王英豪 汪蔚 張浩宇 周洋 張浩然

摘? 要：連桿作為發(fā)動(dòng)機(jī)的主要傳遞動(dòng)力的構(gòu)件，承受著由活塞傳遞的周期性變化的氣體壓力作用，工作環(huán)境極其惡劣，因而其結(jié)構(gòu)非常容易損壞。文中通過(guò)傳統(tǒng)的方法得出連桿的受力大小、方向與運(yùn)動(dòng)情況，并求解出了靜態(tài)研究所需要的邊界條件。利用ANSYS Workbench有限元軟件，得到連桿在最大拉壓工況下的應(yīng)力與變形情況，為其優(yōu)化分析打好了基礎(chǔ)。最后采用結(jié)構(gòu)優(yōu)化的方法對(duì)連桿進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計(jì)。

關(guān)鍵詞：發(fā)動(dòng)機(jī)連桿;有限元分析;靜強(qiáng)度分析;動(dòng)態(tài)分析;優(yōu)化分析

中圖分類號(hào)：TK414? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ? ?文章編號(hào)：1671-2064（2019）24-0000-00

0引言

連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)中最為關(guān)鍵的機(jī)構(gòu)，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的發(fā)展有著非常之大的影響。本文借助于有限元軟件極強(qiáng)的計(jì)算能力和功能，仿真分析發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的靜強(qiáng)度和其動(dòng)態(tài)運(yùn)動(dòng)特性，對(duì)最大應(yīng)力值和最大變形量為約束條件對(duì)連桿的形狀進(jìn)行優(yōu)化分析，從而實(shí)現(xiàn)合理優(yōu)化。

1連桿的靜態(tài)強(qiáng)度分析

1.1 連桿三維模型的建立以及有限元模型的處理

本文對(duì)連桿大小頭孔最大拉、壓受力按照180°范圍余弦規(guī)律處理。

壓力按照余弦規(guī)律沿圓周方向分布公式為：

上式中的依次為拉伸工況下連桿大頭孔和小頭孔施加的受力分布規(guī)律。

經(jīng)分析計(jì)算，得出連桿大頭端的應(yīng)力和變形分布如圖1，圖2所示。

由以上分析結(jié)果可知，連桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿大頭孔橫截面的左右兩側(cè)邊緣部位，最大應(yīng)力值是237.11。連桿最大變形出現(xiàn)在連桿大頭端頂部區(qū)域，最大位移量是0.12416。

經(jīng)分析計(jì)算后，得出連桿小頭端的應(yīng)力和變形分布如下圖3，圖4所示。

由以上分析結(jié)果可知，在約束住發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的大端，使發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小端的受到拉力的情況中，連桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小頭端潤(rùn)滑油孔位置，最大應(yīng)力值是342.58。連桿的最大變形發(fā)生在小端頂部區(qū)域，最大位移是0.11541。

連桿的最大壓縮工況分析：

由式（1-3）并代入大端和小端的數(shù)值就能夠求解出壓縮工況下的載荷分布規(guī)律為：

經(jīng)分析計(jì)算后，求解出連桿大頭端的應(yīng)力與變形分布如下圖5，圖6所示。

由以上分析結(jié)果可知，發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在靠近連桿小頭端的桿身的U型槽中，最大應(yīng)力值是222.04。連桿的最大變形發(fā)生在整個(gè)大頭端的上半圓弧區(qū)域，其最大位移量是0.092735。

經(jīng)分析計(jì)算后，得出連桿小頭端的應(yīng)力和變形分布情況如下圖7，圖8。

由以上分析結(jié)果可知，發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的最大應(yīng)力發(fā)生在連桿小端與桿身連接的過(guò)渡區(qū)域，最大應(yīng)力值是321.92。連桿的最大變形發(fā)生在整個(gè)小頭端上，其最大位移是0.10632。

2 連桿的動(dòng)態(tài)分析

在ANSYS軟件中，本文使用默認(rèn)的BlockLanceos法。根據(jù)分析計(jì)算，發(fā)現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的前3階模態(tài)頻率為零或接近于零。因前3階模態(tài)等于零或近似為零，說(shuō)明其為剛體模態(tài)，從第4階模態(tài)開(kāi)始的分析計(jì)算結(jié)果才是有用的。第7階模態(tài)之后，模型的形狀發(fā)生了明顯的彎曲和扭曲變化，表明施加的頻率和模型產(chǎn)生了共振現(xiàn)象。

由以上的分析可知，每一階非零振型中連桿的變形都很大，尤其是大、小頭孔的變形，已經(jīng)變成了橢圓形。這將導(dǎo)致與其配合的零件之間發(fā)生嚴(yán)重的擠壓變形和嚴(yán)重磨損。最終會(huì)導(dǎo)致連桿軸頸相對(duì)于軸承，發(fā)動(dòng)機(jī)活塞相對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸發(fā)生歪斜，引起連桿疲勞破環(huán)。

3 連桿的優(yōu)化分析

3.1 連桿設(shè)計(jì)變量的參數(shù)化

（1）根據(jù)前面連桿的靜態(tài)研究和模態(tài)研究結(jié)果，選取可優(yōu)化的設(shè)計(jì)變量如表1。

（2）確定連桿優(yōu)化的目標(biāo)函數(shù)，假設(shè)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的密度是十分均勻的，選取連桿質(zhì)量作為優(yōu)化設(shè)計(jì)的目標(biāo)函數(shù)。

（3）進(jìn)行優(yōu)化迭代，根據(jù)計(jì)算機(jī)軟件與硬件和可能得到的優(yōu)化結(jié)果綜合分析選取迭代次數(shù)為30次。

3.2優(yōu)化結(jié)果的分析

本文將連桿質(zhì)量作為目標(biāo)函數(shù)實(shí)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，比較三種最優(yōu)結(jié)果的質(zhì)量。僅通過(guò)比較連桿的質(zhì)量可以得出，第一組的質(zhì)量是最小的，比二組少2.13%，比第三組少3.87%。第一組結(jié)果顯示，其最大應(yīng)力為437.6MPa，最大變形量為0.15958mm，最大變形量非常接近設(shè)置的變形量的上限。而第二組結(jié)果顯示，其最大應(yīng)力為382.15MPa，最大變形量為0.15008mm。第三組數(shù)據(jù)質(zhì)量與第一二組相差太大直接舍棄。因此，選取第二組作為最終優(yōu)化分析的結(jié)果，優(yōu)化后，連桿的質(zhì)量減輕了9.0%。

比較選取的優(yōu)化結(jié)果，發(fā)動(dòng)機(jī)連桿的最大應(yīng)力值為454.37，最大應(yīng)力值遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力值。其最大變形量為0.1425，小于約束變形量0.16。所以連桿強(qiáng)度滿足要求。雖質(zhì)量減輕，但其局部的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度卻得到了優(yōu)化。

4 結(jié)語(yǔ)

本論文主要對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿進(jìn)行了靜態(tài)特性、動(dòng)態(tài)特性和優(yōu)化設(shè)計(jì)的研究。主要過(guò)程為計(jì)算連桿的運(yùn)動(dòng)和受力特性，用建成連桿實(shí)體模型，將其導(dǎo)入Workbench中實(shí)行靜態(tài)與動(dòng)態(tài)特性分析研究。通過(guò)確保發(fā)動(dòng)機(jī)連桿有足夠的強(qiáng)度和適當(dāng)變形量的條件下，使連桿的質(zhì)量減輕了9.0%，且形狀得到了優(yōu)化。

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收稿日期：2019-10-22

作者簡(jiǎn)介：王英豪（1998—），女，江蘇淮安人，本科在讀，研究方向：材料成型及控制。

Finite Element Analysis of Static and Dynamic Characteristics? of Engine Connecting Rod

WANG Ying-hao， WANG Wei， ZHANG Hao-yu， ZHOU Yang， ZHANG Hao-ran

（School of Mechanics and Automotive Engineering， Jiangsu University of Science and Technology， Zhangjiagang Jiangsu? 215600）

Abstract：onnecting rod as the main transmission mechanism of the engine， which are subjected to the periodic change of the gas pressure by the piston， so its structure is very easy to damage. In this paper， the traditional method is used to obtain the force size， direction and motion of the connecting rod， and the boundary conditions are solved. By the ANSYS Workbench，the stress and deformation of the connecting rod under the maximum tensile condition and the maximum compression condition were obtained， which are the basis for the optimization analysis of the connecting rod.Finally，the structural optimization method is used to optimize the connecting rod。

Keywords： Engine connecting rod;Finite element analysis;Static strength analysis;Dynamic analysis;Optimized analysis