发动机连杆有限元分析与疲劳分析

发动机连杆有限元分析与疲劳分析

作为发动机的重要部件和主要运动部件，该部件的可靠性和长度在很大程度上决定了发动机的可靠性和长度。长期以来,连杆工作的可靠性一直是人们在发动机研究和改进过程中关注的热点问题。近年来,随着发动机行业的发展和进步,传统的连杆分析方法越来越无法满足人们对于提高精细度的要求。而随着计算机的发展和有限元法的问世,人们开始对连杆进行日益精细的计算分析,并以有限元为基础研究出多种连杆计算分析方法。其中基于ABAQUS的有限元分析能较为准确地校核连杆的强度和疲劳,为发动机连杆的开发提供技术支撑,逐渐成为有限元分析的主流方法。1研究主题我们以某四缸四冲程发动机连杆为研究对象,进行有限元分析,其主要参数见表1。2联杆荷载分析连杆在工作的工程中受到周期性变化拉力、压力和惯性等力的作用,受力情况非常复杂,总的来说包括以下几种。2.1连续压调产生的变形螺栓在拧紧的过程中会对连杆大头的轴孔进行加工,所以,连杆大头在螺栓预紧力作用下会产生变形,进而影响连杆大头处的应力分布,这种变形必须控制在合适的范围内。在螺栓预紧力的作用下,连杆的疲劳特性也会发生一定的变化。本次校核的连杆,使用扭矩转角法将连杆螺栓打入屈服区,则螺栓预紧力的大小取决于屈服极限与最小截面积的乘积。2.2轴瓦衬套与连续元段盈量的影响连杆大头的轴瓦以及小头衬套和连杆安装时为过盈配合。装配过盈量会影响面压的大小,适当的装配过盈量能够满足抑制轴瓦、衬套与连杆之间相对滑动的要求,然而过盈量也会影响连杆应力的分布情况。装配过盈量的大小可由式(1)、式(2)求得:式中,h为周向过盈量,D0为测量模具的直径,P0为测量力,b为轴瓦或衬套的宽度,t为轴瓦或衬套的实际壁厚,t1为轴瓦或衬套的合金层厚度,α为折合系数,hy为余面高度,H为半径过盈量。2.3活塞环、45.连建议的惯性力在惯性力的影响下,连杆最大拉伸工况出现在接近排气行程终了上止点位置,此时连杆受到的拉伸力由活塞、活塞环、活塞销的总惯性力和连杆本身的惯性力组成。这种惯性力会影响连杆大小头的变形及其应力的分布情况。活塞、活塞环、活塞销的总惯性力可由式(3)和式(4)求得:式中,Mp为活塞、活塞环、活塞销的总质量,ap为活塞的加速度。连杆本身的惯性力Fc可由式(5)求得:式中,Mc为连杆质量,ac为连杆的加速度,该加速度可由连杆大、小头加速度插值法得到。连杆大头加速度ab和连杆小头加速度as计算如式(6)和式(7)所示:式中,r为曲柄半径,ω为曲轴角速度,λ为曲柄连杆比。2.4连续压最大压缩工况燃气压力作用在活塞上,经过活塞销传递而作用在连杆上。在燃气压力的影响下,连杆最大压缩工况在气缸最大爆发压力出现的位置。在这种工况下,连杆会发生很大的纵向变形,应力也有所增大。最大燃气压力的大小取决于最大燃气爆发压力与缸孔面积的乘积,方向指向大头中心。上述四种主要力相互作用,共同影响连杆的应力变化。3元强度分析的过程3.1大头盖-连环剂的有限元分析采用PROE建立的三维模型主要包括:活塞销、曲柄销、衬套、上下轴瓦、杆身和螺栓。由于连杆大头盖与连杆体间用螺栓紧密相连,而且本连杆采用涨断工艺,两部分能够很好地配合,因此有限元分析中,可以将连杆大头盖与连杆体二者看做一个整体。为了便于划分网格并保证网格质量,针对一些对结构受力影响不大的特征(如倒角、小孔、螺纹等)采取了简化处理,模型见图1。3.2土体划分使用Hypermesh软件对建立的连杆三维模型进行网格的划分,具体的内容包括:对活塞销、曲柄销、衬套、杆身和螺栓进行二阶四面体网格划分;对大头轴瓦进行8节点六面体划分,轴向9层,周向70层。共计划分单元67724个,节点数121863个,网格见图2。3.3发动机运转过程静力学分析我们使用准动态的模拟分析法,将动力学问题转化为静力学问题来分析。选择发动机运转过程中连杆所处的两个极限工况做模拟分析,即最大压缩工况和最大拉伸工况分析。用此方法可以简化动态分析的难度。3.4定义的影响计算结果的准确性连杆有限元接触条件、边界条件和载荷的定义会直接影响到计算结果的准确性。因此,在有限元模型的建立时,定义的内容应尽量与连杆实际的工作状况相吻合。3.4.1材料的定义各部分材料属性定义见表2。3.4.2小滑动接触的设置考虑到连杆各零件间相对滑动很小,符合接触面小滑动定义的标准。另外,许可条件下使用小滑动可以提高分析的效率,所以将螺栓法兰与连杆大头接触面、大头轴瓦与连杆大头接触面、曲柄销和大头轴瓦接触面、小头衬套与连杆小头接触面、活塞销与小头衬套接触面这五对接触面设置为小滑动接触。为简化计算,将活塞销、曲柄销设置为刚体。3.4.3定义边界条件考虑到连杆的工作情况,边界条件设置时,约束曲柄销6个自由度;约束活塞销5个自由度,沿气缸轴向自由。3.4.4u3000加工连杆在运动过程定义载荷为上述四种载荷,为了观察不同载荷分别对静应力的影响和不同载荷线性组合后对静应力的影响,将载荷设置分为以下四步进行。a.设置螺栓预紧力。b.加设大头轴瓦和小头衬套与连杆之间的过盈。c.加设惯性力。活塞、活塞环、活塞销的总惯性力通过活塞销传递给连杆,所以将其类型设置为集中力,加载在活塞销参考点上,方向为气缸轴向远离连杆大头中心方向。连杆本身惯性力类型设置为体积力,体载荷中给出的是单位体积上的力,加载在连杆体上,方向同上。d.加设最高燃气压力。最高燃气压力作用在活塞上,通过活塞销传递给连杆。所以也将其类型设置为集中力并加载在活塞销参考点上,方向沿连杆指向大头中心。3.5部位分布情况大量的实践表明,连杆的破坏主要发生在连杆大小头与连杆杆身过渡圆弧位置,此外还有可能在连杆大小头出现应力集中的状况。因此上述区域为强度计算结果的重点分析对象,而一些非重要区域的应力分布可以忽略。最大拉伸工况和最大压缩工况下连杆的应力分布分别见图3和图4。由图3可知,在最大拉伸工况下,应力较大的部位主要分布在连杆大头内部和小头内部,主要是由轴瓦、衬套与连杆的过盈和活塞组的总惯性拉力导致。其中最大的应力位置出现在连杆小头远离大头一侧的内表面边缘处上,最大的应力值为403.8MPa。C70S6材料的屈服极限为650MPa,该工况下最大应力值在屈服极限以内,满足静应力的要求。由图4可知,在最大压缩工况下,应力较大的部位主要分布在连杆杆身与大头圆弧过渡处、连杆杆身与小头圆弧过渡处以及连杆小头内部。其中最大的应力位置出现在连杆小头靠近大头一侧的内表面中部,主要受到燃气爆压的影响,最大的应力值为450.9MPa。该工况下最大应力值也在屈服极限以内,也满足静应力的要求。通过对比两种极限工况下连杆的应力分布状况可知,连杆小头内部在最大压缩工况和最大拉伸工况都会受到很大的应力,因此连杆小头的强度是应力校核的重点环节。同时,通过对比两种极限工况下连杆的最大应力值可知,最大压缩工况下的连杆应力高于最大拉伸工况下的连杆应力。其主要原因在于最大压缩工况时,连杆明显受到燃气压力的影响。4单凭连环线静应力来评价其安全性连杆在运动过程中主要承受拉伸、压缩以及弯曲等交变载荷的作用,周期性变化的力容易引发疲劳。所以连杆损伤一般是由于疲劳失效导致的,很容易因疲劳而断裂,这也是现实中连杆破坏的主要原因之一。所以单凭连杆的静应力来评价其安全性缺少一定的可信度。对连杆再进行一定的疲劳安全系数分析,可以全面地了解连杆的安全性,完善分析评价连杆的有限元体系。4.1到连续劳动系数分布将有限元强度分析所得出的连杆应力分布结果导入到FEMFAT软件中,得到连杆的疲劳安全系数分布,见图5。连杆疲劳安全系数较低的部位主要分布在连杆杆身与小头圆弧过渡处和连杆小头靠近大头一侧的内表面处。其中疲劳安全系数最小值出现在连杆小头靠近大头一侧的内表面位置,最小值为1.72。4.2基于约束的约束由连杆疲劳安全系数的计算结果可知,连杆小头是连杆上较易出现疲劳失效的部位。分析其产生的原因,可能有以下两点:a.活塞组的总惯性力和燃气压力都是通过活塞销作用在连杆小头上,所以小头受到很大拉伸和压缩交变载荷的作用,更容易发生疲劳而失效。b.连杆在运转的过程中可能会稍微倾斜,虽然倾斜幅度不大,但是会导致连杆小头的压力分布不均匀。此外加上活塞卡缸等意外情况出现的可能性,这就要求适当提高连杆的疲劳安全系数,进而提高连杆可靠性。由经验计算可知,一般连杆要求许用安全系数在1.5~2.5之间。本次校核中,疲劳安全系数最小值为1.72,故该连杆满足疲劳方面的设计要求。5疲劳系数的确定a.通过ABAQUS的有限元分析能够准确地预测连杆工作时最大应力及其位置、最小疲劳安全系数及其位置。通过上述分析可知,连杆最大应力为450.9MPa,最小疲劳安全系数为1.72,该连杆满足设计要求。b.在连杆运行的两种极限工况中,最大