李志敏 唐競

、【摘 要】為分析和評估增壓汽油機的連桿受力情況，在CATIA中建立連桿的三維模型，對連桿的邊界進行分析，并計算了3種極限工況下連桿所受的載荷，使用hypermesh對連桿組件進行網(wǎng)格劃分并在有限元軟件Abaqus中進行加載，運用求解器進行有限元計算，得到連桿應(yīng)力分布，找出連桿強度的薄弱環(huán)節(jié)并對其進行改進。計算并分析了改進后的連桿在3種極限工況下應(yīng)力的分布及變化規(guī)律。經(jīng)優(yōu)化后的發(fā)動機連桿按照邊界條件進行單體疲勞試驗，結(jié)果表明連桿達到設(shè)計目標(biāo)要求。

【關(guān)鍵詞】增壓汽油機；連桿強度；仿真；試驗

【中圖分類號】TK411.6 【文獻標(biāo)識碼】A 【文章編號】1674-0688（2017）05-0042-04

0 引言

隨著國家整車油耗法規(guī)的日益嚴(yán)厲，各發(fā)動機和汽車公司為應(yīng)對油耗法規(guī)，想盡各種方法降低發(fā)動機的油耗，在這些降油耗的路徑中，通過廢氣渦輪增壓增加平均有效壓力和適當(dāng)小型化降低摩擦是目前汽油機的一種常見的技術(shù)選擇之一。運動部件由于其負荷變化劇烈，潤滑和冷卻條件苛刻，是發(fā)動機開發(fā)過程中難度較高的零部件。連桿組合件是發(fā)動機的主要運動部件，作為機械能傳遞的關(guān)鍵零部件，在增壓汽油機的設(shè)計中，連桿的設(shè)計極其關(guān)鍵。針對公司新開發(fā)的某款增壓汽油機，為提高開發(fā)的成功率，確保其強度及可靠性能夠滿足工作要求，利用有限元法對連桿強度進行了仿真分析，并根據(jù)分析結(jié)果對連桿進行了優(yōu)化，優(yōu)化后的連桿成功地通過了零件單體疲勞試驗。

1 連桿強度校核方法

在設(shè)計連桿中，既要考慮保證連桿強度以確保其可靠性，又要避免過度設(shè)計，導(dǎo)致機構(gòu)臃腫，反過來影響零件及整機的可靠性。因此，全面考察和分析連桿的工作邊界條件、應(yīng)力水平及其分布，并對此進行改進，成為連桿設(shè)計中首要考慮的問題。

在很多設(shè)計中，往往根據(jù)競品的數(shù)據(jù)和尺寸，或者參考現(xiàn)有機型的相關(guān)設(shè)計，然后根據(jù)力學(xué)公式或經(jīng)驗公式對連桿的受力、安全系數(shù)進行校核。這種方法計算簡單，但誤差較大，容易導(dǎo)致過度設(shè)計。隨著計算機技術(shù)的快速發(fā)展和有限元分析方法的快速發(fā)展和應(yīng)用，目前這種方法僅僅在概念設(shè)計階段使用。

也可以應(yīng)用多體動力學(xué)軟件，根據(jù)發(fā)動機工作時氣缸內(nèi)壓力等數(shù)據(jù)，分析連桿上作用的載荷，算出連桿各個慣性力及慣性力矩在不同曲軸轉(zhuǎn)角處的大小和方向，然后根據(jù)多體動力學(xué)計算的結(jié)果，施加在連桿組件的有限元模型上，計算得到連桿的應(yīng)力情況，從而對連桿的受力進行評價。使用此方法的前提是缸內(nèi)壓力等數(shù)據(jù)已經(jīng)獲得，或者有較為接近的參考數(shù)據(jù)。而實際開發(fā)中，在連桿的設(shè)計階段，缸內(nèi)壓力數(shù)據(jù)是沒有的，甚至參考性的缸內(nèi)壓力數(shù)據(jù)也無法獲得。設(shè)計者所得到的只是最高爆發(fā)壓力、最高發(fā)動機轉(zhuǎn)速等一系列的設(shè)計指標(biāo)。無法使用該方法對連桿的應(yīng)力及分布情況進行計算。

因此，首先參考競品數(shù)據(jù)建立連桿組件的模型，其次根據(jù)最高爆發(fā)壓力、發(fā)動機最高轉(zhuǎn)速等設(shè)計指標(biāo)，結(jié)合理論公式計算連桿各個慣性力、最高氣體力等邊界條件，施加于連桿組件的有限元模型上，以此計算結(jié)果進行優(yōu)化和改進直到應(yīng)力水平符合設(shè)計目標(biāo)值范圍。然后在試驗臺上進行試驗驗證，確保連桿的設(shè)計成功。

2 連桿的三維模型及邊界分析

與典型的發(fā)動機一樣，連桿桿身、小頭襯套、活塞銷大頭軸瓦、螺栓、連桿蓋及曲柄銷構(gòu)成了連桿組件?；钊N采用了全浮式結(jié)構(gòu)且設(shè)計有小頭襯套。

3 有限元分析

在CATIA里面建立連桿的數(shù)模，將模型導(dǎo)入hypermesh進行網(wǎng)格劃分，在Abaqus里建立CAE模型，各零件的網(wǎng)格采用二階四面體修正單元（C3D10M）進行建模；模型包含連桿桿身、連桿蓋、大頭軸瓦、小頭襯套、曲柄銷、活塞銷和連接螺栓等。接定義各觸面；在螺栓截面處施加規(guī)定的螺栓軸向預(yù)緊力。

由于該分析中，連桿的結(jié)構(gòu)和載荷都關(guān)于XZ平面（發(fā)動機主軸承軸線方向為Y軸）對稱，因此只需建立一半模型，并在對稱面定義對稱約束。

3.1 材料參數(shù)定義

材料參數(shù)包括基本材料屬性，各零件的材料屬性見表1。

3.2 分析工況及邊界定義

連桿受力主要有氣體壓力、活塞總成（包括活塞環(huán)、卡環(huán)、活塞銷）慣性力、連桿等效慣性力、螺栓預(yù)緊力、小頭襯套過盈擠壓產(chǎn)生的力、軸瓦和連桿大頭孔之間的過盈擠壓。主要施加的載荷及邊界如圖1所示。

由于連桿的工作環(huán)境和工況復(fù)雜，所以只選取最惡劣的載荷工況及其組合進行分析。惡劣工況下，其應(yīng)力水平如果滿足設(shè)計要求，則連桿的設(shè)計是安全的。典型的連桿極限工作條件如下。

安裝工況：最大螺栓安裝力+最大軸瓦（及襯套）過盈。

爆發(fā)工況：最大螺栓安裝力+最大軸瓦（及襯套）過盈+最大活塞氣體力。

超速工況：最大螺栓安裝力+最大軸瓦（及襯套）過盈+最大慣性力。

根據(jù)理論公式計算連桿各個慣性力、最高氣體力等邊界條件，連桿工作的相關(guān)參數(shù)可以根據(jù)公式（2）計算得到。

活塞氣體力（集中力）：

Fgmax=（pg-p0）A×106（1）

活塞（包括活塞銷、活塞環(huán)、卡簧）加速度：

a=rω2（1+λ）（2）

活塞的慣性力（集中力）：

F=-ma（3）

活塞銷慣性力通過施加加速度實現(xiàn)。

連桿往復(fù)慣性力（集中力）：

F1=-m1a（4）

上式中，λ為連桿比，m為活塞總成（包括活塞環(huán)）質(zhì)量，r為曲柄半徑，A為活塞頂投影面積（m2），pg是缸內(nèi)絕對氣壓力（MPa），p0為大氣壓力（MPa），m1為連桿集中在小頭的當(dāng)量質(zhì)量。

螺栓的安裝力根據(jù)設(shè)計輸入條件得到。軸瓦和襯套的徑向過盈根據(jù)設(shè)計值得到。

3.3 計算結(jié)果分析

經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)，連桿初始設(shè)計存在強度不足之處，需要進行設(shè)計改進，連桿初次計算結(jié)果云圖如圖2所示。連桿強度不足的部位主要有連桿蓋螺栓擰緊附近區(qū)域米塞斯應(yīng)力超過設(shè)計允許的應(yīng)力值；連桿小頭與桿身的過渡區(qū)域米塞斯應(yīng)力超過設(shè)計允許的應(yīng)力值。

從計算結(jié)果得知，連桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計中存在不足，不能滿足連桿的工作要求，需依據(jù)計算結(jié)果進行設(shè)計優(yōu)化。

3.4 設(shè)計優(yōu)化

強度計算中發(fā)現(xiàn)，連桿的螺栓軸力對連桿大頭擰緊區(qū)域的應(yīng)力水平影響很大，其應(yīng)力很大程度是螺栓軸力所導(dǎo)致，通過校核設(shè)計輸入發(fā)現(xiàn)，螺栓擰緊力可以適當(dāng)減小，連桿襯套及軸瓦的過盈也可以做適當(dāng)調(diào)整，以減小由于襯套和軸瓦過盈導(dǎo)致的應(yīng)力。同時，對大頭附近應(yīng)力集中的部位進行了幾何優(yōu)化和加強，對小頭的幾何尺寸和過渡尺寸也進行了針對性的優(yōu)化。

3.5 優(yōu)化后的分析及結(jié)果

對數(shù)模進行針對性的優(yōu)化后，重新對連桿進行了分析，其計算得到的Mises應(yīng)力結(jié)果如圖3所示。對各工況計算的結(jié)果表明，改進效果明顯，各工況下的有效應(yīng)力均沒有超出材料的屈服極限，且應(yīng)力小于連桿設(shè)計要求的目標(biāo)經(jīng)驗值，滿足設(shè)計準(zhǔn)則要求，同時由分析得知連桿應(yīng)力分布具有以下特點。

3.5.1 安裝工況下

（1）螺栓安裝的軸向力對連桿大頭，特別是大頭蓋影響很大，連桿身及連桿蓋在連桿螺栓安裝方向的直徑外的區(qū)域，其應(yīng)力水平較低。連桿大頭蓋的應(yīng)力水平又大大高于連桿身的應(yīng)力水平。

（2）連桿大頭軸瓦對連桿蓋及連桿身應(yīng)力水平的直接影響小于螺栓軸力的影響。而連桿小頭襯套過盈，對連桿小頭上部應(yīng)力增加影響較大，對連桿小頭下部分影響較小。這可能與該工況下，上部較下部薄弱有關(guān)。

3.5.2 爆發(fā)工況

連桿小頭的與連桿身的過渡部位、連桿身與連桿大頭的過渡部位應(yīng)力上升明顯，同時連桿身與連桿瓦在爆發(fā)壓力承受部位的應(yīng)力上升明顯。連桿小頭上部，由于受到襯套及活塞銷變形等因素的影響，其應(yīng)力也有一定程度的上升，同時連桿身的應(yīng)力水平也有一定程度的上升。其余區(qū)域變化不明顯。

3.5.3 超速工況

在該工況下，連桿小頭上部、連桿蓋非螺栓安裝區(qū)域部位的應(yīng)力上升顯著，這與該工況下這2個部位是主要受力部位有關(guān)。除此之外的其他區(qū)域的應(yīng)力變化不顯著。

綜上所述，從計算結(jié)果得知，在安裝工況、爆發(fā)工況及超速工況下，更改后的連桿組件，其計算得到的應(yīng)力水平滿足設(shè)計的目標(biāo)值。并通過對計算應(yīng)力分布及變化的分析得到了其分布和變化的一些規(guī)律，同時從計算結(jié)果了解其應(yīng)力分布及變化的影響因素。為設(shè)計提供了參考。

4 連桿單體疲勞試驗

為驗證連桿的設(shè)計及實際零件的可靠性，為縮短開發(fā)周期，驗證設(shè)計，在沒有進行發(fā)動機試驗的情況下，對連桿零件單體進行了疲勞試驗。根據(jù)連桿受力規(guī)律的分析，連桿總成疲勞試驗為不對稱循環(huán)拉壓疲勞試驗，連桿總成疲勞試驗采用載荷控制，在小頭施加脈沖拉壓力，模擬連桿在發(fā)動機中工作的工況。其中，脈沖拉壓力與仿真計算時所施加的邊界條件一致，以驗證設(shè)計。

試驗交變載荷幅為4～6級，每級載荷為2～3個試樣，至少1～2件試樣疲勞壽命達到循環(huán)基數(shù)（1 000萬次），以獲得疲勞壽命S-N曲線和連桿疲勞強度。

根據(jù)單體試驗結(jié)果，基于統(tǒng)計學(xué)原理，結(jié)合零構(gòu)件工作應(yīng)力分布情況，定量分析零構(gòu)件疲勞壽命的可靠性。

分析疲勞試驗數(shù)據(jù)得出樣品母體的疲勞強度分布函數(shù)，獲得各種成活率下總體疲勞強度均值及標(biāo)準(zhǔn)離差。并可通過與連桿服役工作載荷分布函數(shù)的干涉，得到連桿服役定量失效概率。結(jié)果表明，連桿服役定量失效概率達到設(shè)計目標(biāo)要求，在安全壽命設(shè)計要求范圍內(nèi)。

5 結(jié)語

通過對連桿進行仿真分析，得到了連桿在各工況條件下的應(yīng)力強度水平、分布導(dǎo)致規(guī)律及變化特點，其強度水平達到了設(shè)計的目標(biāo)值。仿真分析的結(jié)果為設(shè)計提供了有力的參考。

連桿在單體的疲勞試驗中，通過施加于仿真設(shè)計一致的邊界條件，根據(jù)試驗后的結(jié)果得到的服役定量失效概率達到設(shè)計目標(biāo)要求，在安全壽命設(shè)計要求范圍內(nèi)，連桿滿足使用要求。

參 考 文 獻

[1]岳東鵬.車用發(fā)動機連桿有限元分析[J].津工程師范學(xué)院學(xué)報，2007（2）：19-22.

[2]袁兆成.內(nèi)燃機設(shè)計[M].第2版.北京：機械工業(yè)出版社，2012.

[3]石亦平，周玉蓉.ABAQUS有限元分析實例詳解[M].北京：機械工業(yè)出版社，2006.

[責(zé)任編輯：鐘聲賢]