内燃机曲柄连杆机构设计及连杆有限元分析

内燃机曲柄连杆机构设计及连杆有限元分析学 生：刘如峰指导老师：任述光 (湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘 要：本文简要介绍了有限元分析在工程中的应用，在对曲柄连杆机构进行运动（学）、动力学分析后，对连杆模型进行适当的必要简化，用PRO/E创建实体模型并导入ANSYS，并对连杆模型进行前处理；根据连杆的受载情况，对连杆进行载荷分析，施加以工作过程中产生的最大载荷，将求解连杆的动力问题化为相应的静力问题；根据分析的结果，对连杆的有限元模型加载并求解，对结果进行了简要的结构强度计算分析。关键词：连杆；有限元；ANSYS； Design and Analysis of Crank and Connecting Rods Machanism Based on Finite Element MethodAuthor: Liu RufengTutor: Ren Shuguang(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract：This paper briefly introduced the finite element analysis and application in engineering, the crank and connecting rod mechanism kinematics, dynamics analysis, using PRO/E modeling of the ANSYS.According to the connecting rod by the situation ,for the connecting rod,how to load on the working process of the analysis on the biggest and load produced for external force,the solution of the problem to motivate connecting to corresponding static problem;According to the result of the analysis of finite element model,connecting load and solving,the result are the brief structure strength analysis.Key words：connection rod; finite element; ANSYS; 1 前言有限元法已成为工程技术领域中不可缺少的一个强有力的计算分析工具，是研究发动机连杆的应力、应变的应用中最常用的方法，该方法较用传统的材料力学公式计算的结果更为精确。ANSYS软件是一个以有限元分析为基础的大型通用CAE软件，它具有强大而广泛的分析功能、一体化的处理技术。在内燃机领域使用有限元分析方法，可以很直接地分析内燃机零部件的机构问题。有限元的应用提高了内燃机零部件设计的可能性，缩短了设计周期，大大推动了内燃机工业的发展。连杆是内燃机的主要运动受力部件之一，它在工作中所受的各种外载荷复杂且呈周期性变化，机械负荷严重，工作条件恶劣。因此，连杆的可靠性一直是人们在内燃机研究和改进过程中关注的热点问题。在分析连杆的应力和应变时，考虑这些外力和复杂运动的因素，将得到更符合实际的结果，这样能为进行连杆可靠性的优化设计提供准确的理论依据。连杆是内燃机的重要构件和主要运动件，其结构形状和受载状况均很复杂。连杆的可靠性和寿命在很大程度上影响着内燃机的可靠性和寿命。如果连杆设计得不合理，使用中会出现应力集中现象或者局部强度或刚度不足，使连杆杆身发生形变，导致连杆失效，轻则会影响曲柄连杆机构的正常工作，使机械效率下降；重则会破坏活塞的密封性能，使排放恶化，甚至造成活塞拉缸、拉瓦，使发动机无法正常工作。本设计主要对4v-105柴油机连杆进行设计以及有限元分析，目的是通过采用现代设计方法及有限元技术，具体是通过PRO/E绘出4V-105连杆的三维实体模型图，将其导入ANSYS软件，选用合适单元完成对模型的有限元网格划分，完成载荷施加及边界条件的处理，得出合理的有限元分析模型，后处理，完成有限元分析计算，输出计算得到的应力、应变、位移云图。由于本人知识水平有限，设计中有很多不足之处，希望老师给予批评指正。2 曲柄连杆机构的物理分析 运用力学的基本理论进行内燃机曲柄连杆机构的运动学、动力学分析，为课题的研究奠定理论基础10。2.1 曲柄连杆机构的运动学分析4v-105内燃机的工作机构主要采用中心式曲柄连杆机构，其气缸中心线通过曲轴的旋转中心，结构简图如图l所示: 图1 曲柄连杆机构结构简图Fig. 1 Linkage mechanism motion diagram图中: l 连杆长度，指连杆大、小头孔中心的距离；r 曲柄半径，指曲柄销中心与曲轴旋转中心的距离； 曲轴转角，指曲轴偏离气缸中心线的角度； 连杆摆角，指连杆中心线在其摆动平面内偏离气缸中心线的角度； 曲轴旋转角速度； 活塞位移，指活塞由上止点开始向下止点运动的距离，上、下止点分别指活塞在气缸中运动所达到的距离曲轴旋转中心最远、最近的位置。活塞在气体压力的作用下作往复运动，并通过连杆将往复运动转化为曲轴的旋转运动。对曲柄连杆机构进行运动学、动力学分析时，通常近似的认为曲轴作匀速旋转运动，并将机构的各种运动学和动力学参数表示为曲轴转角的函数。活塞位移 = (r+l)-(rcosa+lcos) (1)式中： = arc sin(sin) (2) 其中为连杆比 。活塞速度v v = rsin(+)cos (3)活塞加速度a a = r2cos（+）cos+cos3cos3 (4) 式中cos可按牛顿二项式定理展开成如下形式：cos = 1 - 122sin2 - 184sin4 - 1166sin6 - (5)在实际计算中，为方便起见一般取前两项： cos 1 - 122sin2 (6) a a+ a式中： a = r2cos，称活塞的一级加速度； a = r2cos2，称活塞的二级加速度。连杆的角速度 1 1 =coscos =cos(1-2sin2)1/2 (7)连杆的角加速度 1 1 = -2(1 2) sincos3 = -2(1 2)sin(1-2sin2)3/2 (8)2.2 曲柄连杆机构的动力学分析曲柄连杆机构的动力学分析是内燃机结构设计的基础，它是分析曲柄连杆机构中力的作用情况，并从中找出影响内燃机曲轴的输出扭矩、曲轴旋转的均匀程度和动力不平衡的根本原因，从而确定改替内燃机动力性能的措施。动力学分析还为内燃机主要零件的强度、刚度、磨损、振动和轴承负荷等计算提供必要的数据。运转着的内燃机，其曲柄连杆机构中作用着气体对活塞的压力、往复或旋转运动质量的自重和惯性力、外部负荷对内燃机的反作用力、运动副间的摩擦阻力等11。在动力学分析中，一般将各运动部件的自重和运动副之间的摩擦阻力忽略不计，主要分析气体压力和惯性力在曲柄连杆机构中的作用情况。曲柄连杆机构的惯性力有:活塞组作往复运动产生的惯性力、曲轴的不平衡质量作旋转运动产生的惯性力和连杆组作复合平面运动产生的惯性力。活塞组件往复惯性力P的方向沿气缸中心线且与活塞加速度方向相反。P= -ma (9)式中 m 活塞组的质量。连杆的运动为随活塞平移的牵连运动和绕活塞销转动的相对运动的复合，这两种运动都是变速运动，因此连杆的惯性力有四种(如图2所示): 图2 连杆惯性力图Fig. 2 Inertial force of connecting1）连杆组随活塞作往复运动而产生的往复惯性力Pc1，其方向平行于气缸中心线，且与活塞加速度方向相反。 Pc1= -ma (10)式中 mc 连杆组的质量 2）连杆组绕活塞销中心转动的向心加速度而产生的离心惯性力Pc2，它通过连杆组质心C且总顺着由连杆小头中心A到质心C的离心方向。 Pc2 = -mcla12 = -mcla22cos21-2sin2 (11)式中 1a 连杆小头中心到连杆质心的距离。 3）连杆组绕活塞销中心转动的切相加速度产生的惯性力Pc3，它作用于连杆质心且垂直于连杆轴线。 Pc3 = -mcla1= (12)4）连杆变速旋转的角加速度产生的惯性力矩Me。Me= -Ic1=Ic(1 2)sin(1-2sin2)3/2 (13)式中 Ic 连杆组绕其质心的转动惯量。曲轴离心惯性力Pq的方向始终沿着曲柄半径而背离旋转中心 Pq=- mqrq2 (14)式中 mq 曲轴的质量； rq 曲轴的质心到曲轴旋转中心的距离。2.3 简化后的机构受力分析 由以上分析可以看出，曲柄连杆机构的惯性力分析，特别是连杆惯性力的计算非常繁琐，在以往的理论设计和计算中往往加以简化，即用几个适当配置的集中质量来代替分布的质量，曲柄连杆机构复杂的惯性力系简化为曲轴的离心惯性力和活塞的往复惯性力4。2.3.1 机构运动件的质量换算曲柄连杆机构的所有运动零件按运动性质可分为三组:（1）活塞组。活塞组包括活塞、活塞环、活塞销及其附属零件，其沿气缸轴线作往复直线运动，每点的运动状态一样，认为其质量集中在活塞销中心，并以m表示: m= mi (15)（2）连杆组。连杆组由连杆及附件(连杆轴瓦、连杆螺栓等)组成，它作复合平面运动。连杆组质量换算的原则是保持系统的动力学等效性，实际计算中为了简化起见，通常用静力等效原则将连杆组件的质量换算为连杆大头和连杆小头质量。mc = m1+ m2 (16)m1la = m2lb (17)联立解得: m1 = (18)式中 m1 连杆小头的换算质量；m2 连杆大头的换算质量；lb 连杆大头中心到连杆质心的距离。(3)曲轴。曲轴包括曲柄销、曲柄臂、主轴颈等，其绕曲轴轴线作旋转运动。一般将曲轴质量换算到曲柄销中心上，换算原则是离心惯性力相等，即换算质量的离心惯性力与实际不平衡质量的离心惯性力应该相等。曲柄销的换算质量ma即为曲柄销的实际质量ma:ma= ma (19)曲柄臂的换算质量mb:mb=mbr (20)式中 mb 一个曲柄臂的实际质量;mb 换算到曲柄销中心的一个曲柄臂质量; 曲柄臂的中心与曲轴旋转中心的距离。主轴颈的换算质量为零。因此，单曲柄的换算质量mk为:mk=ma+2 mb=ma+2mbr (21)其中单个曲柄由两个曲柄臂组成。（4）曲柄连杆机构的当量质量。经过以上换算，曲柄连杆机构简化为无质量的连杆和集中在活塞销中心和曲柄销中心的两个集中质量。如图3所示: 图3 曲柄连杆机构换算系统 Fig. 3 Conversion system of Crank-rod mechanism其中:往复运动质量:mj =m+ m1 (22)旋转运动质量:mr= mk + m2 (23)2.3.2 简化后的机构受力分析把曲柄连杆机构运动件的质量简化为两个集中质量mj和mr后，机构的惯性力简化为两个力:往复惯性力和旋转惯性力。受力简图见图3。l)往复惯性力Pj的方向始终沿着气缸中心线，与活塞加速度a的方向相反，正向指向曲轴旋转中心。Pj= -mja (24)根据活塞加速度a的级数表达式通常把Pj分解成若干级的三角函数之和:Pj= Pj+ Pj+ Pj+ (25)在实际计算中一般只取前两项:Pj Pj+ Pj (26)式中 Pj=-mja=-mjr2cos，称为一级往复惯性力;Pj=-mja=-mjr2cos2，称为二级往复惯性力。2)离心惯性力Pr的方向始终沿着曲柄半径且背离曲轴旋转中心。Pr=-mrr2 (27)3 曲柄连杆机构的有限元理论基础3.1 有限元法基本思想有限元法基本思想可从力学和数学两个角度来分析。从力学角度来看，就是通过离散化的手段，把复杂的连续体变成离散单元；从数学角度来看，就是通过离散手段，把偏微分方程或者变分方程变成代数方程求解。离散就是把要分析的某连续体人为地分割成有限个单元，单元间通过顶点的节点连接起来。复杂的连续体经此离散化，可视为若干单元的组合体。对每个单元，选取适当的插值函数，使得该函数在子域内部、子域分界面上(内部边界)以及子域与外界分界面（外部边界）上都满足一定的条件8。单元组合体在己知外载荷作用下处于平衡状态时，列出一系列以节点位移为未知量的线性方程组。利用计算机解线性方程组获得节点位移后，再用弹性力学的有关公式，计算出各单元的应力、应变，当各单元小到一定程度，那么它就代表连续体各处的真实情况。有限元法应用于内燃机工程的目的可分为两类:一类是进行结构分析，内燃机的一些零部件可能发生损坏，用有限元法分析和研究结构损坏的原因，找出危险区域和部位，提出相应的改进设计措施。另一类是进行结构设计，在进行内燃机的结构设计时，可以预先对一些可能的结构方案进行有限元分析计算，再根据对计算结果的分析和比较，选取最佳的合理方案。有限元法在内燃机工程上的运用，缩短了内燃机的开发周期和成本，提高了内燃机的可靠性、经济性。内燃机大部分零件结构复杂，工作环境恶劣，而且所受载荷类型也各不相同，所以，这些零件的结构分析和设计是一件非常困难的工作。传统的设计方法所用的理论公式很难准确地反映出这些复杂零件的实际运行状况。由于计算机的出现，使内燃机结构分析和设计的多种新理论和方法得以推广应用。有限元法是一种强有力的数值计算方法，在结构形状和所受载荷类型相当复杂的情况下，它都可以进行求解，并能得到较准确的结果。因而有限元法被广泛地运用在内燃机工程设计、计算中，成为工程应用的一个重要内容。3.2 有限元法的特色1）整个系统离散为有限个元素。2）利用能量最低原理与泛函数值定理转换成一组线性联立方程组。3）处理过程简明。4）线性、非线性均适用。5）整个区域做离散处理，需庞大的资料输出空间与计算机内存，解题较耗时。6）无限区域的问题较难仿真。3.3 有限元解题的过程3.3.1 结构离散化将要分析的结构分解成有限个单元体，并在单元体的指定点设置节点，把相邻的单元在节点处连接起来组成单元的集合体，以代替原来的结构6。3.3.2 选择位移插值模式在结构的离散化完成后，就可以对单元进行分析。此时，为了能用节点位移来表示单元体的位移、应变、应力，在分析连续体问题时，必须对单元中位移的分布做出一定的假设，即假定位移是坐标的某种简单函数，这种函数称为位移模式或位移插值函数。根据所选的位移模式，就可以导出用节点位移表示单元内任一点位移的关系式，其矩阵形式是：f=N (28)式中f是单元内任一点的位移矩阵；为单元的节点位移矩阵；N为函数矩阵，其中的元素是位置坐标的函数。3.3.3 分析单元的力学特性位移模式确定后，就可以进行单元力学特性的分析，它包括以下三部分内容：1) 用几何方程，由位移表达式导出节点位移表示单元应变的关系式=B (29)式中，是单元内任一点的应变矩阵。2) 利用物理方程，由应变的表达式导出节点位移表示单元应力的关系式=DB (30)式中，是单元内任一点的应力矩阵；D是与材料有关的弹性矩阵。3) 利用虚功原理建立作用于单元上的节点力和材料之间的关系式：R=K式中，K为单元刚度矩阵，K也可以写做K =BTDBdxdydz (31)上式的积分应遍及整个单元的体积。4）计算等效节点力5）集合所有单元的刚度方程，建立整个结构的平衡方程这个集合过程含有两方面的内容：一是单元的刚度矩阵集合成整个结构的整体刚度矩阵；二是将作用于各单元的等效节点力矩阵集合成总的载荷矩阵。由此可得到整体刚度矩阵K,载荷矩阵R以及整个物体的节点位移矩阵表示的整个结构的平衡方程：R=K (32)这些方程还应考虑几何边界条件，作适当修改后，才能解出所有未知节点的位移。6）求解未知节点的位移和计算单元应力一般完整的有限元程序包含前置处理(Preprocessing)、解题程序(Solution)和后置处理(PostProcessing)。 图4 有限元分析的流程图 Fig. 4 Flowchart of FEA(finite element analysis)4 连杆的结构设计4.1 连杆长度的确定为使发动机结构紧凑和轻量化，应当根据发动机的总体布置，保证连杆在运动时不与其它机件相碰的条件下具有最短长度。通常，连杆长度以r/l来衡量，常用范围是1/3.2-1/3.8。从理论上分析，连杆缩短会使活塞侧压力加大，可能增加活塞与气缸的摩擦和磨损。但是根据经验，直到l/3，这种影响并不大。根据活塞行程以及取值确定连杆长度12。4.2 连杆小头结构现代高速内燃机普遍采用浮式活塞销，连杆小头在传力过程中相对于活塞销往复摆动。实践表明，连杆小头到杆身的过渡部是薄弱部位，该处的应力集中大。为了缓和应力集中，宜用二圆弧或三圆弧过渡。另外，为了润滑轴瓦和活塞销，在连杆大小头钻有集油孔或铣有集油槽，用以收集发动机运转时被激溅上来的机油，以便润滑。另外，连杆材料对应力集中比较敏感，所以在钻集油孔的时候要有倒角，避免应力集中。4.3 连杆杆身结构连杆杆身普遍采用刚性较好的工字形断面。考虑到连杆的弯曲应力，一般把杆身断面H从小头向大头逐渐加大，Hmin/Hmin值最大到1.3左右。在杆身到大、小头的过渡部用足够大的圆弧相连，以缓和应力集中。4.4 连杆大头结构连杆大头与连杆盖的剖分面用平切口，用特制的连杆螺栓连接，连杆螺栓要求有足够的疲劳强度。连杆盖和连杆大头是组合镗孔的，为了防止装配时出现配对错误，在同一侧刻有配对记号。连杆大头上铣有连杆轴瓦的定位凹坑。平切口的连杆盖与连杆大头的安装定位，是利用连杆螺栓上精加工的圆柱部分、与经过精加工的螺栓孔的配合来保证。 拉伸 压缩 图5 连杆简化受力图 Fig. 5 Diagram of stress analysis of simplified connecting rod5 连杆的有限元分析5.1 建模方案的确定连杆的功用是将活塞承受的力传给曲轴，并将活塞的往复运动转变为曲轴的旋运动。连杆小端与活塞销连接，同活塞一起作往复运动；连杆大端与曲柄销连接，同曲轴一起作旋转运动，因此在发动机工作时连杆作复杂的平面运动1。连杆工作时，主要承受由活塞传来的气体压力、活塞组件和连杆本身运动的惯性力、连杆螺栓的预紧力、小端衬套与大端轴瓦的过盈力。这些力都是处于连杆的摆动平面内。而且这些力沿连杆厚度方向上可以认为是均布的，在垂直连杆摆动平面的方向上又无其它外力作用，所以，连杆本身建模时可以简化为平面应力问题，由于连杆工作时的危险点常在连杆大、小端与杆身的过渡处，如果按二维平面问题进行建模，将其简化为平面应力问题来计算，那么“工”字形梁的结构就会发生改变，其承受载何的能力必然也会受到影响，最终导致最后的分析结果与实际结果有很大偏差，不利于后续研究优化设计的开展。如果采用三维立体建模，可以显著改善二维平面有限元分析的不足，模拟更加真实，提高了分析结果的可靠性。 本文所研究的连杆取自 4V-105 柴油机，它的形状不规则，所以本文对此连杆采用三维立体建模。分析模型包括连杆体、连杆盖和连杆螺栓、衬套与轴瓦，因为连杆大端是剖分的，连杆盖用螺栓紧固，为使结合面在任何转速下都能紧密结合，连杆螺栓的拧紧力矩必须足够大，另外本连杆的优化设计主要针对杆身，连杆受力是通过加在连杆模型各节点上的惯性力和加在连杆衬套、轴瓦内表面的载荷的合载来计算分析的。由于连杆的形状不规则不对称，故选取整个连杆来建立模型。由于只考虑连杆整体的受力，对不影响结果和对结果影响较小的部分，如油孔、过渡圆角、定位槽等进行简化或忽略不计。首先利用PRO/E软件建立连杆的实体模型，通过PRO/E与ANSYS数据无缝连接的方法，实现将连杆导入ANSYS软件中。对不同区域设定合理的单元长度，选用四面体四节点单元，由程序自动进行有限元网格划分，在结构的接触面之间设置接触单元以模拟接触效应。PRO/E与ANSYS无缝连接好如下图： 图6 PRO/E与ANSYS无缝连接图示Fig. 6 Diagram of seamless connection of PRO/E and ANSYS在内燃机工作时，连杆作复杂的平面运动，它受到的力是周期变化的。本软件模拟最恶劣的工况进行计算，即把连杆的受力状态固定在工况最恶劣的瞬时，化为在静力作用下的应力分析问题来处理。在连杆的两个侧面并无外力作用，连杆的长度又远大于厚度，因此，本软件把连杆的应力分析问题简化为变厚度的应力问题来处理。5.2 连杆模型的建立5.2.1 实体模型的建立连杆模型取自 4V-105 柴油机，属斜切口连杆。几个主要的尺寸为大小孔中心距 210mm，大端孔直径 70mm，小端孔直径 36mm，小端厚度 29mm，大端厚度29mm，杆身厚度 22mm。图7所示为 4V-105 柴油机连杆初始设计图。图 7 4V-105柴油机连杆初始设计图Fig. 7 The original design of connecting rod in 4V-105 diesel engine根据初始图的尺寸，就可以利用PRO/E软件建模，然后将模型导入ANSYS。图8即为导入的连杆模型。 图 8 4V-105连杆模型Fig. 8 The model of connecting rod in 4V-105 diesel engine 5.2.2 定义单元类型有限元的基本点在于将实体离散为有限自由度的一个个单元，每个单元在内部遵从一定的位移模式，而在各单元的连接处保持连续。对不同的问题，需要应用不同特性的有限元单元，以反映其特点，从而达到最佳的分析效果。在 ANSYS 单元库中有 100 多种不同类型的单元，不同的单元类型决定单元的自由度、代表不同的分析领域、单元是属于二维空间还是三维空间等特性。由于此连杆三维模型不规则，所以选取单元为三维实体单元。三维单元又分为六面体单元和四面体单元，考虑到体的自由网格划分只能使用四面体单元，故选用能较好模拟物体形状的自由三维四面体单元类型为 SOLID92。SOLID92 是三维二次四面体单元，适用于不规则模型的建模：具有塑性、蠕变、应力强化、大变形和大应变功能。该单元有 10 个节点，每个节点有 X、Y、Z 共 3 个平动自由度。5.2.3 定义实常数实常数是依赖于单元类型的特性，比如梁单元的横截面特性。不同的单元类型，需要指定不同的实常数。但并不是对所有单元类型都要定义实常数。对于本模型中的 SOLID92 单元，无需定义实常数。5.2.4 定义材料属性根据应用范围的不同，材料可以是线性或非线性，各向同性、正交异性或非弹性的，它们不随温度变化或随温度变化。此处定义连杆和连杆盖的材料均为各向同性的线弹性材料 40Cr，弹性模量为 2.11105MPa，泊松比为 0.3，其屈服强度 800MPa ，强度极限为 1000MPa，密度为 7800kg/m3。5.2.5 网络的划分网格的划分就是将几何形状离散成称之为单元或网格的小块。进行网格划分控制的设置在整个有限元分析过程中是至关重要的，在该步骤中所进行的设置将会影响到有限元分析过程的精度以及经济性。ANSYS 为用户提供了强大的网格划分控制工具。ANSYS 本身对于网格划分的默认控制就可能产生高质量的分网，在这种情况下，用户不需要特别地指定网格划分控制。在 ANSYS 中有两种网格划分方法：自由网格划分和映射网格划分。自由网格划分对于单元形状没有特殊的限制，也没有指定的分布模式，而映射网格划分则不同，不仅对于单元形状有所限制，单元排布模式也有特殊的讲究。由于本文所分析的连杆形状不规则，单元形状也不规则，故对此连杆采用自由网格划分方式。在自由分网中，单元的默认尺寸是由 DESIGN 命令设置的。但是，如果不是处于特殊需要，而特意地使用 DESIGN 命令设置分网的默认尺寸，则最好使用 SmartSize 功能。SmartSize 是 ANSYS 所提供的强大的自动分网工具，有自己内部计算机制，使用SmartSize 在很多情况下更有利于在网格自动生成的过程中生成形状合理的单元。SmartSize 的控制可分为基本、高级两种方法。所谓基本控制也就是简单地指定 SmartSize的分网水平即可。SmartSize 的分网水平值处于 1一 10之间。考虑到本文所分析的连杆没有什么特殊要求，故使用自由网格划分中的 SmartSize工具。选取分网水平值为 6。首先，定义将要划分的网格单元为 SOLID92，对整个连杆模型划分网格，共得到 36338 个体单元和 55942 个单元节点。图 2.5 显示了连杆在SmartSize 尺寸水平为9下的网格划分结果。图 9 连杆网络划Fig. 9 Division of connecting rods on the Internet5.3 连杆载荷的计算在连杆的有限元计算中，处理作用于连杆上的载荷是一件极为重要的工作。由于作用于连杆上的载荷系统一般都比较复杂，特别是某些载荷沿边界的分布规律难以用理论或测量的方法来确定，而往往是采用一些假定的分布规律来模拟。因此，如何正确的模拟这些载荷的分布规律，是有限元法计算中不容忽视的问题。由于连杆与衬套、轴瓦、螺栓为一装配体模型，所以考虑连杆衬套、轴瓦过盈装配及拧紧螺栓产生的预紧力。连杆受到4种力的作用：作用于活塞的气体作用力；活塞组件的惯性力：活塞组件中所有零件 (包括活塞、活塞环、活塞销、活塞销卡环)均作变速往复直线运动；连杆自身的惯性力；预紧力。4V-105 柴油机连杆工作时，承受的应力是周期性变化的，一般情况下，应选择连杆承受最大拉力和最大压力两情况进行分析，以便得到两情况下的应力和变形分布情况，同时利用此计算结果来近似地进行连杆疲劳强度的计算，为其改进和设计提供可靠的依据，连杆在工作过程最大载荷出现在进气冲程开始的上止点附近(最大拉应力)和膨胀冲程开始上止点附近(最大压应力) 。因此本文取连杆的这两个位置进行应力分析。由于本人知识水平的有限，本设计仅对连杆所受气体作用了和惯性力进行计算、并加载分析。5.3.1 气体作用力的计算在做功行程中，连杆受到由活塞、活塞销传过来的最大爆发压力。对连杆来说，施力物体是活塞销加载时把最大爆发压力作用在活塞销上方。连杆处于最大压缩状况时，曲轴转角为 90，这时候作用于连杆的力有：最大燃气爆发压力、曲轴箱内气体压力、活塞组的往复惯性力、连杆的惯性力。小端在压缩工况下工作条件最恶劣，因而也就是最危险的。表述做功冲程的气体压力函数时考虑到每一个做功冲程运行时间很短，只有约 0.01秒，故将工作冲程看作是气体多变过程。气体变化的压力用以下公式表示：Fs=PbD24Vc/Vc+D24R(1-cos(100T)n1-860 (33)式中，Fs 单位为 N；Pb为工作冲程的爆发压强：9MPa（约 90 个大气压）；Vc 为气缸燃烧室容积：4 .510-5m3；D24为气缸截面积；R 为曲轴曲柄回转半径为 0.06m；T 为时间变量；n1为做功冲程时的绝热指数为 1.18；工作冲程末端压强为 216684Pa。5.3.2 连杆的惯性力连杆是一个作高速复杂平面运动的构件，它的静力分析模型还不能完全真实地反映连杆在工作时的受力情况，因此，有必要对连杆结构的静力分析模型作进一步的改进。在改进连杆结构的分析模型时，采用动力分析的有限元法进行连杆的结构计算分析是最理想的。但是，这种计算由于连杆牵连运动的复杂性而较为复杂。因此，需要寻求一种实用的静力分析的改进模型。连杆准动态分析模型是在其静态分析模型的基础上，是通过考虑其体积力而对载荷作重新计算和处理所得到的3。根据达朗贝尔原理，只要在作用于连杆的力系中，引入相应的惯性力 (即体积力)，就可以将求解连杆的动力问题化为相应的静力问题。5.3.3 连杆大小端的载荷的等效计算连杆推力方向是沿连杆中心线作用在连杆上的力，它反映连杆承受载荷情况，由于连杆是通过活塞销与活塞连接的，因此活塞销将自身承受的合力传给了连杆（主要是活塞承受的气体压力）。当合力为正值时，连杆受压，产生压缩应变；当合力为负值时，连杆受拉，产生伸长应变。根据连杆受力公式： Pc= P /1-2sin2 (34)Pc为活塞销合力;为曲柄半径与连杆长度比, =0.2857;为曲柄转角, =75.5，代入、的值后，可得出连杆受力。经过换算，加载时采用最大压力大小为61877N、最大拉力大小为12517N进行准静态分析。连杆大端、小端的载荷为非均布载荷，精确地确定该载荷分布规律是一件复杂的工作，往往需要进行一些较复杂的计算，譬如采用接触问题的有限元法进行计算。但在实际工作中，往往可以根据大量的实验和理论分析，在保证计算精度的前提下，用一些近似的分布规律代替那些复杂的未知分布规律。在动力机械的有限元计算中，一般认为作用在轴承或轴上的载荷沿圆周按余弦规律分布。（1）最大压缩工况。载荷 Pmax计算公式为公式： 202PmaxR29sind=61877 (35)式中，把大端轴瓦内孔 R=33mm 代入，求得大端轴瓦内孔最大分布载荷：P1max=61877/（22933）=32.33MPa (36)小端衬套内孔 R=17mm 代入求得小端衬套内孔最大分布载荷：P2max=61877/（22917）=62.75MPa (37)（2）最大拉伸工况。相应的最大分布载荷 Pmax计算公式为公式： 202PmaxR29sind=12517 (38)式中，把大端轴瓦内孔 R=33mm 代入，求得大端轴瓦内孔最大分布载荷： P1max=12517/（22933）=6.54MPa (39)小端衬套内孔 R=17mm 代入求得小端衬套内孔最大分布载荷：P2max=12517/（22917）=12.69MPa (40)5.4 连杆有限元模型的加载与求解 在连杆的有限元计算中，处理作用于连杆上的载荷是一件极为重要的工作。由于作用于连杆上的载荷系统一般都比较复杂，特别是某些载荷沿边界的分布规律难以用理论或测量的方法来确定，而往往是采用一些假定的分布规律来模拟。本文考虑连杆为一装配体模型，连杆受力是加载在连杆衬套、轴瓦内表面上，在连杆大小端和衬套、轴瓦采用接触的方式加载。连杆既是传力构件又是运动构件，其受力情况很复杂 ，而连杆失效多为在周期变化的外力作用下的疲劳破坏 ，故连杆的计算应考虑预紧、最大惯性力和最大燃烧压力3种工况 ，以获取在危险工况下连杆应力和变形的分布情况。计算出了连杆的惯性力和作用在大小端内表面的载荷以后，要把它们施加到连杆的模型上。有两种加载方法：直接在实体模型上加载和在有限元模型上加载。有限元分析中的载荷，根据分析对象的实际情况，载荷可以直接加在实体模型上，也可以将载荷加在有限元模型上，如加在节点或单元上。如载荷加在实体模型上，在有限元分析过程中，程序会自动将载荷转化到节点和单元上。由于连杆做复杂的平面运动，受力较复杂，不容易直接在实体模型上加载，所以加载到连杆的有限元模型上。由于连杆上各点的惯性力的大小、方向各不相同，所以连杆的惯性力是分别加到每一个节点上的。作用在大小端内表面的载何是作为表面压力施加在大小端内表面上的。有限元计算涉及到的数据类型多，数据量大，产生的结果数据量也大而复杂，对输入信息的检查核对、结果数据的理解的难度迫使人们去探求更新的软件技术，科学计算的可视化技术正是在这一背景下发展起来的软件技术，它凭借计算机自身及其配套设备的图形和图像形式，可以使用静态的或是动态的画面，并可以交互式的呈现于研究者和工程师的面前，以加快与加深它们对被模拟的对象的分析和理解。所有的计算及结果可视化处理工作都在 ANSYS 分析软件上完成。在 ANSYS 软件的后处理 (General Post Processor)中，用户要查看节点或单元的计算结果，有三种方式可以实现：(1)用等值线 (Contour Plot)的方式 (包括彩色云图或等值线)；(2)采用矢量方式 (Vector Plot)；(3)采用文本文件的方式 (可以显示或保存)。同时，该软件也可以用图示或列表方式来显示用户所定义截面(ANSYS 称为路径操作-Path Operation)上节点计算结果的分布。5.4.1 边界条件的处理构有限元分析的误差主要来源于边界条件的处理不当，而不在于有限元单元的离散误差。针对连杆，位移边界条件包括消除连杆整体模型的刚体位移和解决位移函数在边界上的初始条件两方面，消除刚体位移时，选择杆身中间部分的若干结点，选择ALL DOF(各方向位移)，施加各方向位移约束，在Displacement value文本输入框中输入0，单击OK。由于连杆几何形状相对于其摆动平面对称，为减小计算规模，取 1/2 连杆模型进行计算。在模型的对称剖分面上施加对称约束，如图10所示： 图 10 杆模型的对称剖分面上施加的对称约束Fig. 10 Symmetry constraint on symmetrical section of rod model载荷边界条件：连杆工作时主要受爆发压力、往复惯性力和装配预紧力，作复杂的平面运动。计算时，把连杆的受力状态固定在工况最恶劣的瞬时，用动静法进行分析。所以模拟计算时，固定约束曲柄销的中心线，在衬套上施加载荷，而轴瓦约束力正好与衬套上的力平衡。最恶劣工况的拉力或压力都是由活塞销(或连杆轴颈)通过衬套(或轴瓦)传递给连杆的小端或大端的。5.4.2 最大压缩工况求解连杆在发动机运行时处于拉伸、压缩交替变形状态，最大压力情况发生在膨胀冲程开始的上止点位置附近，此时连杆主要承受缸内燃气的爆发压力以及零件运动的惯性力。根据计算，连杆总载荷最大值为61877N，连杆杆身和小端过渡处最小横截面积约为480mm2。不考虑应力集中影响情况下，如果按材料力学应力公式（p=P/A）计算杆身和小端过渡处最小横截面积处最大应力值为： p=P/A=129 MPa (41)在确定了连杆大小端的总载荷以后，按上面所述规律把连杆大小端的力施加到连杆大小端孔轴瓦、衬套的内表面，杆身的惯性力施加到每一单元上。按上述加载及约束条件使连杆的受力及约束接近其实际工况，并且没有刚体位移。作用在大小端轴瓦、衬套内表面的载荷是作为表面压力施加在大小端内表面上的。上文已经计算出了大小端作用力合力的大小和方向，选取大小端轴瓦、衬套内表面为施加表面载何的面，这样就完成了大小端轴瓦、衬套内表面载何的施加。其中，最大压缩工况计算出的大端轴瓦内孔最大分布载荷 P1max为： P1max=61877/（22933）=32.33MPa (41)小端衬套内孔最大分布载荷 P2max为： P2max=61877/（22917）=62.75Mpa (42)大小端施加表面载荷后如图11所示：图11连杆大小端施加表面载荷图示Fig. 11 Diagram of both ends of connecting rod with load力的约束和加载完成之后，选择分析类型：STATIC 静力/稳态求解。在main menu中选SolutionSolveCurrent LS,开始求解。求解完成后，出现Solution is done字样，就可以通过POST1来处理和显示所需要的结果数据。选择General Postprocplot ResultContour PlotNodal Solu,打开Contour Nodal Solution Date对话框；在Item to be contoured域左边的列表中选择Stress选项，然后在右边的列表中选择von Mises stress选项，此时在显示窗口中出现等效应力云图。在列表中选择DOF Solution选项，然后再选择X-Component of displacement，则会显示X方向的位移云图。如果在列表中选择StrainTotal Strainvon Mises total strain, 则会在显示窗口