鄭久林，趙禮飛，昂金鳳，林欣欣

連桿的設(shè)計(jì)及有限元分析

鄭久林，趙禮飛，昂金鳳，林欣欣

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

文章通過(guò)有限元分析連桿在低轉(zhuǎn)速、最大扭矩轉(zhuǎn)速和額定轉(zhuǎn)速下的疲勞強(qiáng)度和安全系數(shù)，有限元分析連桿滿足設(shè)計(jì)要求。

有限元分析；連桿；疲勞強(qiáng)度；安全系數(shù)

CLC NO.: U462.1 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)16-91-03

前言

連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)重要零部件，承受發(fā)動(dòng)機(jī)的高溫高壓，并把爆發(fā)壓力傳遞給曲軸，帶動(dòng)曲軸的旋轉(zhuǎn)輸出扭矩。連桿的潛在失效模式通常為斷裂或變形，為了在設(shè)計(jì)階段發(fā)現(xiàn)這類失效模式，通常引入有限元分析。

本文介紹了某連桿的有限元過(guò)程，通過(guò)有限元分析可以對(duì)連桿的應(yīng)力分布、疲勞安全系數(shù)有一個(gè)簡(jiǎn)單的評(píng)估，對(duì)應(yīng)力較大、疲勞安全系數(shù)較小的區(qū)域進(jìn)行設(shè)計(jì)優(yōu)化，直至滿足設(shè)計(jì)要求。

1 連桿設(shè)計(jì)

發(fā)動(dòng)機(jī)擴(kuò)排量，把原83mm缸徑擴(kuò)大到86mm，由于缸徑的擴(kuò)大，活塞承受的總?cè)紵龤怏w壓力變大；同時(shí)連桿長(zhǎng)度由145.8mm減小到145mm，連桿受到的慣性力減小，因此需要通過(guò)有限元分析連桿總的的應(yīng)力及疲勞強(qiáng)度。

圖1 連桿設(shè)計(jì)方案模型

連桿采用漲斷工藝，桿體為“工”字形桿體。

連桿的主要設(shè)計(jì)參數(shù)如下：

表1 連桿主要參數(shù)

2 有限元模型的建立

連桿動(dòng)力學(xué)分析模型包括連桿、軸瓦、襯套、曲柄銷、活塞銷、止推軸承等，采用PROE建立三維模型，模型如下圖所示：

模型前處理設(shè)置：網(wǎng)格均采用C3D10M單元；連桿上下瓦之間、螺栓與連桿之間的接觸面設(shè)置為綁定約束，其余接觸面均設(shè)置為接觸約束；曲柄銷用剛性解析面代替，大頭瓦與剛性面之間建立接觸關(guān)系。在hypermesh中對(duì)建立的連桿三維模型進(jìn)行網(wǎng)格劃分，主要包括對(duì)活塞銷、襯套、連桿的連桿螺栓進(jìn)行二階四面網(wǎng)格劃分，對(duì)連桿大頭軸瓦進(jìn)行8節(jié)點(diǎn)六面體網(wǎng)格劃分。

圖2 連桿的有限元分析模型

表2 連桿模型各部分材料屬性

3 疲勞強(qiáng)度分析

計(jì)算連桿在低扭矩轉(zhuǎn)速1000rpm、最大扭矩轉(zhuǎn)速1400rpm（1600rpm）、額定轉(zhuǎn)速3600rpm工況下的疲勞強(qiáng)度。

3.1 1000rpm下的疲勞強(qiáng)度

連桿在壓載荷步下的最大應(yīng)力為471MPa，在拉載荷步下的最大應(yīng)力為531MPa，如圖3所示。連桿在最大拉、壓載荷步下的最大應(yīng)力均小于屈服強(qiáng)度580MPa，1000rpm工況下的連桿靜強(qiáng)度滿足要求。

圖3 1000rpm工況連桿在拉、壓載荷步下的應(yīng)力分布

3.2 1400rpm下的疲勞強(qiáng)度

連桿在壓載荷步下的最大應(yīng)力為503MPa，在拉載荷步下的最大應(yīng)力為528MPa，如圖4所示。連桿在最大拉、壓載荷步下的最大應(yīng)力均小于屈服強(qiáng)度580MPa，1400rpm工況下的連桿靜強(qiáng)度滿足要求。

圖4 1400rpm工況連桿在拉、壓載荷步下的應(yīng)力分布

3.3 1600rpm下的疲勞強(qiáng)度

連桿在壓載荷步下的最大應(yīng)力為493MPa，在拉載荷步下的最大應(yīng)力為530MPa，如圖5所示。連桿在最大拉、壓載荷步下的最大應(yīng)力均小于屈服強(qiáng)度580MPa，1600rpm工況下的連桿靜強(qiáng)度滿足要求。

圖5 1600rpm工況連桿在拉、壓載荷步下的應(yīng)力分布

3.4 3600rpm下的疲勞強(qiáng)度

連桿在壓載荷步下的最大應(yīng)力為476MPa，在拉載荷步下的最大應(yīng)力為532MPa，如圖6所示。連桿在最大拉、壓載荷步下的最大應(yīng)力均小于屈服強(qiáng)度580MPa，3600rpm工況下的連桿靜強(qiáng)度滿足要求。

圖6 3600rpm工況連桿在拉、壓載荷步下的應(yīng)力分布

4 疲勞安全系數(shù)分析

現(xiàn)實(shí)中連桿在運(yùn)動(dòng)過(guò)程中受到拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷的作用，連桿的損傷主要由疲勞失效導(dǎo)致，因此對(duì)連桿進(jìn)行一定的疲勞安全系數(shù)分析，可以全面的了解連桿的安全性。

在FEMFAT軟件的BASIC模塊中對(duì)連桿桿身和大頭蓋分別進(jìn)行各個(gè)轉(zhuǎn)速工況下的高周疲勞分析，動(dòng)載荷步為最大受壓載荷步和最大受拉載荷步，計(jì)算連桿在低扭矩轉(zhuǎn)速1000rpm、最大扭矩轉(zhuǎn)速1400rpm（1600rpm）、額定轉(zhuǎn)速3600rpm工況下的疲勞安全系數(shù)。

圖7 1000rpm和1400rpm下連桿疲勞安全系數(shù)

結(jié)果如圖7-8所示：連桿在各個(gè)轉(zhuǎn)速下的最小安全系數(shù)分別為1.37、1.16、1.24、1.26，均大于評(píng)價(jià)限值1.1，滿足疲勞強(qiáng)度要求。

圖8 1600rpm和3600rpm下連桿疲勞安全系數(shù)

5 結(jié)論

1）連桿在燃燒壓力和慣性力的作用下，受到拉伸變形和壓縮變形，通過(guò)有限元分析可知連桿最大應(yīng)力是532Mpa，在3600rpm下連桿小頭上側(cè)，主要原因是連桿的慣性力的影響較大；

2）對(duì)連桿做進(jìn)一步的疲勞安全系數(shù)分析，最小安全系數(shù)是1.16，在1400rpm下連桿桿體上，主要原因是連桿受到慣性力和燃?xì)鈮毫Φ淖饔?，桿體易發(fā)生疲勞失效；

3）根據(jù)連桿有限元分析結(jié)果可以進(jìn)一步優(yōu)化連桿，對(duì)安全系數(shù)較高、應(yīng)力較小的區(qū)域可以進(jìn)行減重處理。

Design And Finite Element Analysis Of Connecting Rod

Zheng Jiulin, Zhao Lifei, Ang Jinfeng, Lin Xinxin
( The Center of Technology, Anhui Jianghuai Automobile Co., Ltd, Anhui Hefei 230601 )

Based on the finite element analysis of connecting rod fatigue strength and safety factor at low speed,the maximum torque speed and rated speed.the finite element analysis of connecting rod meet the design requirments.

finite element analysis; connecting rod; fatigue strength; safety factor

U462.1

A

1671-7988 (2017)16-91-03

10.16638 /j.cnki.1671-7988.2017.16.032

鄭久林，就職于安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心。