山西中北大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院 馬浩 董小瑞 毛虎平

某高壓共軌柴油機(jī)連桿三維有限元分析

山西中北大學(xué)機(jī)械與動(dòng)力工程學(xué)院 馬浩 董小瑞 毛虎平

柴油機(jī)連桿在工作過(guò)程中承受復(fù)雜的載荷，對(duì)連桿的機(jī)械性能要求較高，特別是對(duì)于高壓共軌型柴油機(jī)，連桿應(yīng)具有更高的抗疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。本文首先在Pro/ENGINEER進(jìn)行連桿的三維建模，精簡(jiǎn)掉連桿桿身外圍倒角后導(dǎo)入ANSYS中進(jìn)行分析。根據(jù)結(jié)果分析其危險(xiǎn)截面以及建模中所涉及到的倒角問題所導(dǎo)致的應(yīng)力集中現(xiàn)象，并對(duì)結(jié)果進(jìn)行簡(jiǎn)單的強(qiáng)度校核計(jì)算。通過(guò)本文所做工作以及相應(yīng)的連桿研究方法，可以為連桿的強(qiáng)度計(jì)算以及優(yōu)化設(shè)計(jì)提供一些有參考價(jià)值的理論依據(jù)。

連桿；有限元；靜力模型

前言

柴油機(jī)中的動(dòng)力傳動(dòng)主要是混合氣的燃燒產(chǎn)生的巨大能量推動(dòng)活塞，進(jìn)而經(jīng)過(guò)連桿的作用使曲軸轉(zhuǎn)動(dòng)，來(lái)達(dá)到輸出轉(zhuǎn)矩的目的。其中，曲柄連桿機(jī)構(gòu)起到了決定性的作用，而連桿作為曲柄連桿機(jī)構(gòu)的傳遞部分，本身有著無(wú)可替代的重要性。我們?cè)谠O(shè)計(jì)制作連桿時(shí)，必須保證連桿有足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度[1]。否則會(huì)造成連桿桿身的斷裂，進(jìn)而會(huì)對(duì)整個(gè)柴油機(jī)造成無(wú)法預(yù)估的破壞，引發(fā)重大事故。同時(shí)，我們也要求連桿在完成應(yīng)有作用的同時(shí)，能夠?qū)p輕發(fā)動(dòng)機(jī)的重量起到一定的作用，本文旨在為連桿減輕重量提供更好的設(shè)計(jì)。

1 連桿模型創(chuàng)建

本文取某高壓共軌柴油機(jī)上連桿進(jìn)行建模，該連桿屬于直切口連桿，其中已知的連桿相關(guān)參數(shù)為：大小孔中心距146mm，大端孔直徑56mm，小端孔直徑29mm，小端厚度27mm，大端厚度31mm，桿身厚度17mm。根據(jù)上述的已知參數(shù)，參照文獻(xiàn)[2]中連桿設(shè)計(jì)的相關(guān)資料做相關(guān)的計(jì)算，可以求得連桿螺栓中心距為67.2mm，按照文獻(xiàn)中的要求，螺孔外側(cè)的厚度不小于2~4mm，綜合求解得出連桿大頭部分的最大寬度應(yīng)該大于75mm小于80mm。

2 連桿有限元分析

2.1 網(wǎng)格劃分

本文根據(jù)連桿運(yùn)動(dòng)工況，選擇SOLID187三維四面體單元。同時(shí)根據(jù)高壓共軌柴油機(jī)的實(shí)際工況，選擇連桿材料為各向同性的線性材料40MnB，該材料的彈性模量為2.09×105MPa，泊松比為0.28，其抗剪模量為8.13×1010N/m2，密度為7.87×103kg/m3，張力強(qiáng)度為9.8×108N/m2，屈服強(qiáng)度高達(dá)1000MPa以上，并且彈性模量和泊松比都不隨溫度的變化而變化。

2.2 載荷計(jì)算

本文根據(jù)需要將連桿的動(dòng)力求解問題轉(zhuǎn)化成靜力求解問題，即這里只分析連桿在最惡劣工況下的受力情況，所以我們選定分析連桿的最大拉伸工況（柴油機(jī)進(jìn)排氣沖程的上止點(diǎn)附近）以及最大壓縮工況（做功沖程的上止點(diǎn)處）[3]。對(duì)連桿力的分析僅考慮如下的作用力：作用于活塞的氣體作用力、活塞組件的慣性力、連桿自身的慣性力，這里慣性力包括連桿大頭的慣性力。通過(guò)計(jì)算分別得出連桿在最大拉伸工況下大小頭所受的拉應(yīng)力分別為5MPa與37.85MPa，在最大壓縮工況下的大小頭所受應(yīng)力分別為10.7MPa與93.32MPa。

2.3 連桿邊界條件

位移邊界條件包括消除連桿整體模型的剛度位移和解決位移函數(shù)在邊界上的初始條件。因?yàn)檫B桿本身沒有約束，所以必須引入位移邊界條件。本文在計(jì)算過(guò)程中，選定了四個(gè)受力情況下的約束，分別約束了連桿大端和小端的移動(dòng)自由度[4]。

2.4 加載求解

根據(jù)實(shí)際工況，并做適當(dāng)簡(jiǎn)化，得到載荷分布加載辦法，如表1所示。

表1 連桿在不同工況下的載荷分布

在這一步，ANSYS將對(duì)自動(dòng)劃分的每一單元的節(jié)點(diǎn)進(jìn)行計(jì)算，建立的方程很多，所得的結(jié)果很大。在結(jié)構(gòu)分析完成后，進(jìn)入軟件后處理器中對(duì)連桿應(yīng)力云圖進(jìn)行分析，如圖1至圖4所示。

圖1 連桿小頭拉伸應(yīng)力圖

圖2 連桿小頭壓縮應(yīng)力圖

通過(guò)分析應(yīng)力分布圖，可以看到，該連桿所受最大拉應(yīng)力為459.478MPa，在連桿小頭與連桿桿身的過(guò)渡部分，以及連桿小孔內(nèi)徑載荷分布處；在最大壓縮工況下，連桿所受最大壓應(yīng)力為914.708MPa，最大應(yīng)力位置同樣處于連桿小頭與連桿桿身的過(guò)渡圓角處，這也說(shuō)明了其過(guò)渡處是最容易出現(xiàn)應(yīng)力集中的部位，是未來(lái)連桿設(shè)計(jì)需要著重考慮的部分。

圖3 連桿大頭拉伸應(yīng)力圖

圖4 連桿大頭壓縮應(yīng)力圖

由上圖可知，在最大拉伸工況下，連桿大頭所受的拉應(yīng)力為66.1134MPa，危險(xiǎn)點(diǎn)分布在連桿桿身與連桿大頭過(guò)渡階段；在最大壓縮工況下，連桿大頭所受的壓縮應(yīng)力為141.483MPa，危險(xiǎn)點(diǎn)為連桿蓋部分以及連桿大頭與連桿桿身的過(guò)渡部分。這里說(shuō)明連桿在過(guò)渡部分依舊是其最危險(xiǎn)的部位，我們?cè)谠O(shè)計(jì)的過(guò)程中應(yīng)該盡量避免此處的應(yīng)力集中，即采用大圓角過(guò)渡的方案。

3 總結(jié)與展望

本文通過(guò)三維軟件建模與有限元分析，對(duì)連桿進(jìn)行了計(jì)算機(jī)模擬仿真計(jì)算，得到其危險(xiǎn)點(diǎn)分布與最大應(yīng)力。從實(shí)驗(yàn)結(jié)果不難看出：在過(guò)渡處出現(xiàn)了應(yīng)力集中的情況，危險(xiǎn)點(diǎn)的分布也多分布在該處，表明在機(jī)械設(shè)計(jì)中，零部件的過(guò)渡部分是最容易出現(xiàn)危險(xiǎn)情況的地方，也是需要用倒角、甚至添加加強(qiáng)筋等進(jìn)行優(yōu)化的地方。通過(guò)計(jì)算機(jī)進(jìn)行預(yù)先的建模仿真與有限元計(jì)算，可以大大減少實(shí)際生產(chǎn)中的原料浪費(fèi)，同時(shí)為模型優(yōu)化提供了一定的參考價(jià)值。

[1]唐維平.電控高壓共軌燃油噴射系統(tǒng)的制造技術(shù)與關(guān)鍵裝備[J].汽車與配件,2012,2:19-21.

[2]曾林.4V-105柴油機(jī)連桿有限元分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)[D].湖南：湖南大學(xué),2007.

[3]李顯明.基于三維裝配模型下的康明斯柴油機(jī)連桿復(fù)雜工況有限元分析[D].蘇州：蘇州大學(xué),2005.

[4]劉志強(qiáng)，王彤，祝傳良.12V190燃?xì)鈾C(jī)連桿的有限元分析[J].內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置,2009,1:21-23.

10.15989/j.cnki.hbnjzzs.2015.09.036

馬浩，1989出生，碩士，研究方向：活塞的抗疲勞優(yōu)化設(shè)計(jì)。