摘 要：本文用ANSYS軟件對汽車發(fā)動機連桿進行了靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，建立了發(fā)動機連桿性能分析模型。通過靜力學(xué)分析，建立了發(fā)動機連桿的力學(xué)性能模型，得出了連桿總變形、定向變形、等效應(yīng)力以及等效彈性應(yīng)變分布情況。通過模態(tài)分析，得出了發(fā)動機連桿模型的模態(tài)分布情況以及每一模態(tài)下的模態(tài)振型。最后，綜合得出了連桿的易變形位置，并提出了相應(yīng)的防治措施，為高性能連桿的設(shè)計提供改良依據(jù)。

關(guān)鍵詞：發(fā)動機連桿；ANSYS；有限元；靜力學(xué)分析；模態(tài)分析

DOI：10.16640/j.cnki.37-1222/t.2019.11.003

0 引言

汽車發(fā)動機連桿是發(fā)動機的重要零部件之一，它的性能影響著發(fā)動機整體結(jié)構(gòu)的運動可靠性和工作穩(wěn)定性。發(fā)動機連桿的作用是把活塞與曲軸連接起來，把作用在活塞上的力傳遞給曲軸，使活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動[2]，從而對外輸出做功。發(fā)動機連桿由大頭、小頭和桿身三部分構(gòu)成。與活塞銷連接的部分稱連桿小頭，連桿小頭與活塞一起做往復(fù)運動；與曲軸連接的部分稱連桿大頭，連桿大頭與曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動；連接小頭與大頭的桿部稱連桿桿身。

發(fā)動機連桿的運動有上下運動以及左右擺動，從而形成復(fù)雜多變的平面運動。因此，發(fā)動機連桿的受力情況也是復(fù)雜多變的，在工作過程中經(jīng)常受到拉伸、壓縮、彎曲和扭轉(zhuǎn)等多種交變載荷的復(fù)雜應(yīng)力的作用，工作環(huán)境惡劣。如此復(fù)雜的應(yīng)力作用容易造成發(fā)動機連桿的疲勞、磨損、彎曲甚至斷裂，進而影響發(fā)動機正常工作[3]。因此，對發(fā)動機連桿進行性能分析就顯得尤為重要。

多數(shù)發(fā)動機連桿性能問題很難通過經(jīng)典的彈性力學(xué)分析，進而求解微分方程而得到其解析解。但基于ANSYS的有限元分析方法則可以避免求解微分方程?；诖?，本文用ANSYS軟件對汽車發(fā)動機連桿進行了靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，建立了發(fā)動機連桿性能分析模型，為發(fā)動機連桿的改良設(shè)計提供一定思路。

1 工況選擇

以四沖程發(fā)動機為例，在汽車發(fā)動機正常工作時，發(fā)動機連桿的受力是呈周期性變化的。其工作環(huán)境的變化也主要受活塞、曲軸在吸氣、壓縮、做功、排氣四個沖程中的變化的影響。

在靜力學(xué)分析中，忽略連桿與配合件的摩擦力，只考慮連桿體的受力，可以把連桿看作是二力桿，僅受拉力和壓力?；诖?，本文模型計算采用準(zhǔn)動態(tài)模擬分析方法，把連桿的受力情況固定在工況最為惡劣的最大燃?xì)獗l(fā)壓力引起的最大壓縮工況，將動力學(xué)的問題轉(zhuǎn)化成靜力學(xué)問題來進行分析求解。

在模態(tài)分析中，發(fā)動機連桿的慣性力變化與發(fā)動機的轉(zhuǎn)速有關(guān)，其頻率通常是發(fā)動機基頻的諧次。在某種程度上，燃?xì)獗l(fā)壓力可以看作頻率范圍很寬的脈沖激勵。

2 實體模型建立

本文利用SOLIDWORKS 2016對發(fā)動機連桿進行了三維實體建模，建立了發(fā)動機連桿的較為精確的模型。在建模時，為了簡化問題的處理與分析，對于不影響分析結(jié)果的連桿細(xì)節(jié)部位的進行簡化處理，部分過渡圓角、潤滑小油孔等均被忽略。

3 有限元分析

3.1 模型材料定義

本文發(fā)動機連桿有限元分析材料選取的是40Cr，其主要參數(shù)表1所示。

3.2 模型網(wǎng)格劃分

發(fā)動機連桿的形狀和結(jié)構(gòu)相對簡單，但存在相當(dāng)多的細(xì)節(jié)特征，利用劃分網(wǎng)格工具不方便。因此，為了生成比較合理的有限單元，本文選用了智能網(wǎng)格控制進行自由網(wǎng)格劃分。自由網(wǎng)格劃分完成之后，進行網(wǎng)格加密處理，最后得到了本文的網(wǎng)格劃分模型。本文的網(wǎng)格劃分模型如圖3所示，其中節(jié)點數(shù)為33946，單元數(shù)為19947。

3.3 靜力學(xué)分析

3.3.1 連桿受力分析

本文模型計算采用準(zhǔn)動態(tài)模擬分析的方法，把連桿的受力情況選定在工況最為惡劣的最大壓縮工況，即由最大燃?xì)獗l(fā)壓力引起的工況。將動力學(xué)的問題轉(zhuǎn)化成靜力學(xué)問題來進行分析求解。

氣體壓力計算公式如下：

（1）

式中：—最大燃?xì)獗l(fā)壓力；—氣缸直徑。

通過分析計算，可得到發(fā)動機連桿在最大燃?xì)獗l(fā)壓力下受到的壓力約為4.5MPa，對應(yīng)的最大軸向力約為11500N。

3.3.2 位移邊界條件

本文靜力學(xué)分析采用準(zhǔn)動態(tài)模擬分析的方法。為限制發(fā)動機連桿的位移和轉(zhuǎn)動，本文對連桿大頭兩端的螺栓孔進行全約束，計算所得的變形量均為相對于螺栓孔全約束的變形。邊界條件如圖4所示。

3.3.3 載荷分布

發(fā)動機連桿的最大壓縮作用力作用在連桿小頭孔的內(nèi)表面和大頭孔的內(nèi)表面。作用在連桿小頭孔內(nèi)表面的作用力沿Y軸負(fù)方向，大小為11500N。作用在連桿大頭孔內(nèi)表面的作用力沿Y軸正方向，大小為11500N。載荷施加情況如圖4所示。

3.3.4 總變形分析

發(fā)動機連桿的整體總變形結(jié)果如圖5所示，從圖中不難發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機連桿最大變形處位于連桿小頭處，為。發(fā)動機連桿整體總變形呈梯度分布，并呈由小頭到大頭逐漸減小趨勢，最小變形處位于連桿大頭處，為0。同時，從圖中還可發(fā)現(xiàn)，在發(fā)動機連桿工作過程中，當(dāng)燃?xì)鈮毫ν苿踊钊婕訅旱叫☆^內(nèi)表面時，小頭處于最大變形。發(fā)動機連桿中部由于壓力的作用也產(chǎn)生了橫向的變形。

3.3.5 定向變形分析

發(fā)動機連桿的定向變形（X方向）結(jié)果如圖6所示，從圖中不難發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機連桿最大定向變形處位于靠近連桿小頭的桿身邊緣，為，且沿軸向最大定向變形處均位于桿身邊緣處。除桿身邊緣外其余連桿各處定向變形分布均勻。

3.3.6 等效應(yīng)力分析

發(fā)動機連桿的整體等效應(yīng)力模擬結(jié)果如圖7所示，從圖中不難發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機連桿模型等效應(yīng)力沿小頭至大頭方向呈非線性變化，最大應(yīng)力位于發(fā)動機連桿靠近小頭的鍵槽槽頂處，應(yīng)力為Pa；最小應(yīng)力位于發(fā)動機連桿大頭和小頭頂部，應(yīng)力為26923 Pa。

從圖中可以看出，發(fā)動機連桿整體應(yīng)力分布均勻，發(fā)動機連桿中應(yīng)力集中部位均在連桿鍵槽內(nèi)。總體來說，應(yīng)力并不明顯。

3.3.7 等效彈性應(yīng)變分析

發(fā)動機連桿的整體等效彈性應(yīng)變模擬結(jié)果如圖8所示，從圖中不難發(fā)現(xiàn)，發(fā)動機連桿模型等效彈性應(yīng)變沿小頭至大頭方向呈非線性變化，最大彈性應(yīng)變位于發(fā)動機連桿靠近小頭的鍵槽槽頂處，為；最小彈性應(yīng)變位于發(fā)動機連桿大頭和小頭頂部，為。

從最大等效彈性應(yīng)變分析可以看出，在發(fā)動機連桿工作過程中，最容易產(chǎn)生彈性應(yīng)變的地方是發(fā)動機連桿靠近小頭的鍵槽槽頂處。綜合分析圖6和圖7可知，發(fā)動機連桿等效彈性應(yīng)變分布均勻，且并非十分明顯。發(fā)動機機連桿等效彈性應(yīng)變的分布位置與等效應(yīng)力集中位置具有位置同步性，這說明在發(fā)動機連桿上等效應(yīng)力的集中會導(dǎo)致與之對應(yīng)的連桿處產(chǎn)生較大彈性應(yīng)變。

3.4 模態(tài)分析

本文對發(fā)動機連桿進行了自由狀態(tài)下的振型模態(tài)分析，不考慮其他載荷影響，只考慮自重的影響。本文對連桿自由狀態(tài)下的前10階模態(tài)進行了提取與分析，其固有頻率如表2和圖9所示，前10階振型如圖10所示。

共振產(chǎn)生在發(fā)動機的激勵力頻率與連桿機構(gòu)的某階固有頻率接近或相等時。共振會導(dǎo)致機構(gòu)產(chǎn)生較大的彎曲和扭轉(zhuǎn)變形。從前10階振型來看，彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動同時發(fā)生時，連桿的應(yīng)力最為集中，變形量最大。

4 結(jié)論

4.1 分析結(jié)果

本文采用有限元分析方法，利用ANSYS軟件對發(fā)動機連桿的三維實體模型進行了靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，得出了連桿總變形、定向變形（X方向）、等效應(yīng)力、等效彈性應(yīng)變分布和連桿自由狀態(tài)下的前10階模態(tài)的固有頻率和振型。

結(jié)合靜力學(xué)分析和模態(tài)分析，可以得到下列結(jié)論：

（1）發(fā)動機連桿最大變形處位于連桿小頭處，為；發(fā)動機連桿整體總變形呈梯度分布，并呈由小頭到大頭逐漸減小趨勢，最小變形處位于連桿大頭處，為0。

（2）發(fā)動機連桿最大定向變形處位于靠近連桿小頭的桿身邊緣，為，且沿軸向最大定向變形處均位于桿身邊緣處。

（3）發(fā)動機連桿模型等效應(yīng)力沿小頭至大頭方向呈非線性變化，最大應(yīng)力位于發(fā)動機連桿靠近小頭的鍵槽槽頂處，應(yīng)力為Pa；整體應(yīng)力分布均勻，發(fā)動機連桿中應(yīng)力集中部位均在連桿鍵槽內(nèi)。

（4）發(fā)動機連桿模型等效彈性應(yīng)變沿小頭至大頭方向呈非線性變化，最大彈性應(yīng)變位于發(fā)動機連桿靠近小頭的鍵槽槽頂處，為。

（5）發(fā)動機機連桿等效彈性應(yīng)變的分布位置與等效應(yīng)力集中位置具有位置同步性，這說明在發(fā)動機連桿上等效應(yīng)力的集中會導(dǎo)致與之對應(yīng)的連桿處產(chǎn)生較大彈性應(yīng)變。

（6）從前10階振型來看，彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動同時發(fā)生時，連桿的變形最大，應(yīng)力最為集中。

（7）結(jié)合靜力學(xué)分析和模態(tài)分析可以看出，連桿的應(yīng)力集中一般在鍵槽內(nèi)靠近小頭的部位，桿身的中部應(yīng)力集中現(xiàn)象也較明顯。而定向變形處均位于桿身邊緣處。不同階數(shù)下連桿的振型主要為彎曲、扭轉(zhuǎn)或彎扭組合。

4.2 優(yōu)化方案

（1）可采用加固加厚等方式加強發(fā)動機連桿鍵槽槽頂位置、桿身邊緣位置的強度和剛度。可在這些位置采取滲氮或滾壓處理以應(yīng)對發(fā)動機連桿運動過程中的復(fù)雜工況，使整體應(yīng)力及應(yīng)變均勻分布，提高發(fā)動機連桿在工作時的可靠性和穩(wěn)定性。

（2）提高40Cr鋼的調(diào)質(zhì)熱處理質(zhì)量，并在材料加工時采取表面噴丸等技術(shù)處理；采用高強度冶金粉末鍛造連桿，加強發(fā)動機連桿的力學(xué)性能。

（3）在設(shè)計時需要考慮減少連桿在工作過程中受到組合變形情況。同時，可調(diào)整發(fā)動機的轉(zhuǎn)速及行程，使連桿激振的頻率遠(yuǎn)離低階模態(tài)的固有頻率，避免彎曲振動和扭轉(zhuǎn)振動同時發(fā)生的情況，防止連桿發(fā)生共振破壞。

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作者簡介：王鵬飛（1997-），男，山東淄博人，本科在讀，研究方向：車輛工程。