劉秀清,楊彬彬,王雪強(qiáng)

(山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院, 山東 淄博 255049)

連桿作為發(fā)動(dòng)機(jī)中的重要零件之一，是重要的動(dòng)力傳遞部件。連桿的工作環(huán)境惡劣，受力狀況復(fù)雜，工作的同時(shí)承受著活塞傳來的氣體壓力、往復(fù)慣性力及其本身擺動(dòng)時(shí)所產(chǎn)生的慣性力的作用，經(jīng)受拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷的共同作用[1-2]。隨著發(fā)動(dòng)機(jī)產(chǎn)業(yè)的發(fā)展，各企業(yè)對(duì)減小連桿質(zhì)量、減小連桿工作應(yīng)力等要求也越來越高[3]。因此對(duì)連桿進(jìn)行有效的優(yōu)化設(shè)計(jì)和受力分析非常重要[4]。

本文采用UG軟件對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿進(jìn)行三維設(shè)計(jì)，以體積最小、質(zhì)量最輕為目標(biāo)，采用NX Nastran進(jìn)行分析與優(yōu)化，以期得到最優(yōu)化方案。

1 有限元模型的建立

1.1 NX Nastran介紹

NX Nastran是由西門子公司研發(fā)的高級(jí)計(jì)算機(jī)輔助工具，全球大多數(shù)機(jī)械廠商都采用該工具進(jìn)行優(yōu)化與分析。NX Nastran分析設(shè)計(jì)包含應(yīng)力、位移、振動(dòng)、波動(dòng)、溫度、磁場、聲學(xué)與噪聲、電流電壓等方面[5]。該工具能夠進(jìn)行網(wǎng)格化、添加載荷、定義材料、定義約束和邊界條件等，能夠制定特殊有限元分析模型，支持通用工程仿真，最常見的是線性受力分析和非線性受力分析[6]。

1.2 連桿幾何模型的建立

幾何模型是分析問題的基礎(chǔ)，使用UG/NX復(fù)合建模時(shí)，主要采用特征添加的方式創(chuàng)建連桿的各個(gè)零件模型并裝配三維模型。以165F型發(fā)動(dòng)機(jī)連桿建立的完整裝配模型如圖1所示，以大頭指向小頭的方向?yàn)閆軸的正方向。

圖1 連桿的完整模型Fig.1 The complete model of connecting rod

在將UG/NX中建好的連桿模型導(dǎo)入到有限元軟件之前，一定要注意參數(shù)特征，尤其是作為優(yōu)化目標(biāo)設(shè)計(jì)變量的參數(shù)。進(jìn)入NX Nastran有限元解算器之后，要定義好設(shè)計(jì)變量和目標(biāo)變量，這樣的參數(shù)化建模體現(xiàn)在參數(shù)的傳遞以及目標(biāo)優(yōu)化的具體過程中[7]。

1.3 連桿有限元模型的建立

對(duì)連桿的主體部分幾何模型采用精度較高的六面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，其余部分采用四面體單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，同時(shí)設(shè)置單元的大小為1mm進(jìn)行網(wǎng)格劃分，連桿有限元模型的單元數(shù)目為29 808個(gè)，節(jié)點(diǎn)數(shù)目為90 831個(gè)，連桿有限元模型如圖2所示。

圖 2 連桿的有限元模型Fig.2 The finite element model of the connecting rod

2 連桿的靜力分析

2.1 連桿的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

研究的連桿采用平切口55號(hào)鋼模鍛件，經(jīng)機(jī)械加工和熱處理完成。連桿大頭、連桿蓋通過螺栓及其預(yù)緊力與連桿緊緊結(jié)合在一起。桿身的橫截面呈“工”字形，且與連桿大、小頭圓滑過渡。連桿小頭設(shè)有活塞銷潤滑油孔，但是尺寸比較小，在分析時(shí)可以忽略潤滑的影響。忽略連桿大頭的軸瓦定位槽，以Z軸為豎直方向，連桿可視為左右對(duì)稱及前后對(duì)稱結(jié)構(gòu)。為便于分析，建模時(shí)忽略了較小的圓角，桿身與大頭和小頭的圓滑過渡也給以忽略，這樣可以節(jié)省出大量的空間以便于有限元分析計(jì)算[8]。

2.2 連桿材料的力學(xué)特性

連桿材料的主要力學(xué)特性見表1。

表 1 連桿材料的特性
Tab.1 Material properties of the connecting rod

密度/kg·m-3抗拉強(qiáng)度/MPa屈服強(qiáng)度/MPa伸長率/%收縮率/%7 8506453801335

2.3 連桿優(yōu)化邊界條件

2.3.1 約束邊界條件

建立連桿模型時(shí)，以大頭的連接螺栓及螺母為例，這樣便于施加邊界約束條件及載荷。

(1)連桿蓋的約束

最大壓縮情況下，連桿蓋和桿身通過螺栓連接在一起，對(duì)桿身的約束就可以限制連桿蓋；最大拉伸情況下，連桿蓋會(huì)有應(yīng)力和應(yīng)變產(chǎn)生，在Z方向被拉伸，Y方向變窄，所以要限制X向位移。

(2)桿身的約束

因?yàn)檫B桿上下面有沿Z方向拉伸和X方向變薄的趨勢，而Y方向變化小，所以要限制Y向位移。

(3)大頭的約束

模擬中，對(duì)連桿大頭內(nèi)表面的X、Y和Z方向的位移進(jìn)行約束。

(4)小頭的約束

連桿在拉伸和壓縮時(shí)，最大應(yīng)力應(yīng)變均出現(xiàn)在連桿小頭或小頭與桿身的過渡處，因此可以對(duì)大頭約束，只在小頭內(nèi)表面施加載荷。

2.3.2 載荷邊界條件

根據(jù)《柴油機(jī)連桿設(shè)計(jì)手冊(cè)》可知，與該連桿匹配的活塞尺寸D*S=65*70(mm*mm)。最大壓縮情況下燃?xì)庾畲髩毫?.5 MPa，作用在連桿上的的最大燃?xì)鈮毫?/p>

式中：D為活塞的直徑；Pmax為燃?xì)庾畲蟊l(fā)壓力；f為動(dòng)載系數(shù)。根據(jù)進(jìn)氣沖程燃燒室初始低壓2.5 MPa，同理可計(jì)算作用在連桿上的最大拉力為12 444 N。

軟件中直接添加標(biāo)準(zhǔn)重力加速度，可實(shí)現(xiàn)慣性力的模擬。離心力也無需計(jì)算，只要給連桿添加相應(yīng)的轉(zhuǎn)速就可以實(shí)現(xiàn)。連桿的轉(zhuǎn)速為2 600 r/min，轉(zhuǎn)化成角速度為263 rad/s，可以直接加到連桿的邊界條件中[9]。

2.4 連桿的靜力分析

本文對(duì)連桿的兩種極限工況，即最大壓縮和最大拉伸工況進(jìn)行靜力分析，分析連桿的應(yīng)力狀態(tài)。

由圖3可知，壓縮狀態(tài)最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿小頭與桿身的過渡凹槽處，最大值為161.41 MPa，此處就是連桿的危險(xiǎn)部位，但其最大應(yīng)力遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。最小值出現(xiàn)在連桿蓋外側(cè)，連桿小頭上端和大頭下端的應(yīng)力相對(duì)較小。隨著桿身向大頭孔的靠近應(yīng)力逐漸減小，但變化幅度不大。

圖3 連桿壓縮狀態(tài)應(yīng)力云圖Fig.3 The stress cloud map of the connecting rod at compression state

圖4給出了連桿在拉伸工況下的應(yīng)力分布，最大應(yīng)力值仍然出現(xiàn)在連桿小頭與桿身的連接處，最大應(yīng)力值為88.457 MPa；最小值出現(xiàn)在連桿大頭端蓋，桿身的應(yīng)力變化趨勢與壓縮工況大體相同，并且小頭與大頭的應(yīng)力值都比較小，同樣符合實(shí)際情況。

圖4 連桿拉伸狀態(tài)應(yīng)力云圖Fig.4 The stress cloud map of the connecting rod at tensile state

由連桿在壓縮和拉伸兩種工況下的應(yīng)力分布圖可知，連桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在小頭與桿身的過渡處，應(yīng)力的最大值都在極限范圍內(nèi)，其中壓縮時(shí)的安全系數(shù)為

(1)

拉伸時(shí)的安全系數(shù)為

(2)

式中σs為屈服應(yīng)力。可見兩種工況下連桿都符合強(qiáng)度要求。

由上述分析可知，為了增強(qiáng)連桿的強(qiáng)度，減小變形，在連桿的設(shè)計(jì)制造時(shí)，合理范圍內(nèi)要保證桿身與大、小頭的過渡處有足夠大的圓弧過渡，還應(yīng)在連桿大頭和連桿蓋上布置加強(qiáng)筋和凸臺(tái)。

3 連桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 連桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)分析

以最大壓縮狀態(tài)的連桿受力為基礎(chǔ)進(jìn)行連桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)。優(yōu)化目標(biāo)：連桿質(zhì)量最?。粌?yōu)化約束：應(yīng)力不超過屈服極限；優(yōu)化參數(shù)：桿身厚度、槽寬、小頭厚度。

3.2 優(yōu)化前后的參數(shù)比較

優(yōu)化前后的模型參數(shù)見表2， 為便于實(shí)際加工制造，將參數(shù)圓整修正成為便于加工的數(shù)據(jù)，再次校核其強(qiáng)度。修正后的參數(shù)見表 2，連桿質(zhì)量減小了6.27%，以其為最終的優(yōu)化方案[10]。

表2 連桿優(yōu)化前后的參數(shù)
Tab.2 Parameters of the connecting rod before and after optimization

參數(shù)優(yōu)化前優(yōu)化后修正后桿身的厚度/mm1613.41613.5槽寬/mm54.310 54.5小頭的厚度/mm2523.15824連桿的質(zhì)量/kg0.583 970.548 640.547 33連桿應(yīng)力/MPa162208192.28

3.3 優(yōu)化后連桿的靜力分析結(jié)果

由圖5可見，優(yōu)化后的連桿，應(yīng)力增大了46 MPa，但質(zhì)量減輕了6.05%。由于桿身變薄，其應(yīng)力有所增加，但仍在屈服極限范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。

圖 5 優(yōu)化后連桿的應(yīng)力圖Fig.5 The stress diagram of the optimized connecting rod

圖6給出優(yōu)化后連桿的變形圖。由圖6可以看出，優(yōu)化后的連桿變形有所增大，變形的變化趨勢與優(yōu)化前一致。

圖6 優(yōu)化后連桿的變形圖Fig.6 The deformation pattern of the optimized connecting rod

3.4 優(yōu)化后模型的穩(wěn)定性分析

優(yōu)化后的連桿模型質(zhì)量減輕、長度不變、桿身變薄，可能會(huì)影響到連桿的穩(wěn)定性，所以需對(duì)其穩(wěn)定性進(jìn)行驗(yàn)證。

對(duì)優(yōu)化后的模型定義新的分析類型,進(jìn)行線性屈曲分析，得到屈曲載荷因子(見表3)。由于各階載荷乘子都大于1，因此不會(huì)出現(xiàn)失穩(wěn)的情況，穩(wěn)定性不會(huì)因?yàn)閮?yōu)化結(jié)果而受到影響。

表3 線性屈曲分析的模態(tài)
Tab.3 The mode of linear buckling analysis

名稱階次屈曲載荷因子一階屈曲模態(tài)12.263 1二階屈曲模態(tài)26.385 1三階屈曲模態(tài)354.396

4 結(jié)束語

利用UG/NX軟件建立了連桿三維模型，通過NX Nastran有限元解算器進(jìn)一步完善了模型，并進(jìn)行了靜力強(qiáng)度分析。以連桿質(zhì)量最小為優(yōu)化目標(biāo)，以應(yīng)力不超過屈服極限為約束條件，對(duì)連桿的桿身厚度、槽寬、小頭厚度等參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化并選出了最優(yōu)設(shè)計(jì)方案。同時(shí)根據(jù)實(shí)際加工的要求，對(duì)參數(shù)進(jìn)行了圓整優(yōu)化。為保證質(zhì)量減輕后連桿穩(wěn)定性仍滿足要求，對(duì)新模型進(jìn)行了強(qiáng)度校核和穩(wěn)定性校核，校核結(jié)果均符合要求。