王 剛

（長安大學汽車學院，陜西 西安 710064）

前言

連桿是發(fā)動機中的重要零件，也是最易發(fā)生故障的零件，目前針對它的設計、分析都廣泛地采用有限元法進行。雖然連桿加工本身所包括的工藝內(nèi)容不復雜，但材料、加工精度等經(jīng)常給加工帶來巨大困難。鍛造毛坯的精度及剛性差、孔加工的精度低、連續(xù)帶狀切屑的斷屑、平面加工的毛刺、因夾具夾壓使內(nèi)應力重新分布而產(chǎn)生的幾何變形等，都是我國加工工藝長期以來需要研究和解決的主要技術問題[1]。通過有限元軟件可以縮短內(nèi)燃機的開發(fā)周期和減少成本，還提高了內(nèi)燃機的可靠性、經(jīng)濟性。

1 三維模型建立

要得到理想的計算結(jié)果，精確可靠的模型是計算的前提，在合理簡化結(jié)構(gòu)的同時又要保證不失去其原有的特征[2]。D20柴油機為直列四缸機，缸徑和行程都為 86mm，最大扭矩轉(zhuǎn)速為 5500rpm，缸內(nèi)最高爆發(fā)壓力為 80bar，小頭內(nèi)徑23.5mm，小頭寬度20 mm，襯套厚度1.25 mm，工字斷面平均高度25.4 mm，寬度15.6 mm，連桿長度為12.8 mm，大頭孔徑51 mm，寬度25 mm，軸瓦厚度1.5 mm，螺栓為M10，活塞組的質(zhì)量為0.473kg，所建模型如圖1所示。

圖1 連桿三維模型

為驗證連桿三維模型的精度，經(jīng)有限元計算，連桿三維模型質(zhì)量與實物質(zhì)量相差5.5%，說明所建立的分析模型是準確的。

2 連桿受力分析與載荷計算

2.1 連桿受力分析

連桿的基本載荷是拉伸和壓縮，最大拉伸載荷出現(xiàn)在進氣沖程開始的上止點附近，其數(shù)值為活塞組和計算斷面以上那部分連桿質(zhì)量的往復慣性力。

式中，m'、m'1分別為活塞組和計算斷面以上那部分往復運動的連桿質(zhì)量。

連桿組工作時條件十分惡劣，主要承受著三方面的作用力： 1）缸內(nèi)的燃氣壓力；2）活塞連桿組的往復運動慣性力；3）連桿高速擺動時所產(chǎn)生的橫向慣性力。

對于四沖程發(fā)動機來說，這三種力的大小和方向隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化而不斷地變化，綜合起來的結(jié)果使連桿處于一種交變的復雜受力狀態(tài)。因此，在設計時應首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)剛度[3]。

2.2 載荷計算

2.2.1 最大拉力計算

在最大轉(zhuǎn)速工況下，進氣沖程開始的上止點附近，連桿小頭承受的最大拉伸載荷可由經(jīng)驗公式計算：

計算結(jié)果為12073 N。

2.2.2 最大壓力計算

活塞在膨脹沖程開始上止點附近，連桿承受最大壓縮載荷。其中連桿小頭孔承受的力為最大燃氣作用力與活塞組、活塞銷往復慣性力之差，即：

計算結(jié)果為 34373N，即需在模型上施加的最大壓力為34373 N。

3 有限元模型建立

3.1 網(wǎng)格劃分

有限元分析的基礎是單元，在有限元分析之前必須將實物模型劃分為等效節(jié)點和單元。各大有限元軟件有不同的單元類型，不同的單元類型決定單元的自由度、代表不同的分析領域[5]。本文采用有限元分析屬于非線性分析，運算量龐大，為提高運算速度，要求參與運算的節(jié)點和單元應盡可能少，但為了保證計算精度，模型網(wǎng)格應小到足以表述出模型的形狀，否則過粗的網(wǎng)格會造成較大的誤差，網(wǎng)格劃分完成后的模型如圖2示。

圖2 網(wǎng)格模型

3.2 接觸對建立

在建立接觸對時，指定接觸面和目標面時應考慮以下準則：1）當凸面與平面或凹面接觸時，應指定平面或凹面為目標面；2）如果一個面上的網(wǎng)格較細，應指定細網(wǎng)格所在面為接觸面，粗網(wǎng)格所在面為目標面；3）當兩個面的剛度不同時，較硬的表面為目標面，較軟的表面為接觸面；4）如果兩個面大小明顯不同，應將大面作為目標面。

3.3 載荷施加

不同工況下應有不同的邊界條件，根據(jù)分析對象的實際情況，載荷可以直接加在實體模型上，也可以將載荷加在有限元模型上。本文所分析的連桿受的外載荷主要有燃氣壓縮力載荷、離心載荷和過盈載荷，其中活塞組產(chǎn)生的離心載荷以集中力的方式施加，活塞銷和連桿本身產(chǎn)生的離心載荷通過有限元程序施加。將連桿小頭所受的最大拉力和最大壓力以RBE3的方式均布在活塞銷受力面上，加載位置如圖3所示。

圖3 載荷加載位置及形式

4 有限元計算結(jié)果與分析

4.1 應力分布情況

圖4與圖5分別為連桿在受到最大壓力和最大拉力作用下的應力分布圖，從圖中可以看出連桿在壓縮工況下，最大主應力部位出現(xiàn)在連桿桿身與小頭結(jié)合過渡的位置，最大主應力為-273.7MPa (負號表示壓應力)；拉伸工況下最大主應力部位在連桿螺栓孔處，最大主應力為226.5 MPa。

圖4 最大壓力作用下應力分布圖

圖5 最大拉力作用下應力分布圖

圖6為連桿小頭與螺栓的應力分布圖，最大應力出現(xiàn)在小頭內(nèi)表面靠近桿身處，最大主應力為132.6 MPa。連桿螺栓的應力主要集中螺栓凸臺與螺栓預緊截面處，在螺栓凸臺處的平均應力約為500 MPa，而在螺栓預緊截面處卻高達627 MPa，這也驗證了螺栓工作條件的苛刻性。

圖6 連桿小頭和螺栓的應力分布圖

圖7為工字形截面處最大壓力（左）和最大拉力（右）的應力分布圖，在壓縮工況下平均應力約為-205 MPa，在拉伸工況下的平均應力約為132MPa。

圖7 工字截面應力分布圖

圖8 大頭蓋應力分布圖

圖8為連桿大頭蓋在最大壓力（左）和最大拉力（右）的應力分布圖，大頭蓋在最大拉伸和壓縮工況下面的應力區(qū)別并不是很大，而且最大應力均出現(xiàn)在軸瓦到螺栓孔的過渡薄壁區(qū)域，應力約為186MPa，而在螺栓預緊的作用下，螺栓凸臺面的應力卻達到了260MPa左右。

4.2 連桿疲勞強度校核

連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把 σx或 σv看作循環(huán)中的最大應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。在校驗時應分別校驗各個工況下的安全系數(shù)，由有限元分析結(jié)果可知，連桿在受最大壓力情況下，最大主應力為 273.66 MPa，該部位為連桿的一個危險點，應進行疲勞強度校核。該節(jié)點在連桿受最大拉伸載荷時的主應力為177.41 MPa，計算得出安全系數(shù)為 1.7。在受最大受最大拉應力為 231.88 MPa，該單元受的壓應力為226.48 MPa，計算得出安全系數(shù)為4.7。

對于整條連桿，安全系數(shù)應取小值，即連桿的安全系數(shù)為1.7。

5 結(jié)論

通過前文的分析，連桿的安全系數(shù)為1.7，有必要對以下幾個方面進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化：

1）加大小頭與桿身過渡部位處的圓弧半徑；

2）加大小頭與桿身過渡部位處的圓弧長度，使過渡部位更加平緩；

3）將大頭蓋的螺栓孔的斜倒角變更為圓倒角，消除集中應力。

[1] 牛彩,陸金華,陳浩平.某三缸發(fā)動機連桿有限元分析[J].裝備制造技術,2015(10)：63-66.

[2] 白峭峰.發(fā)動機活塞銷孔結(jié)構(gòu)強度分析及改善對策研究[J].機械制造與自動化,2012,（1）：33-36.

[3] 袁兆成.內(nèi)燃機設計[M].北京：機械工業(yè)出版社,2008.7：118-127.

[4] 范汪明,王魯,楊俊杰,胡林.發(fā)動機連桿有限元網(wǎng)格劃分方法[J].汽車零部件,2012(08)：69-71.

[5] 張紅剛,胡玉平,李國祥等.基于 ABAQUS的連桿的有限元計算分析[J].現(xiàn)代制造技術與裝備,2008,(6)：68-70.