周 權(quán)

（柳州五菱柳機動力有限公司，廣西 柳州 545005）

0 引言

新能源汽車產(chǎn)業(yè)是中國實現(xiàn)經(jīng)濟轉(zhuǎn)型、產(chǎn)業(yè)升級的重要途徑[1]。其中，在發(fā)動機技術(shù)中心，阿特金森循環(huán)發(fā)動機具有較高的熱效率[2]。阿特金森發(fā)動機搭配混合動力變速箱方案以結(jié)構(gòu)簡單，控制易實現(xiàn)，成為各大整車廠向新能源轉(zhuǎn)型的首選方案以某款1.5L 阿特金森發(fā)動機的連桿總成為研究對象，結(jié)合該款發(fā)動機性能特點，對包括連桿體、連桿軸瓦、活塞銷、連桿螺栓等多個零部件進行有限元強度和疲勞分析，為連桿總成的樣件開發(fā)制作及優(yōu)化提供數(shù)據(jù)依據(jù)。

1 模型邊界工況分析

連桿總成在實際工作的過程中不僅承受發(fā)動機的氣體爆發(fā)壓力、慣性力帶來的交變工作載荷，還承受了在裝配過程中帶來的螺栓預(yù)緊力及連桿軸瓦的過盈產(chǎn)生的載荷，因此在邊界條件施加時，需要對實際施加的載荷進行計算和施加。

如圖1 所示，連桿總成分析模型包括：部分曲軸、活塞銷、連桿體、連桿螺栓、活塞銷襯套、活塞銷、連桿軸瓦[3]。

圖1 連桿總成模型

1.1 裝配工況載荷分析

在連桿總成在模擬裝配過程中，其受到的主要載荷來自于連桿軸瓦的過盈配合對連桿大頭配合面、襯套與連桿小頭配合面產(chǎn)生的面壓力，同時也有連桿螺栓預(yù)緊過程產(chǎn)生預(yù)緊力，為使仿真分析接近真實工況，加載過程考慮連桿軸瓦過盈量及襯套的過盈量和連桿螺栓預(yù)緊力。

發(fā)動機連桿軸瓦、活塞銷襯套裝配最大與最小過盈量見表1。

表1 襯套、軸瓦過盈量

連桿螺栓采用12.9 級M8，參考其他機型設(shè)計經(jīng)驗，將螺栓預(yù)緊軸力換算，其軸力大小為：15130 ～22100 N。

1.2 爆發(fā)壓力工況

在發(fā)動機工作過程，活塞連桿總成承受來自發(fā)動機缸內(nèi)爆發(fā)壓力P壓，所分析連桿活塞總成在幾何模型中屬于對稱性零部件，因此考慮受力的對稱性，截取幾何模型一半作為分析對象，此時P爆定義如下：

式中：P爆為活塞銷上所受爆發(fā)壓力，N；B為發(fā)動機的缸徑，mm；P壓為發(fā)動機最大設(shè)計爆發(fā)壓力，MPa；發(fā)動機設(shè)計缸徑81 mm，設(shè)計最大爆發(fā)壓力8 MPa。經(jīng)計算得到，P爆為10305.994 7 N。

1.3 慣性力工況

活塞連桿總成在發(fā)動機缸內(nèi)作往復(fù)運動，其中活塞銷承往復(fù)慣性力，有限元模型可以最活塞銷加載加速度來進行模擬。此時F往定義如下：

往復(fù)慣性力加速度為：

式中：r為曲軸的曲柄半徑，mm；ω為曲柄的角速度，計算模型轉(zhuǎn)速5600 r/min，rad/s；λ為連桿比：λ=r/L，L為連桿長度，mm。

因此經(jīng)帶入所需參數(shù)計算可得到，a銷為22238923.72 mm/s2。

分析的模型所受旋轉(zhuǎn)慣性力也可通過對其加載外邊界旋轉(zhuǎn)慣性加速度達到相同效果：

因此旋轉(zhuǎn)慣性力加速度可為：

式中：r為曲軸的曲柄半徑，mm；ω為曲柄的角速度，計算模型轉(zhuǎn)速5600 r/min，rad/s；λ為連桿比：λ=r/L，L為連桿長度，mm。l為單體連桿質(zhì)心與連桿大頭中心的長度，mm。

經(jīng)計算：a旋= 17 934 725.24 mm/s2

單邊活塞往復(fù)慣性力：

式中：mp為活塞單邊總成質(zhì)量，t；r為曲軸的曲柄半徑，mm；ω為曲柄的角速度，計算模型轉(zhuǎn)速5600 r/min，rad/s；λ為連桿比：λ=r/L，L為連桿長度，mm。

經(jīng)計算：Fp= 3331.39 N

2 連桿分析模型建立

2.1 分析步建立

根據(jù)該發(fā)動機連桿總成實際工作模式，將工況主要劃分為4 步：

（1）螺栓預(yù)緊力加載分析

如圖2 所示，取幾何模型一半作為分析對象因此在該工況中，其邊界約束為分割面為對稱約束，連桿約束靠近小頭側(cè)部分區(qū)域促進模型計算收斂，加載螺栓預(yù)緊力。

圖2 螺栓預(yù)緊力工況

（2）裝配軸瓦過盈工況

如圖3 所示，其邊界約束與螺栓預(yù)緊力工況一致，保持螺栓長度，同時通過加載襯套與連桿接觸過盈量（0.026 ～0.043 mm）和連桿軸瓦與連桿接觸過盈量（0.023 ～0.044 mm）。

圖3 裝配軸瓦過盈工況

（3）最大爆發(fā)壓力工況

如圖4 所示，其邊界約束為對稱約束，曲柄銷初約束X/Y/Z平移自由度，活塞銷處加載P爆，接觸建立包括活塞銷與襯套、襯套與連桿（無過盈量）、連桿軸瓦與連桿（無過盈量）、曲柄銷與連桿軸瓦（無過盈量）。

圖4 最大爆發(fā)壓力工況

（4）慣性力加載工況

如圖5 所示，其邊界約束、接觸建立與最大爆發(fā)壓力工況一致，活塞銷上加載a銷慣性加速度以及活塞往復(fù)慣性力Fp，總成加載a旋慣性加速度。

圖5 慣性力加載工況

2.2 材料參數(shù)

針對連桿總成仿真分析的材料屬性見表2。

表2 分析材料屬性表

2.3 疲勞分析設(shè)置

結(jié)合發(fā)動機工作原理，連桿總成疲勞分析主要關(guān)注高周疲勞，要求連桿總成設(shè)計需要做到無限壽命。因此疲勞分析時設(shè)置計算邊界要求107循環(huán)標準，疲勞安全系數(shù)需要≥1.1。

3 仿真結(jié)果分析

3.1 最大螺栓預(yù)緊工況

如圖6 所示，紅框中為連桿體與連桿漲斷面倒角處，最大應(yīng)力為573 MPa，屬應(yīng)力集中，在有限元分析中不作評價，其他區(qū)域最大應(yīng)力值為422 MPa，應(yīng)力值小于材料屈服強度580 MPa，滿足設(shè)計要求。

圖6 最大螺栓預(yù)緊工況應(yīng)力云圖

3.2 最大過盈工況

如圖7、8 所示位連桿大、小頭在最大過盈工況下應(yīng)力云圖，連桿大頭最大應(yīng)力為147 MPa，小頭最大應(yīng)力為495 MPa，應(yīng)力值小于材料屈服強度580 MPa，滿足設(shè)計要求。

圖7 連桿大頭應(yīng)力云圖

圖8 連桿小頭應(yīng)力云圖

3.3 最大爆發(fā)壓力工況

連桿體在最大爆發(fā)壓力下受力云圖（圖9）。從圖中可以看出，連桿小頭工字過渡區(qū)最大應(yīng)力值338 MPa，工字區(qū)過渡到連桿大頭處最大應(yīng)力值為150 MPa，受力均小于材料屈服強度，滿足初期設(shè)計要求。

圖9 連桿最大爆壓工況應(yīng)力云圖

3.4 最大慣性力工況

連桿體在最大慣性力工況所受應(yīng)力云圖，如圖10、11 所示。其中連桿小頭過渡區(qū)域（圖10）最大應(yīng)力298.9 MPa，桿身過渡區(qū)域（圖11）最大應(yīng)力225 MPa，均小于材料屈服強度，滿足設(shè)計強度要求。

圖10 連桿最大慣性力工況應(yīng)力云圖1

圖11 連桿最大慣性力工況應(yīng)力云圖2

3.5 軸瓦、襯套分析

軸瓦與襯套分析主要關(guān)注軸瓦與連桿接觸、襯套與連桿的接觸面壓是否滿足設(shè)計要求。本研究模型要求面壓大于10 MPa。

如圖12、13 所示，軸瓦分別在過盈量為0.023 mm和0.044 mm 下，軸瓦背壓平均值分別約為12 MPa 和22 MPa，大于設(shè)計要求的10 MPa。

圖12 軸瓦面壓云圖1

圖13 軸瓦面壓云圖2

如圖14、15 所示，襯套分別在過盈量為0.026 mm和0.043 mm 下，軸瓦背壓平均值分別約為50 MPa 和87 MPa，大于設(shè)計要求的10 MPa。

圖14 襯套面壓云圖1

圖15 襯套面壓云圖2

如圖16 連桿體總成，疲勞安全系數(shù)在螺紋嚙合出為0.9，因其為螺栓軸力加載處，應(yīng)力集中，因此在疲勞分析時不作為評價內(nèi)容，其他區(qū)域疲勞系數(shù)均大于1.2，滿足疲勞強度設(shè)計要求。

圖16 連桿疲勞系數(shù)圖

4 結(jié)語

通過對某款1.5L 阿特金森發(fā)動機的連桿總成進行了CAE 仿真分析，對不同的工況下的連桿總成受力情況進行了強度和疲勞分析，并對軸瓦、襯套面壓進行了仿真對比。

計算結(jié)果表明，連桿總成機械強度、疲勞強度均滿足了前期連桿的設(shè)計要求，減少了其前期多次反復(fù)迭代的設(shè)計時間，為后續(xù)連桿樣件實際生產(chǎn)提供了有效的數(shù)據(jù)支撐。

目前，按照該設(shè)計的連桿總成已生產(chǎn)樣件并裝機，完成了相應(yīng)單體試驗和整機耐久試驗，該設(shè)計符合實際使用要求。