表面施加氣體壓力和往復慣性力，選擇大頭孔外側(cè)表面施加旋轉(zhuǎn)慣性力，設置溫度為2000 ℃工況，經(jīng)過有限元分析后得到膨脹沖程終止時連桿的應力云圖如圖5所示.

圖5　膨脹沖程的連桿應力云圖Fig.5　Stress cloud image of connecting rod in the expansion stroke

排氣沖程終止，排氣門打開，活塞運動至上止點，選擇連桿小頭內(nèi)表面施加混合氣體壓力和往復慣性力，連桿大頭孔施加旋轉(zhuǎn)慣性力，經(jīng)過有限元分析后得到排氣沖程終止時連桿的應力云圖如圖6所示.

圖6　排氣沖程的連桿應力云圖Fig.6　Stress cloud image of connecting rod in the exhaust stroke

在4個沖程工況下的應力、應變分析結(jié)果如表3所示.

表3　4個沖程工況的等效應力與等效應變對比Table 3　Comparison between equivalent stress and strain of four stroke

3　優(yōu)化方案

由連桿應力云圖分析可知，連桿在工作狀態(tài)中應力不斷變化，在進氣沖程和膨脹沖程中連桿大頭孔橫向中線處、連桿大頭與桿身過渡連接處產(chǎn)生比較高的應力，在壓縮沖程和排氣沖程中連桿小頭孔橫向中線部位、連桿小頭與桿身過渡連接處產(chǎn)生比較高的應力，在壓縮終止時連桿小頭變形明顯，膨脹終止時連桿大頭與桿身連接處產(chǎn)生較高的應力.因此，可以通過增加連桿大小頭厚度及連桿大頭倒角半徑和小頭與桿身連接處厚度來降低應變危險.

通過上述分析設計優(yōu)化方案，增加大頭、小頭與桿身的過渡圓角半徑各為2 mm，增加連桿小頭壁厚與小頭厚各為2 mm.由于壓縮工況和膨脹工況應變明顯，在這兩種工況下連桿優(yōu)化前后的應力云圖對比如圖7和8所示，優(yōu)化前后應力、應變對比如表4所示.

(a) 優(yōu)化前

(b) 優(yōu)化后圖7　優(yōu)化前后壓縮工況下連桿應力云圖對比Fig.7　The stress cloud images comparison of connecting rod in the compression stroke before and after the optimization

(a) 優(yōu)化前

(b) 優(yōu)化后圖8　優(yōu)化前后膨脹工況下連桿應力云圖對比Fig.8　The stress cloud images comparison of connecting rod in the expansion stroke before and after the optimization

表4　優(yōu)化前后連桿的等效應力與等效應變對比Table 4　The comparison of the equivalent stress and the equivalent strain of connecting rod before and after the optimization

4　結(jié)　語

本文采用靜強度分析，對標致206發(fā)動機連桿建立有限元模型，并對其在進氣、壓縮、膨脹和排氣4個工況下進行模擬分析，得出連桿應力、應變大小及危險位置，為連桿設計提供可靠依據(jù).

鑒于發(fā)動機連桿的實際工況，對在不同溫度條件下的連桿在4個沖程中的受力進行計算分析，結(jié)果表明，應力主要集中在連桿大頭、小頭與桿身過渡的部位.在連桿優(yōu)化設計中，連桿小頭壁厚度與小頭厚度各增加2 mm，大頭、小頭與桿身過渡圓角半徑各增加2 mm，使得應力分布比較均勻，可有效提高發(fā)動機在工作時的穩(wěn)定性，優(yōu)化設計方案合理可行.

[1] 劉顯玉.汽車發(fā)動機連桿的有限元分析[J].機電設備,2005(3):9-11.

[2] 胡小青.基于ANSYS Workbench的汽車發(fā)動機連桿力學性能分析[J].制造業(yè)自動化,2014(4):107-109.

[3] 楊國旗,虞彪.基于ANSYS workbench的發(fā)動機連桿有限元分析[J].裝備制造技術(shù),2011(10):23-25.

[4] 郭濤,楊曉.基于ABAQUS的連桿有限元分析[J].裝備制造技術(shù),2010(7):45-47.

[5] 楊小蘭,劉極峰,陳旋.基于ANSYS的有限元法網(wǎng)格劃分淺析[J].煤礦機械,2005(1):38-39.

[6] 王曉云,羅丹,任耿鑫.基于ANSYS的485Q型連桿動態(tài)特性分析[J].機械傳動,2011(8):81-84.

[7] 黃志新,劉成柱.ANSYS Workbench 14.0超級學習手冊[M].北京：人民郵電出版社,2013.

[8] ZHOU Q H,WANG Y Y,JI W.The finite element analysis of connecting rod of diesel engine[C]//2010 International Conference on Measuring Technology and Mechatronics Automation.2010:870-873.

[9] ZHENG B，LIU Y Q，JI L X. Finite element analysis and structural improvement of diesel engine connecting rod[C]//2010 Second International Conference on Computer Modeling and Simulation.2010:175-178.

[10] 劉俞銘.汽車發(fā)動機設計生產(chǎn)新工藝新技術(shù)與質(zhì)量檢驗標準規(guī)范實用手冊[M].北京：北方工業(yè)出版社,2011.

[11] 林學東.發(fā)動機原理[M].北京：機械工業(yè)出版社,2014.

Optimization Design of Engine Connecting Rod Based on ANSYS Workbench

XIE Yi-rong, XU Teng-gang, ZHU Jian-jun

(College of Mechanical Engineering，Shanghai University of Engineering Science, Shanghai 201620, China)

In the process of work, engine connecting rod endures torsional stress, tensile and compression alternating load, etc. The failure modes are fatigue wear, bend and break. The Peugeot 206 engine connecting rod as the research object, a three-dimensional solid model of oblique incision connecting rod was built, and then finite element model was established. Static strength analysis was carried out on the connecting rod according to the connecting rod stress distribution in the engine. According to the force of connecting rod in the four-stroke of intake, compression, expansion and exhaust，stress and strain and the dangerous parts were tested to find the exact location of the weak area of the connecting rod，then the optimal scheme was selected. The scheme is effective and feasible through the optimization and it can provide the basis for the design of engine connecting rod.

connecting rod; finite element; engine; optimization design

1671-0444(2015)04-0527-05

2015-02-20

上海市085內(nèi)涵建設資助項目(nhjx-2015-02)

謝一榮(1992—)，男，安徽阜陽人，碩士研究生，研究方向為機械制造及其自動化.E-mail:704629106@qq.com

徐滕崗(聯(lián)系人)，男，副教授，E-mail:xutg@sues.edu.cn

U 464.133

A