顏騰峰，程仙國(guó)

(寧波工程學(xué)院，浙江寧波 315336)

基于ANSYS Workbench發(fā)動(dòng)機(jī)連桿有限元分析

顏騰峰，程仙國(guó)

(寧波工程學(xué)院，浙江寧波 315336)

利用ANSYS Workbench對(duì)捷達(dá)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿在工作過(guò)程中受的拉力和壓力進(jìn)行有限元分析計(jì)算，得到該發(fā)動(dòng)機(jī)連桿在受拉和受壓時(shí)最大主應(yīng)力、最大切應(yīng)力以及最危險(xiǎn)位置，為汽車連桿設(shè)計(jì)與優(yōu)化、強(qiáng)度校核等提供理論依據(jù)。

連桿；有限元分析；應(yīng)力

0 引言

連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)的重要零件之一，連接著活塞和曲軸并把作用在活塞上的力傳給曲軸，以便將活塞的直線往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。連桿在高壓下作變速運(yùn)動(dòng)，故它在工作中的受力情況很復(fù)雜，如氣體作用力、運(yùn)動(dòng)質(zhì)量慣性力、摩擦力以及阻力[1-3]。在設(shè)計(jì)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿時(shí)，要保證連桿具有足夠的剛度和強(qiáng)度。文中利用ANSYS Workbench對(duì)捷達(dá)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿在工作過(guò)程中的受力情況進(jìn)行有限元仿真計(jì)算，分別得到連桿在工作過(guò)程中受拉伸和壓縮時(shí)的最大主應(yīng)力和最大切應(yīng)力以及最危險(xiǎn)位置，為汽車連桿的設(shè)計(jì)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化、強(qiáng)度校核提供理論根據(jù)。

1 連桿工作時(shí)的受力分析

連桿工作時(shí)，摩擦力及阻力主要取決于運(yùn)動(dòng)零件的制造質(zhì)量與潤(rùn)滑情況，其數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，故對(duì)連桿進(jìn)行受力分析時(shí)，摩擦力及阻力忽略不計(jì)[4-5]。連桿失效主要是拉、壓疲勞斷裂所致，所以連桿的受力分析主要考慮2種周期性變化的力：一個(gè)是經(jīng)活塞頂傳來(lái)的燃?xì)獗l(fā)力Fp，該力對(duì)連桿起壓縮作用，如圖1(a)所示；另一個(gè)是活塞連桿組高速運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)產(chǎn)生的往復(fù)慣性力Fj，該力對(duì)連桿起拉伸作用，如圖1(b)所示。

連桿受拉時(shí)，小端承受的拉力主要是活塞組慣性力，即：

Fj=m(1+λ)rω2

式中:m=0.468 kg為活塞組中不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量;r=40.23 mm為曲柄半徑;λ=0.27為曲柄連桿比;ω為曲柄旋轉(zhuǎn)角速度，捷達(dá)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速n=5 800 r/min，則ω=(2×π×5 800)/60=607.07 rad/s。連桿小端承受的拉力Fj=8 812.05 N。

連桿受壓時(shí)，小端承受的壓力為燃?xì)獗l(fā)力減去活塞組慣性力：

式中：D=80.985 mm為氣缸直徑；pz為缸內(nèi)絕對(duì)壓力，在發(fā)動(dòng)機(jī)的4個(gè)沖程中，(pz)max=4.5 MPa；p′=1.0132 5×105Pa，為標(biāo)準(zhǔn)大氣壓；Fj為活塞組的慣性力。連桿小端承受的壓力Fp=-13 836.24 N。

2 有限元模型分析與求解

文中以捷達(dá)汽車四缸發(fā)動(dòng)機(jī)的連桿為例，利用CATIA軟件對(duì)該連桿進(jìn)行建模，如圖2所示，并將其導(dǎo)入ANSYS Workbench 14.5中。連桿的材質(zhì)為C70S6，其材料的力學(xué)性能見(jiàn)表1，彈性模量E=200 GPa，μ=0.3，采用20節(jié)點(diǎn)六面體單元(Solid186體單元)對(duì)該模型進(jìn)行有限元分析，共劃分了163 642個(gè)節(jié)點(diǎn)、46 818個(gè)單元。汽車連桿的有限元網(wǎng)格模型如圖3所示。

連桿工作時(shí)，其大端與軸承配合，小端90°范圍內(nèi)受到壓力或拉力的作用，故在有限元分析過(guò)程中，選取大端內(nèi)表面為夾緊約束，在小端的內(nèi)表面上施加相應(yīng)的載荷。根據(jù)連桿工作的受力特點(diǎn)，將其等效為Workbench中的Bearing load，連桿受拉時(shí)其主應(yīng)力和切應(yīng)力分別如圖4和圖5所示，最大主應(yīng)力為231.22 MPa，最大切應(yīng)力為270.77 Pa，均小于材料的許用應(yīng)力，滿足安全系數(shù)要求。

表1 C70S6材料力學(xué)性能

連桿受壓時(shí)，其主應(yīng)力和切應(yīng)力分別如圖6和圖7所示，最大主應(yīng)力為106.36 MPa，最大切應(yīng)力為324.28 MPa，均小于材料的許用應(yīng)力，滿足安全系數(shù)要求。

3 結(jié)束語(yǔ)

利用ANSYS Workbench軟件對(duì)捷達(dá)汽車連桿工作時(shí)的應(yīng)力進(jìn)行分析，得出了連桿在拉伸和壓縮過(guò)程中的最大主應(yīng)力和最大切應(yīng)力及危險(xiǎn)位置，為汽車連桿的強(qiáng)度校核和結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供依據(jù)。

【1】陳家瑞.汽車構(gòu)造(上)[M].3版.北京：機(jī)械工業(yè)出版社,2013.

【2】房志軍.LJ377MV汽油機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)與有限元分析[D].武漢:華中科技大學(xué),2005.

【3】劉賽,吳飛科,嚴(yán)劍剛,等.發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的快速優(yōu)化分析[J].上海第二工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào),2015,32(4):312-316.

【4】胡小青.基于ANSYS Workbench的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿力學(xué)性能分析[J].制造業(yè)自動(dòng)化,2014(4):107-109.

【5】王小飛,向國(guó)權(quán),李靜,等.基于ANSYS的汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿有限元分析[J].汽車零部件,2009(4):64-65.

Finite Element Analysis of the Automobile Engine Connecting Rod Based on ANSYS Workbench

YAN Tengfeng, CHENG Xianguo
(Ningbo University of Technology, Ningbo Zhejiang 315336,China)

The tension and pressure stress were analyzed and calculated for the Jetta automobile engine connecting rod in working process, getting the largest main stress, the maximum shear stress and the most dangerous position in tension and compression conditions respectively. It provides theoretical basis for design, optimization and strength check of the automobile connecting rod.

Connect nod; Finite element analysis; Stress

2016-03-17

寧波工程學(xué)院王偉明助創(chuàng)基金項(xiàng)目(2014017)

顏騰峰，男，本科生，專業(yè)方向?yàn)檐囕v工程。E-mail：569033949@qq.com。

U464

A

1674-1986(2016)06-058-03