郝彩哲，馬 巖，高亞男，孫劍波，賈志寧

(1.承德石油高等?？茖W校 a.建筑工程系;b.汽車工程系；c.科技發(fā)展與校企合作處；d.儀器儀表工程技術(shù)研究中心，河北 承德 067000；2.承德蘇肯銀河連桿股份有限公司，河北 承德 067000；3.河北省儀器儀表產(chǎn)業(yè)技術(shù)研究院，河北 承德 067000)

Msc.Marc和Msc.Patran聯(lián)合仿真內(nèi)燃機連桿疲勞性能分析

郝彩哲1a，馬 巖2，高亞男1b，孫劍波1c，賈志寧1d,3

(1.承德石油高等?？茖W校 a.建筑工程系;b.汽車工程系；c.科技發(fā)展與校企合作處；d.儀器儀表工程技術(shù)研究中心，河北 承德 067000；2.承德蘇肯銀河連桿股份有限公司，河北 承德 067000；3.河北省儀器儀表產(chǎn)業(yè)技術(shù)研究院，河北 承德 067000)

利用UGNX建模軟件建立某型號內(nèi)燃機連桿組件的真實三維實體模型，通過ANSYS ICEM專用劃分網(wǎng)格軟件對其進行高質(zhì)量的六面體網(wǎng)格劃分。將網(wǎng)格文件導入專用有限元分析軟件Msc.Marc和Msc.Patran的Fatigue模塊對連桿組件進行強度和疲勞分析。結(jié)果表明：在拉、壓工況條件下，連桿體、連桿蓋以及連桿螺栓強度均能夠滿足使用要求；對連桿體和連桿蓋而言，其疲勞安全因子較大，連桿螺栓的安全系數(shù)較小。盡管如此，連桿各部分的安全系數(shù)都大于1，理論上連桿疲勞壽命滿足使用安全要求。

連桿；強度；疲勞壽命；有限單元法

作為內(nèi)燃機主要部件之一的連桿，主要作用是將活塞受到爆發(fā)壓力后的直線運動轉(zhuǎn)換成曲軸的旋轉(zhuǎn)運動，從而驅(qū)動汽車或其它交通運輸工具。其在工作中受力比較復雜且呈周期性變化規(guī)律，工作條件比較惡劣，設計或選材不當很容易發(fā)生疲勞斷裂[1-3]。因此，連桿的強度尤其是疲勞強度問題一直是在發(fā)動機前期研究和后期改進設計過程中特別關注的重點問題之一[4-6]。由于連桿外形比較復雜，其幾何曲面很多，加之比較復雜的受力特點，所以用傳統(tǒng)的工程力學的方法很難獲取其準確的應力狀態(tài)，利用試驗手段對連桿各部分進行應力和疲勞分析也很難實現(xiàn)。同時連桿試驗的主要問題是試驗的成本高，試驗周期長，從而耗費大量的人力和物力。

有限元法在很大程度上可以彌補在連桿分析上的這些不足。近年來，國內(nèi)外學者用有限元方法對連桿應力分布和疲勞特性進行了大量的研究[7-9]，主要集中在對連桿載荷的處理方法，襯套過盈和螺栓預緊力對連桿強度的影響等方面。這些分析方法和結(jié)論對連桿的進一步優(yōu)化和設計具有很好的指導作用。但是由于一些簡化(包括載荷和幾何尺寸)，計算結(jié)果很難真實反應連桿在運動過程中的疲勞特性，數(shù)值計算結(jié)果和試驗結(jié)果之間還存在較大的差距。

本文基于某型號內(nèi)燃機連桿的真實幾何形狀，利用ANSYS ICEM專用劃分網(wǎng)格軟件對其各部分進行全六面體網(wǎng)格劃分，最大程度的保證了計算精度和計算效率。通過專用有限元分析軟件Msc.Marc和Msc.Patran考察了在發(fā)動機極限轉(zhuǎn)速工況下連桿的強度和疲勞特性。

1 內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)動力學

圖1所示為簡化后的內(nèi)燃機曲柄連桿機構(gòu)。其中P為作用在活塞3上的燃氣壓力。構(gòu)件1為曲柄，構(gòu)件2為連桿，α為曲柄轉(zhuǎn)角，β為連桿擺角，ω為曲柄轉(zhuǎn)動角速度。根據(jù)相關文獻和實際工作情況，連桿在上止點(活塞處于最大位移處)位置爆發(fā)沖程時，受到的壓力最大[11]，為此時的最大爆發(fā)壓力減去活塞組件往復運動的慣性力，此時連桿小端的載荷為：

(1)

連桿的另一極限位置為在進氣沖程時的上止點位置，連桿所受最大拉伸載荷(最大慣性力)為：

(2)

式中：D為氣缸直徑，mm；pz為氣體大爆發(fā)壓力，N/mm2；Gj為活塞組件的總重量，N；R為曲柄半徑，mm；ω為曲軸回轉(zhuǎn)角速度，rad/s；λ為連桿比，λ=R/L；L為連桿長度，mm；g為重力加速度，mm/s2。

2 連桿組件計算模型

2.1 計算模型及邊界條件施加

內(nèi)燃機連桿由連桿體、連桿蓋、連桿螺栓組成。首先通過UGNX建模軟件建立連桿組件的三維實體模型，然后通過專用網(wǎng)格劃分軟件ANSYS ICEM對連桿進行三維有限元網(wǎng)格劃分，如圖2 所示。連桿大頭、小頭分別和曲柄銷、活塞銷相連。實際模擬時，對連桿小頭柱銷(活塞銷)、連桿大頭(曲柄銷)和連桿分別施加接觸，并允許連桿小頭有沿對稱軸線方向移動的趨勢，同時只允許連桿大頭柱銷有繞其軸線轉(zhuǎn)動的約束，物理模型相當于簡支梁。曲柄銷兩端施加固定約束；活塞銷兩端施加沿桿身軸線方向的最大拉伸載荷或最大壓縮載荷；活塞銷沿桿身軸線方向自由，其它方向施加固定約束。

2.2 和計算相關的參數(shù)

根據(jù)給定的車型和內(nèi)燃機的具體配置，連桿的相關參數(shù)如表1所示；連桿各部件的材料屬性如表2所示。根據(jù)前述公式，得到連桿在工作時的最大壓縮載荷為35.6 kN，最大拉伸載荷為8.6 kN。連桿大頭和大頭蓋之間的結(jié)合通過施加螺栓預緊力實現(xiàn)。螺栓預緊力由汽車生產(chǎn)廠商直接給定，為32 kN。本文的主要目的就是分析連桿在最大壓縮載荷和最大拉伸載荷作用下的連桿的應力分布，由此分析預測連桿的疲勞特性，為連桿在實際工作中是否能夠保證可靠運行提供技術(shù)支持。

表1 連桿計算參數(shù)明細

表2 模型各部件的材料屬性

注：1)螺栓的常規(guī)力學性能數(shù)據(jù)是基于室溫，熱處理條件為850℃油萃和560℃回火的力學性能數(shù)據(jù)(見《機械工程材料性能設計手冊》)；2)螺栓的疲勞強度根據(jù)經(jīng)驗公式計算σ-1=0.23(σs+σb)。

3 計算結(jié)果

3.1 連桿的應力分布

將網(wǎng)格文件導入到Msc.Marc，計算所得最大拉力條件下(8.6 kN)連桿各部分應力分布如圖3所示。連桿體和螺栓之間通過螺紋連接后，接觸區(qū)表層及亞表層材料出現(xiàn)應力強化，屈強比大幅度提高(此時屈服強度在700 MPa以上)。這主要是因為連桿裝配工藝及整車安裝過程中連桿螺栓經(jīng)過多次擰緊，使得和螺紋相接觸的表層及亞表層出現(xiàn)冷作硬化現(xiàn)象。由圖3可知，連桿體、連桿蓋以及螺栓的等效應力均小于材料的屈服極限，從強度角度考慮連桿各部分是安全的。連桿體的最大等效應力出現(xiàn)在螺紋連接處附近的連桿大頭孔內(nèi)側(cè)表面，為603 MPa。連桿蓋的最大等效應力出現(xiàn)在和螺栓配合面處，為616 MPa左右；螺栓的最大等效應力出現(xiàn)在和連桿體最初接觸的螺紋部分為1 118 MPa。

在最大壓力條件下(35.6 kN)連桿體、連桿蓋和連桿螺栓的應力分布如圖4所示。和最大拉力工況時的應力分布情況相比，由于螺栓預緊力的作用較大，引起的在連桿桿身和螺紋連接的部位應力場幾乎沒有變化，最大應力也幾乎沒有變化，這種情況同樣反應在螺栓上。連桿體、連桿蓋以及螺栓的等效應力均小于給定材料的屈服極限，從強度角度考慮連桿各部分亦是安全的。雖然兩種情況下最大應力點沒有明顯不同，但是由于外載荷的不同，從整體角度來考慮兩種情況下應力場發(fā)生了明顯變化。最大壓縮載荷條件下連桿桿身中部的應力遠遠大于最大拉伸工況對應的應力，如圖中的箭頭指示處。而由于最大壓縮載荷主要作用于連桿桿身和曲柄銷相接觸的半圓部分，連桿蓋受力主要由預緊力引起，因此在連桿蓋遠端應力場沒有出現(xiàn)明顯的變化，應力值較最大拉伸工況時變小，如圖中1區(qū)和2區(qū)所示。對于連桿螺栓來說，兩種情況下其應力場幾乎沒有變化，這主要時因為最大拉伸載荷較小，分配到每個螺栓上的受力為4.3 kN(最大拉伸載荷的一半)，僅相當于螺栓預緊力的1/10。

3.2 連桿疲勞壽命分布

將在Msc.Marc中的應力計算結(jié)果導入到Msc.Patran中的疲勞(Fatigue)模塊，通過GOODMAN準則對連桿各部分進行疲勞分析。圖5所示為連桿體、連桿蓋和連桿螺栓的疲勞安全系數(shù)分布，可以看出連桿體的最小安全系數(shù)為1.26、連桿蓋的最小安全系數(shù)為1.33，連桿螺栓的安全系數(shù)較小，為1.14。較為薄弱的部位均在連桿體、連桿蓋和螺栓接觸的區(qū)域。

4 結(jié)論

通過計算給定32 kN預緊力下連桿的強度及疲勞壽命分析，結(jié)論如下：

1)在拉、壓工況條件下，連桿體、連桿蓋以及連桿螺栓強度均能夠滿足使用要求；在拉工況下，連桿體的最大等效應力出現(xiàn)在螺紋連接處附近的連桿大頭孔內(nèi)側(cè)表面；連桿蓋的最大等效應力出現(xiàn)在和螺栓配合面處；在壓工況下，連桿體的最大等效應力出現(xiàn)在小頭孔和桿身的過渡處；連桿蓋的最大等效應力出現(xiàn)在和螺栓配合面處。

2)對連桿體和連桿蓋而言，其疲勞安全因子較大，連桿螺栓的安全系數(shù)較小。盡管如此，連桿各部分的安全系數(shù)均大于1，理論上連桿疲勞壽命滿足使用安全要求。

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Fatigue Performance Simulation of ICE Connecting Rod Based on Msc.Marc and Msc. Patran

HAO Cai-zhe1a, MA Yan2, GAO Ya-nan1b, SUN Jian-bo1c, JIA Zhi-ning1d,3

(1.a.Department of Construction Engineering;b.Department of Automotive Engineering; c.Science and Technology Development and School-Enterprise Cooperation Section; d.Instrument & Meter Engineering Technology Research Center, Chengde Prtroleum College,Chengde 067000, Hebei, China; 2.Chengde SuKen YinHe Connecting Rod Co., Ltd, Chengde 067000, Hebei, China; 3.Hebei Instrument & Meter Engineering Technology Research Center, Chengde 067000, Hebei, China)

A real 3D solid model of connecting rod assembly for a type of internal combustion engine (ICE) was established by using the UGNX modeling software. And high quality hexahedral mesh was generated through special meshing software ANSYS ICEM. The strength and fatigue analysis were carried out by utilizing the special finite element analysis software Msc.Marc. The results show that the strength of connecting rod body, the connecting rod end and the connecting rod bolt meets the use requirements under the tension and pressure condition, respectively. For the connecting rod body and the connecting rod end, fatigue safety factor is relative large but smaller for the connecting rod bolts. On the whole, the fatigue safety factor of each part of the connecting rod is more than 1,and the theoretical fatigue life of the connecting rod is infinitely long.

connecting rod; strength; fatigue life; finite element method

河北省高等學?？茖W研究計劃項目(轎車用內(nèi)燃機連桿三維有限元關鍵技術(shù)分析)：QN2014187

2016-07-08

郝彩哲(1975-)，女，河北石家莊人，講師，碩士，主要從事力學方面的教學工作，郵箱haocaizhe@163.com。

TK413

A

1008-9446(2016)06-0035-04