连杆小头油孔的加工偏差对安全性的影响

连杆小头油孔的加工偏差对安全性的影响

0加工偏差对小头油孔加工的影响在运营过程中，一台发动机发生了变形事故，导致活动箱、盖、框架和弹簧变形，造成严重的经济损失。连杆断裂表面的断口分析表明,裂纹是从连杆小头油孔处开始开裂的,在连杆力的交变拉压作用下扩展,最终造成了小头孔的撕裂,连杆结构如图1所示。对破坏连杆材料的金相分析表明,材料无缺陷,材料组织符合设计要求。对同机的其他连杆小头油孔处的加工尺寸检测表明,由于没有对小头油孔的加工精度进行严格控制,油孔的加工尺寸产生了图2所示的偏差:油孔锥形锪孔的开口直径D的变化范围为14~18mm;锥形锪孔与直孔中心线偏转角θ的变化范围在0°~0.6°之间;锥形锪孔与直孔过渡圆角几乎没有,并且此位置由于采用了先用90°锥角刀具锪底孔,再采用120°锥角刀具锪到设计尺寸的加工方法,结构上形成了两道楞的台阶,台阶左右两侧的高度分别为H2和H1;锥形锪孔表面粗糙度的变化范围在Ra3.2~Ra8.0。由于小头油孔的加工精度没有达到设计指标,因此考虑小头开裂是加工偏差造成的,根据柴油机的工作时间推算,断裂连杆的工作载荷循环次数已经超过3×107循环,因此连杆的破坏为高周应力疲劳破坏。目前对连杆进行疲劳可靠性评价常用的方法有试验分析法和有限元分析法,其中有限元分析方法具有经济快捷的优点。用有限元分析方法获取连杆的工作应力,再采用结构的疲劳寿命分析理论进行连杆的寿命预测已经对工程设计具有较强的指导作用。因此,本文采用有限元分析软件,结合结构的疲劳安全性分析理论,对连杆小头油孔处可能出现的加工偏差状态下的结构疲劳安全性进行预测,并将各种情况下的疲劳安全系数进行对比,为连杆小头油孔加工过程中必需的工艺控制提供理论依据。1计算单带头痛的电压1.1偏差结构方案根据小头油孔处的尺寸检查情况,制定出表1所示的几种可能出现的加工偏差结构方案作为分析方案,方案中字母代表的结构尺寸见图2,此时120°锥孔与直孔中心线的角度偏差θ为±0.6°。在这些方案的基础上分别考虑油孔表面粗糙度为Ra3.2、Ra6.3和Ra8.0的加工状态。1.2有限元模型建立采用ANSA有限元前处理软件进行了三维零件的几何清理和简化,生成了有限元分析用几何模型。模型包括连杆体、大头盖、连杆螺栓、连杆轴瓦、小头衬套、活塞销和曲轴的连杆轴颈部分。考虑材料的弹性模量和泊松比,采用四面体二次单元进行了零件网格划分,并建立了有限元装配模型,装配后的有限元模型网格如图3所示。连杆材料为35CrMo,其拉伸强度极限为924MPa,弹性模量为2.06×105MPa,泊松比为0.3。在试棒直径为20mm时得到应力比为-1时光滑试样材料99%存活率的弯曲载荷疲劳极限为397MPa。其他零件的材料物理特性参数如表2所示。1.3接触边界条件对连杆轴颈的两个断面进行了固定约束,连杆大头通过与连杆轴颈的装配关系进行约束,对连杆小头节点进行了位移协调约束,限制连杆绕连杆轴颈的转动。在模型中建立了连杆体和大头盖、连杆螺栓和连杆体及大头盖、连杆轴颈和轴瓦、轴瓦和连杆大头孔、连杆小头孔和小头衬套、小头衬套和活塞销之间的接触边界条件,装配中的间隙和过盈量按照设计值确定,以此完成接触模拟。根据曲柄连杆机构的动力学分析结果,连杆在一个工作循环中承受的最大拉力处于排气行程的活塞上止点位置,为41kN;最大压力处于做功行程的缸内最高燃烧压力位置,为180kN。因此可以根据连杆的两个极限载荷状态计算连杆在最大受拉工况和最高燃烧压力工况的两个极限位置应力状态。连杆在安装状态下主要承受螺栓预紧力及连杆轴瓦和小头衬套装配时产生的过盈力。此连杆的每个螺栓拧紧后的拉力为95kN,通过在螺栓上定义螺栓单元实现;连杆轴瓦和小头衬套的装配压力通过装配过盈量来实现;连杆承受的最大拉力和最大压力分别施加于活塞销两端的活塞销座位置,通过活塞销与连杆小头的接触关系将力传递给连杆。1.4应力分布特征针对各个方案连杆,计算了其在最大受拉状态和最大受压状态下的应力,重点考察了小头油孔部位的应力,油孔在小头孔外侧的应力高于小头孔内侧的应力,并且高应力位置的应力随着连杆载荷的变化在拉应力和压应力之间周期变化,其应力变化和分布见图4和图5,结果如表3所示。与原设计相比较,无圆角结构平均应力降低0.70MPa,应力幅上升6.15MPa;无圆角、深孔结构与比原设计相比平均应力上升2.09MPa,平均应力幅上升6.54MPa,比无圆角结构平均应力上升2.79MPa,平均应力幅上升6.54MPa;锥孔轴线内偏结构使得平均应力和平均应力幅略有降低;锥孔轴线外偏结构使得平均应力和平均应力幅略有增加。2拉压疲劳极限的确定前文得到的是连杆材料标准试棒在直径为20mm、应力比为-1时光滑试样材料99%存活率的弯曲载荷疲劳极限,而连杆油孔的高应力部位在工作时是典型的拉压交变应力,因此首先应将弯曲疲劳极限转化为拉压疲劳极限。由于拉压疲劳极限σ-1p=0.85σ-1,式中σ-1为弯曲疲劳极限,所以连杆材料99%存活率的拉压载荷对称循环疲劳极限为337.45MPa。材料的疲劳极限只能代表标准光滑试样的疲劳性能,而连杆结构和表面的加工状态与材料试棒有差异,因此需要考虑影响连杆结构疲劳性能的因素,对计算得到的连杆名义应力进行修正。2.1尺寸效应的大小用尺寸系数疲劳强度随零件尺寸增大而降低的现象称为尺寸效应,零件的尺寸对疲劳强度影响很大,尺寸效应的大小用尺寸系数ε表征。尺寸系数一般由试验曲线确定,对于承受拉-压载荷的试样,当试件直径d>30mm时,尺寸系数取ε=0.9。连杆油孔断面厚度为10mm,断面宽度为40mm,所以取连杆油孔处尺寸系数ε为0.9。2.2表面粗糙度对应力集中系数的影响连杆的加工工艺对连杆的疲劳强度有很大的影响,零件表层存在着切削刀痕等各种加工缺陷,这些缺陷会产生应力集中,使疲劳极限下降。表面粗糙度越高,应力集中越严重;材料拉伸强度越高,表面粗糙度对应力集中的影响越严重。本文中的连杆采用高强度材料,小头油孔加工过程中没有采取强化工艺措施,也暂不考虑加工残余应力的影响,在此仅考虑表面加工粗糙度的影响。根据FE-SAFE公司提供的不同表面粗糙度随材料拉伸强度变化对表面应力集中系数的影响关系,连杆材料在不同表面粗糙度时对应的表面加工系数如图6所示。纵坐标β为表面加工系数。综合考虑上述因素,采用综合影响系数对连杆的计算应力进行修正,其表达式为综合影响系数表示了材料极限应力幅与零件极限应力幅的比值,因此零件尺寸和表面状态只对应力幅有影响,而对平均应力无影响。2.3疲劳特性分析采用Goodman疲劳极限线图评价连杆各个方案小头油孔的安全系数。Goodman疲劳极限线图见图7,其横坐标为平均应力,纵坐标为应力幅,直线AB为Goodman图线,其方程式为式中,σm为平均应力;σa为平均应力为σm时的疲劳极限应力幅;σ-1为对称循环应力下的疲劳极限;σb为材料的拉伸强度极限。图7中,C点为连杆上平均应力为σcm,应力幅σca为时的应力在Goodman图中的表达。C点在△ABO内,表示不发生疲劳破坏;在△ABO外,表示经过一定的应力循环后会发生疲劳破坏。经过C点做线段BC的延长线交纵坐标于D点,D点的应力幅为σ′-1,其为将C位置的非对称循环交变应力折算为对称循环应力后所对应的应力幅值,直线BD的方程式为因此,各个方案小头油孔处的结构疲劳安全系数为由于计算得到的应力幅需要修正,因此式(3)中的σa=Kσea,σm=σem,其中σea、σem分别为通过有限元计算得到连杆小头临界面正应力的名义应力幅和名义平均应力。综合式(1)、式(3)、式(4),考虑应力修正后的安全系数为采用上述的疲劳寿命模型和寿命修正方法进行全部方案的连杆小头油孔处的疲劳安全系数计算,各个方案的最小疲劳安全系数数值见表4。3确定锥孔开口尺寸以降低疲劳系数与原设计方案相比较,方案7的加工状态最恶劣,其安全系数下降了19.3%,影响了连杆工作的可靠性。从原设计方案1可知,表面粗糙度由Ra3.2变化为Ra6.3,疲劳安全系数比原设计值下降6.7%;表面粗糙度降为Ra8.0后,疲劳安全系数比原设计值下降了10.3%。因此表面粗糙度对疲劳寿命的影响很大。从原设计1和方案2可知,连杆小头油孔锥角与孔相贯线的圆角由原设计的R2减小为无圆角后,疲劳安全系数比原设计值下降了9.0%;表面粗糙度进一步降为Ra6.3时,疲劳安全系数比原设计值下降了15.1%;表面粗糙度降为Ra8.0时,疲劳安全系数比原设计值下降了18.3%。因此圆角对疲劳寿命的影响与表面粗糙度对疲劳寿命的影响同等重要。从原设计1和方案5可知,随着锥孔开口直径由14mm增大为18mm,无圆角时,表面粗糙度为Ra3.2时,疲劳安全系数比原设计值下降9.8%,与方案2相比疲劳安全系数下降0.8%;表面粗糙度降为Ra6.3时,疲劳安全系数比原设计值下降15.8%,与方案2相比疲劳安全系数下降0.7%;表面粗糙度降为Ra8.0时,疲劳安全系数比原设计值下降19.0%,与方案2相比疲劳安全系数下降0.7%。因此锥孔开口直径增大会使安全系数略微降低,对连杆小头的可靠性影响不大。比较方案2、方案3、方案4和方案5、方案6、方案7可知,在相同的开口尺寸时,锥孔轴线内偏会使安全系数略微增加,锥孔轴线外偏会使安全系数略微减小,但对连杆的可靠性都影响不大。综上所述,对于各种加工误差形态,首先应保证过渡圆角和表面粗糙度达到设计指标,对于加工深度和锥孔轴线偏差