汽车发动机连杆的优化设计

摘要自19世纪末以来，历经了无数代人的摸索与改进，如今的这门技艺已相当完善。发动机热效率高，功率大，转速范围宽，比质量低，是我国国民经济和国防事业发展的主要动力装置。但因其结构更为复杂，若仍沿用传统的机械力学手段，仅能粗略地反映其受力与变形状态，离更深入的研究需求还有很长的路要走。因此，采用基于有限元法的工艺软件对其性能进行研究，是当前比较先进的研究手段。接头是汽车发动机的核心零件，其结构参数直接关系到整车的容积和重量，其结构参数直接关系到发动机的工作和运行状态。尤其随着汽车发动机对动力性能及稳定性能的不断提高，对连杆工作条件的要求也越来越高。当前，有关这方面的研究已取得一定进展。因此，有必要建立一套实用、精确、可靠的分析手段，对该结构进行合理的结构设计和优化。关键词：发动机；接头；连杆

目录TOC\o"1-3"\h\u172361绪论 绪论自19世纪末以来，历经了无数代人的摸索与改进，如今的这门技艺已相当完善。发动机热效率高，功率大，转速范围宽，比质量低，是我国国民经济和国防事业发展的主要动力装置。但因其结构更为复杂，若仍沿用传统的机械力学手段，仅能粗略地反映其受力与变形状态，离更深入的研究需求还有很长的路要走。因此，采用基于有限元法的工艺软件对其性能进行研究，是当前比较先进的研究手段。发动机是一辆轿车的关键零件，可以说是一辆车的“心脏”，其中一根连接着发动机与活塞，通过将发动机的推力传给发动机，使其产生的动力转换成曲柄的转动，进而完成对外界的功。当连接杆的小端部分工作时，连接一个柱座与一个柱座，完成往复运动；在连接杆的大末端与曲柄轴连接，作旋转运动。杆身在面内作较为复杂的运动，受力情况较为复杂。在内燃机中，连杆是最主要的承载部分，它在运动时要承受活塞燃气的压强、往复的惯性力和它本身摆动而产生的惯性力，它们的幅值和方向均呈周期性变化。在使用过程中，由于活塞的强大推力和高速运转，使其产生弯曲和扭转等现象。在此条件下，不仅会造成活塞的拉缸，还会造成其他零件的非正常磨损，造成连接件的疲劳破坏，最终导致连接件的折断，从而导致用户的安全得不到保障，造成重大事故[2]。2连杆的优化设计及建模2.1连杆的设计根据其结构特点，将其分为三部分：大连杆头部分、连杆本体部分和连杆小头部分。连杆设计的基本步骤为：1、设计连杆的长度，即确定连杆的结构及型式；2、设计连杆小头的孔，其大小由与之相连的活塞的大小来确定；3、连杆机体的结构和尺寸设计：4、连杆大头孔尺寸设计：先进行曲柄的尺寸设计，然后再按曲柄轴的尺寸确定大头孔的尺寸，5、连杆螺栓尺寸设计，连杆结构的技术设计等。2.1.1连杆长度的确定连杆长度与整机的高低及连杆的摆角有关。若在连杆的设计中盲目增加其长度，则在汽缸内径及活塞行程不变的情况下，引擎总高度增加，连杆与曲柄的摆角也随之降低。因为连杆的摆角越小，在活塞两侧所承受的压力就越小，从而减少了由摩擦引起的汽缸功率损失，从而增加了引擎的功率和汽缸的使用寿命。然而，若一根杆的尺寸过大，其总质量就会变得很大，这主要是由于物体本身的惯性力强烈地依赖于物体的质量，所以在物体质量很大的情况下，惯性力也会随着物体质量的增大而增大。但从实际操作和相关试验中发现，实际上，柱塞缸套的长度对其磨损和损失没有明显的作用。因此有些地方，为了避免链条相互撞击，需要将链条做得很短。因此，在进行接头的设计时，应先确定接头的长度l，即：接头的大接头与小接头之间的距离。通常，通过连杆的比率（laminatedratio）=r/I决定，laminatedratio=0.24-0.3125。在该方案中，选取了la=0.26,r=45.5毫米，计算出l=175毫米。2.1.2连杆小头的结构设计因为杆的小端部通过活塞销与活塞相连，所以当柱塞做往复运动时，杆会有轻微的摆动。在摇摆过程中，杆上存在着两种类型的惯性力，即其本身的移动和活塞群的移动。所以，连杆的小头径大小与它的联接形式密切相关。柴油机普遍采用全悬浮式连接，即在室温下，各活塞接头具有合适的配合间隙，并能自由旋转。小端轴承座（轴承）装在轴承座的小头上，卡环则装在轴承座上的一个孔内。为此，在确定接头小头结构的结构参数时，应着重考虑两方面的问题：一是接头的结构参数的确定；二是要确保内支撑系统的平稳运行。由于连接件小头孔的内部直径由支承间距和柱塞的外径决定，所以要调整小头孔的轴线方向和柱塞的方向，也就是，小头孔的负载容量与轴套和柱塞的压力承受面积是一致的。为了确保接头的受力均匀，一般采用薄壁圆环结构。一般情况下，杆身与杆身的转换部位是最大的，也是最大的。在同等荷载下，杆与杆的过渡段因尺寸变化大、受力大，通过在杆与杆的过渡段进行弧形过渡，可减小其应力集中，从而保证过渡的平滑。为了实现轻量化，增加了轴承座与柱座的摩擦系数，增加了轴承座的使用寿命。连接部件小末端的尺寸表示在图2-1中，而连接部件的内径d和连接部件的较小末端的宽度B，此处d为36mm,B为36mm。图2-1连杆小头的结构尺寸为提高耐磨性能，多数衬套采用的是耐磨的锡青铜铸造，通过特定的干涉量将其压进小头的孔内，其厚度一般选取2-3毫米，这一次的设计中，δ=2毫米，所以小头的直径d=d.+2Δ=40毫米，而小头外径D.=(1.2~1.35)d，本次设计取D。2.1.3连杆杆身的结构设计其实，杆体本身就是一种很细很脆的材料，一旦杆身的稳定性出了问题或者产生了扭曲，就会导致整个连接装置无法正常工作，同时杆身的结构也不能太大，否则不但会使连接件的质量增加，同时也会对汽缸套的运动产生不利的作用。杆身为中间内凹，两端高，以中轴为圆心的工字形，其截面一般采用锻造成形工艺，但在不影响制品质量的同时，又不影响其刚度。“V”字杆型杆身承载能力强，适用于高速高功率大批量生产，并可在相同机械性能下实现运动重量最小的优点。工字形截面的宽度B=(0.2~0.3)D(D=110毫米），在本项目中，B=0.2D=22毫米，在工形截面上H=(1.5~1.8)B，本项目采用H=1.65B=36mm。为了实现从小头到大头之间的受力更加均匀，并且负载小的活塞销和大的曲柄轴颈的尺寸，杆身由小头向大，按规律的增加，而在杆两端与杆体相连的部位，采用弧形进行平滑过渡，在杆体与小头、大头之间的过渡部位，采用大的倒角。2.1.4连杆大头的结构设计大端部采用带孔的轴承轴套与曲柄轴颈装配而成。许多公司为便于装配和维修，通常都会使用分裂式，即把连杆分为杆身和杆盖两个部件，然后在最终装配时，通过螺钉将两者结合起来。可分为两类：在进行斜切时，将切割曲面与棒身的对称曲面所形成的角度称为“等”。其特点是：易于制造，具有良好的刚度，无剪断杆，是一种理想的大端连接方式，方便了轴承套管的装配和更换。在盖与杆身接合表面设有“止口”，可保证盖在装配时准确地与杆身接合，且可防止盖横向偏斜，提高接头刚度。在联杆帽的结构中，在两个连接部位的公共垂直面上分别设置了两个加强肋，以提高连接面的强度、降低支承的热量，并提高连接面的强度。连杆头的结构参数，是由其直径、长度、衬套的厚度，以及连接螺钉的直径决定的，并且，D、B是在设计曲轴时决定的。图2-2连杆大头主要尺寸详细的细节是：由图2-2可知，大头的宽B=40毫米，轴承壳的直径d=66毫米，轴承壳的厚度δ=（1.4-3）毫米，如果Δ.=2毫米，则可以得出大头孔的直径。2.1.5连杆螺栓的设计根据气缸的直径D，对连接件的螺纹的直径进行了选取，从这一点可以看到，本设计中将采用。2.1.6连杆的工艺性设计在设计中，要综合分析工艺结构对产品结构的设计、工艺路线的编制和生产工艺的选取，从而直接关系到产品的生产成本。在连接器中采用以下方式构建程序：(1)接头盖与杆身定位：由于接头盖与杆身均为一对，完工后均在同一面作标记，装配时不得互换或更换，故采用一成不变的结构方式。对半定位一般采用螺丝，将螺丝中间部分精细处理成圆柱状或光滑圆柱状，并有精密的螺丝钻孔，以保证螺丝就位。通常采用的是套管式，Z字形和隔板式。采用套管定位，对定位精度和工艺条件提出了较高的要求：由于在齿轮的制造中，对加工的尺寸精度和表面质量有较高的要求，因此，制造出来的定位结构的精度也比较高，从而使得连接杆罩与杆身的装配更加稳定；在制造过程中需要更多的过程，而在制造过程中过程更简单，但过程不够稳定。(2)大、小头的厚度：各大头的尺寸要求较高，因此，各工序加工的基准选择十分重要，为确保加工的准确性及后续工序的要求，可将大的头、小头的厚度设定成：一个原因。而本方案中，连杆大头和小头的厚度是不一样的，在进行加工时，要先按等厚的方法进行加工，然后把连杆小头按要求的大小进行加工。(3)杆上开有孔：由于活塞销与杆端小头轴瓦在传递的方向及受力过程中会产生很小的震动，因此二者之间会有摩擦，若长时间持续下去，会极大地降低传动效率及传动的精度。为此，可采用加入润滑剂的方法减小摩擦。在杆体上钻孔油孔，油孔与大小头的轴瓦轴套相连，形成一个压力油道，使润滑油起到润滑的效果，即：在连杆小头上设有一个储油池或集油孔，当曲柄轴旋转时，将从曲柄箱中喷溅出去的机油吸走，达到润滑摩擦表面的目的。本文提出的连接杆采用喷溅式润滑法，由于小头孔的位置及数量对连接件的刚度及强度都有很大的影响，因此本文提出在连接杆小头处开一个集油孔，避免在该部位钻油孔。2.2连杆的建模2.2.1CATIA简介CATIA中文名称为“CATIA”或“CATIA”。CATIA语言简洁、内容广泛，具有较强的实用性和实用性。CATIA广泛应用于汽车、航空、仪表、造船、军工、建设、动力管路、通信、设备等行业。CATIA是世界上应用最为广泛的汽车系统，被世界各国汽车制造商所广泛应用，同时也是汽车工业的主力产品。在汽车造型、车身、动力设备等的设计中，软件有着自己的优点，其可扩展性和可平行工程的功能，可以大幅缩短开发时间，提升工作效率，同时也可以节约费用。当前，上海大众、一汽、奇瑞等众多汽车企业均将CATIA作为自己的研发平台。2.2.2连杆的建模用CATIA软件，单击“开始”菜单中的“机械设计”菜单，再从菜单中的“零件设计”菜单中选择“零件设计”键，再单击相应的按键，即可打开“部件设计”界面。利用该模型，建立了连杆本体、连杆衬套、连杆罩、连杆螺栓和连杆衬套的三维实体模型。可以从2~3,3~4,3~5,3~6,3~7看出。图2-3连杆杆身图2-4连杆衬套图2-5连杆盖图2-6螺栓图2-7连杆轴瓦2.2.3连杆的装配部件绘制完成，接下来就是装配了。在CATIA中，按“开始”菜单中的“机械设计”菜单中的“装配设计”菜单中的“装配体”菜单中选择“装配体”菜单中的“设置”按钮，选择已经存在的部件，选择“添加两个”按钮，选择“添加两个”按钮，选择“添加”按钮，单击“添加”按钮，单击“添加”按钮，再添加“约束”按钮，完成部件的组装。发动机接头组件，参见附图2-8。图2-8连杆装配体3连杆的静力有限元分析及模态分析3.1有限元法简介基于位移法，本文给出了一种基于位移法的计算公式。将一个系统分成几个部分，一个部分，称为“离散”，每个“单元”可以分为几个单元，称为“有限单元”。在此基础上，利用变分原则，使约化方程存在某一最优解及某一特定解集合，再以某种方法将其纳入更大系统，进而实现对整个系统中复系统的求解。最后，把这一问题化为一种带有某种特殊含义的一系列线性代数方程组。ANSYS是当今世界范围内发展最快的大型通用CAE软件，它对多场耦合流动的仿真有着其他软件无法相比的优越性。该算法不仅可以求解结构，流体，电磁场，撞击等复杂问题，且精度高，易于与大多数CAD程序相匹配，因而在众多领域得到越来越多的应用。3.2连杆静力有限元分析3.2.1定义材料和属性开启Ansys，建立一个在工程学下的解析工程学，添加一些数据。经查阅相关数据，本次方案中，接头采用20CrMnMo材料，接头采用铜材料，接头采用40Cr材料。3-1,3-2和3-3代表了它们的材料特征，并且在图4-4中显示了它们的材料特征。图3-1连杆材料属性图3-2衬套材料属性图3-3螺栓材料属性图3-4连杆零件的材料示意图将有关的杆、轴衬的材质参数用表来对比，如表3-1所示。表3-1连杆、衬套的材料参数材料材料密度ρkg/m³泊松比μ弹性模量EPa拉伸屈服强度MPa抗压屈服强度MPa抗拉强度极限MPa抗压强度极限MPa20CrMnMo78000.32.11×10¹¹8006001080750铜83000.341.1×10¹¹2802804303.2.2网格划分在网格剖分中，网格剖分的精度将会决定最后的精度和耗时，所以在网格划分中使用了一个预处理功能。提出了扩展剖分，镜像剖分，自由剖分，自适应剖分的四种方法，并对其进行了分析。本研究将以无约束剖分的方式，对3-6中的连接体进行离散，得到39597个和68740个结点，其剖分后的结果见图3-5。图3-5节点数与单元数3.2.3施加载荷当内燃机运转时，连杆的惯性力有四种：一是当连杆随着活塞的运动而产生的周期性惯性力Fn；二是当一根杆围绕着质心进行变速转动的时候，它是由内向加速度产生的离心力、切向加速度产生的惯性力以及角加速度引起的转动惯性矩。在对连杆进行应力分析的基础上，将施加在连杆大小头上的惯性力与扭矩完全代替，即将连杆变换成两个质量置换体系。把受在杆件上的力、惯性力、扭矩等全部转换成杆件受力。在对连杆进行静态有限元法计算时，利用二次抛物线计算其轴向载荷，利用余弦函数进行环向载荷计算，使得作用在连杆内外面上的载荷更加接近实际。由有限宽轴颈薄膜压强的分布可知，接触角大小与其相匹配的孔、缝等参数相关，一般取（120-180）°，本项目采用120°作为约束连接件的载荷，设置连接件的长度2L，孔的直径2a，并在连接件的中央建立承载分配的坐标体系，如图3-6所示。图3-6连杆载荷计算方法从图3-6所示的连接件内孔表面载荷的分配可知，在连接件的最大压缩工作条件下，连接件的载荷分配情况如图3-7所示，而在连接件的最大拉伸工作条件下，所述连接件所受到的载荷位置如图3-8所示：图3-7受压元件下载荷位置图3-8受拉条件下载荷位置研究发现，在极限状态下，两种极限状态下，杆两端的载荷分布分别为F、F。由第2章所述的解析可知，在压缩状态下，连接杆小头内孔面上所承受的力F，即为施加于活塞上的气压F与所述活塞的往复惯性力之间的差值，即施加于所述杆大头部的内孔面上的力F，即F将与所述连杆组的来回惯性力之间的差值，即为：当连接杆小头受到的作用力F为正数时，该连接为压缩工况，当F为负数时，该工况为张力工况，反之，当该连接杆的大扭矩F为正时，该工况为张力工况，当F为负时，该工况为压缩工况。在弯曲角度为0的情况下，在最大拉伸条件下，杆的小头内孔所能承受的最大拉伸力是F.=14123N，而在最大弯曲角度下，在最大弯曲角度下，所承受的最大拉伸应力是F.=14123N。然而，因为在操作过程中，杆的小端部连接到一个活塞上，而柱塞和柱塞之间又有一个连接着一个活塞，因此，关于“大头受拉”的问题就不必再做进一步的讨论了。当杆有受力情况下，分别给出了“小端受压时大端不动”“大端受压时小端受压”两种情况。在图3-11、图3-12、图3-13、图3-14中示出装载之后的结果。图3-9最大拉伸工况连杆小头孔内表面力示意图图3-10最大拉伸工况连杆小头孔内加载载荷图3-11最大压缩工况连杆小头孔内表面力示意图图3-12最大压缩工况连杆小头孔内加载载荷图3-13最大压缩工况连杆大头孔内表面力示意图图3-14最大压缩工况连杆大头孔内加载载荷3.2.4求解及结果分析利用ANSYS软件对其进行了两种极限状态下的应力应变和变形计算。拉杆小端受拉时的受力、应变和变形状况如图3-15,3-16,3-17所示。图3-15连杆小头最大拉伸状态的应力图3-16连杆小头最大拉伸状态的应变图3-17连杆小头最大拉伸状态的变形在一次往复运动过程中，在最大张紧情况下，其最大应力出现在连接杆的前端，其值为0.0425MPa，而最大变形发生在连接杆的末端，其值为5.339—8毫米，最大位移出现在连接杆的末端，其值为1.362—7毫米。以上各项指标均满足抗张强度要求，且在其弹性形变范围之内，未超过其所能承受的极限。在最大压缩工作条件下，最大变形发生在杆帽与杆体结合部，其最大变形为0.0809MPa，而最大变形发生在接头上，其最大变形发生在接头上，为1.462e-7毫米；在最大压力状态下，其最大位移发生在连接杆上的头部，其最大变形为0.00565MPa；最大位移发生在连接头下部套管的边沿，其最大位移为6.67e-9毫米；同样，这两种材料都满足低于材料的弹性形变量范围并且不超过材料的容许应力值的抗拉强度。3.3连杆螺栓有限元分析3.3.1模型的建立及边界条件从表3-2中可以看到，我们选用的是40CrM12六角头螺栓，其材料见下图3-2。表3-2螺栓材料相关参数材料材料密度ρkg/m³泊松比μ弹性模量EPa拉伸屈服强度MPa抗压屈服强度MPa抗拉强度极限MPa抗压强度极限MPa40Cr78500.332×10¹¹785250980300采用有限元法分析了锚固件在最大张紧力和最大张紧力作用下的应力状态和锚固件的应力状态。考虑到结构的对称性，在连接结构中只选择一个螺栓作为研究的目标，而没有考虑连接螺栓的螺栓。由于螺纹连接的结构尺寸较小，故有必要将其划分为多个单元。3.3.2求解及结果分析利用ANSYS软件对其进行了应力计算，得到了其在应力状态下的应力状态。如从图3-18、3-19中所看到的那样。图3-18连杆螺栓的应力图3-19连杆螺栓局部的应力如图3-18所示，当加载及加载扭矩时，该螺栓等效受力最大值为777.24MPa，比其抗拉强度值小。从图3-19中可以看出，锚杆等效受力最大值发生在锚杆与杆身接头的转点处。在整个施工中，预应力混凝土梁的两端所承受的应力是最小的，而梁与梁的过渡部分是最易发生断裂的部位。在此基础上，利用ANSYS软件对接头进行受力状态下的应力状态进行了计算。如从图3-20中的3-21中显而易见的那样。图3-20连杆螺栓的应变图3-21连杆螺栓局部的应变4连杆的疲劳分析及热应力分析4.1连杆的疲劳分析在交变荷载作用下，构件在承受的交流应力还没有超过其静态强度允许值时，其局部区域将出现疲劳开裂，并由此引发突发性破坏，即“疲劳破坏”。因其产生和发展不易被发现，且失效多在瞬间完成，造成了巨大的危害和巨大的经济损失。因其破坏方式和破坏机理不同于静载，破坏方式和机理为动载，不能按静力加载的破坏方式进行破坏分析和设计。在高速、大功率、重量不断减轻的今天，对零部件的耐用性和耐用性的要求也日益提高。因此，在我国汽车制造业中，对其进行疲劳特性的分析、研究已是一个必不可少的课题。以前的研究主要采用实验的方法。近年来，随着计算机技术的飞速发展，基于海量试验资料的结构损伤分析与损伤预测成为可能，极大地促进了构件的疲劳分析与应用。4.1.1疲劳分析理论基础根据其工作循环，可分为高循环与低循环两类。从狭义上讲，这类零件的裂纹是由零件表层的塑性变形引起的。通常情况下，当构件载荷非常小时，应力-位移是引起构件疲劳破坏的首要原因，这种情况下构件的服役时间相对较长，若工作时间大于10次则称之为高循环疲劳；但大载荷作用下，由于其较小的塑性变形会引起结构破坏，其服役寿命通常少于10个小时，我们称之为“低周疲劳”。在载荷作用下，构件会发生疲劳失效。该载荷可以分为幅值和正负方向随时间变化的交变载荷；一种是任意载荷，其幅值及正负方向均随时间变化。交变载荷也称为周期性载荷。在交变载荷作用下，在材料内部产生的局部应力叫做交变载荷。图4-1给出了随时间而改变的最大压力，最小压力和周期T所表示的改变。图4-1对称循环交变载荷极限应力之比被称作周期特性或以r表达的应力比率，并可记为：r=σminσmin若r=-1则为对称交变应力，r≠0则为不对称交变应力。而r=0时称为拉伸脉动应力，r=-∞时称为压缩脉动循环。下面的一些概念通常用于构造疲劳负荷：σa=σmax△σ=σ−σ=2σₐ(4-3)σn=σmn其中：σ。——应力幅(不随时间变化的交变应力称恒幅交变应力，否则称变幅交变应力):△σ——应力范围：σₙ——平均应力。在交变载荷作用下，材料的应力值越小，材料发生疲劳破坏的时间就越长。通过研究在相应的承压条件下产生开裂情况下，被试零件所承受的最大工作应力与其疲劳寿命的相关性，得出了如图4-2所示的S-N耐压性能曲线。常用的方法是用标样做疲劳实验。图4-2S-N曲线在不发生破坏的条件下，其寿命N趋于无穷大，其对应的应力即为材料的疲劳寿命上限。钢铁产品的“无限”范围一般为10，焊接部件为2，非铁金属为10。试件发生破坏后，加载于试件上的应力与其疲劳寿命的函数为：σᵐ−N=C(4-5)其中：σ——应力幅或最大应力：N——发生破坏时的应力循环次数：m.C——材料常数。如果某一种材料能够承受的最大压强，可以用4—5表示，也可以用一条对角线表示。相反，在给定的载荷作用下，其相应的疲劳寿命也是相同的。在结构的疲劳分析中，可分为两个方面：一是测试安全性系数，二是预期疲劳寿命。在此基础上，应用了一种新的应力—寿命循环方法和局部一应变方法，对该方法进行了理论和数值模拟。该分析仅适合于由于结构内部存在应力集中的情况下的低循环疲劳问题。而在构件的应力集中部位，只因材料的弹性形变引起的高循环疲劳，则可用“应力—寿命”方法来研究。又叫名义应力法，又叫名义应力法，其主要包括：无限寿命和有限寿命。(一)无限寿命设计“无限寿命”是指在构件危险部位处的应力不超过其所能承受的疲劳强度，以确保构件在一定的交变载荷作用下可以无限长时间运行。此连接方法的运用该装置的构造相对简单，具有较低的应力集中，具有恒定的幅值和极低的超载应力和极少的循环周期。如果S比S小，我们就说它是无限的。如图4-2所示。1、对称循环载荷下的疲劳强度条件为σₘₐₓ≤σ₋₁(4nσ=σ−1式中，σ₋₁一对称交变应力的持久极限：Kn、ε。β——有效应力集中系数、尺寸系数、表面质量系数。2、不对称循环载荷下的疲劳nα=σ−1式中，y。一材料疲劳循环特性系数。(二)有限寿命设计在重复载荷、冲击载荷相对较大以及随意载荷作用下，其工作压力可能会超出其极限。极限寿命是指在一定的工作年限内，构件的各项特性都可以得到最大程度的利用，在不发生失效的情况下，确保构件的安全工作。在进行结构极限承载力计算时，不应只依据最大载荷，而应按累计失效原则进行计算。1、迈因纳累积损伤理论(又称线性累积损伤理论)研究表明，在反复加载条件下，结构中各个阶段的疲劳失效均按线性累积的模式进行，各个阶段的应力相互独立。当循环的次数足够多时，当损伤累积到一个临界点时，就会发生疲劳破坏。在任一周期内发生的疲劳失效：D=1N(式中：N——对应负荷下的疲劳寿命.假定各压力下零件的实际加工时间是n，对应的加工时间是N，则有：D=∑niNi（4-10）公式称为Miner准则，该准则是建立在一条直线上累积破坏的基础上。2、双线性累积损伤理论在此基础上，建立了一种基于累积载荷的线性累积失效模式。但是，Miner准则不能对这两个过程进行高效的分区，造成了数值解的离散性很大。因此，基于Miner准则，本文建立了一种能够综合考虑裂纹产生与裂纹发展，并能够将二者分开进行分析的新思路。3、非线性累积损伤理论为了进一步提高结构的可靠性，很多研究人员根据试验数据建立了一个更为准确的非线性数学模型。卡顿-多兰的累计失效模式具有典型意义和适用范围，它的计算方法为：Ng=式中，NAN₁一在应力σ₁下的疲劳寿命；a₁一在应力σ，下循环数占总循环数的比例：σ₁一多级交变应力下的应力幅：n－应力水平级数：d－试验确定的材料常数。4.1.2连杆的疲劳分析与结果在实际工作中，往往会受到非均匀的交变载荷作用，从而产生了以应力疲劳为主要特征的应力疲劳。首先，在前面的工作基础上，通过基本公式的操作，得到了载荷－寿命相关的材料特性。参见4-3、4-4、4-5。然后将接触表面和载荷施加于支撑件上。在此基础上，采用“SN-Goodman”“SN-Soderberg”“SN-Gerber”等S-N曲线对节点进行了有限元分析，得出了节点受力的计算公式。参见附图5至附图7。图4-3连杆杆身材料-20CrMnMo-疲劳曲线图4-4螺栓材料-40Cr-疲劳曲线图4-5衬套材料-Copper-疲劳曲线图4-6载荷曲线图4-7平均应力理论曲线4.2连杆的热机耦合分析4.2.1热应力分析的理论基础发动机运转时，发动机产生的热量会残留在发动机周围，而轴承座与缸套毗邻，不仅要承受压力，还要承受惯性力和热量。当外部气温升高时，轴瓦和轴承座的小头会发生“热膨胀”，加大了轴瓦与小头处的接触压力，进而增加了轴承与小头处的结合强度。此外，因其内部的温度场不均衡，也会引起热变形，从而产生过大的热应力。而在求解结构的过程中，要对结构进行温度、位移、应变和应力场的分析。非随时间变化的温度场叫做稳态温度场，具有稳定的热应力；这种非稳态温度场是一个随时间变化而变化的非稳态温度场。耦合分析是研究两个及以上的影响因子，例如：热力－结构耦合（热力－机械）、流-固耦合（流-固）、电－结构-电一流一流-固耦合等。就热力耦合来说，热量会引起零件的“热胀冷缩”，进而对零件的致密性造成一定的影响，它们之间存在着相互的、相互的、相互作用的。基于能量守恒原则，采用类似于构建场的方法，对结构进行了有限节点的分析，得到了节点的温度分布。根据热力学原理可知，在相应的环境中，在不同的环境中，在不同的环境中，会产生不同的热应力。为此，通常在完成了热力学计算后，还要对其结构进行力学性能的研究，即热力耦合作用对构件力学性能的影响。4.2.2连杆热应力分析与结果图4-8连杆温度载荷在前期工作中，我们对连杆的受力进行了细致的分析，发现在工作载荷作用下，其热荷作用范围不大，最高可达150℃左右。对连杆套接的结构强度进行研究，主要是为了验证其在最恶劣的工况下是否能够满足使用要求，因此，若能够在此温度下得到高的强度，则说明其在较低的环境中同样可以获得较高的强度。轴承壳的设计温升为150℃，其他部位的温升为90℃，周围的温度是25℃，传热系数是500W/m².℃，参见图5~9。利用ANSYS进行数值模拟，得到了连接件的一系列典型结构的温度场，如图4-10所示。图4-9连杆温度场分布云图如上图所示，各杆各节的温差分布极不均匀，其最大温差出现在各节节头部内侧，其最高温升为150.01摄氏度，因其与较高的温度存在着较大的关联，而温差最小的部位为35.061摄氏度，二者相差约115摄氏度，因此对其造成较大的热应力。图4-10连杆热应力图4-11连杆热应变图4-12连杆变形图极限接元体分的最大承受载荷为2.089e6MPa，当从向速切角11°观察时，在惯性小末端和更多是接主体的用变点力下。从图4-12中间可以看出，在小末端与接合针主体之间的接头处，球周的最大变形为0.01098mm，正如从图4-13所示，一个接头的最大变形发生在螺纹末端，a的最大变形是0.0847mm。数值分析表明，各节点的应力都是在预定的范围之内，并随温度的升高而增大，这表明了在荷载作用下，梁的受力是受温度作用的。5总结接头是汽车发动机的核心零件，其结构参数直接关系到整车的容积和重量，其结构参数直接关系到发动机的工作和运行状态。尤其随着汽车发动机对动力性能及稳定性能的不断提高，对连杆工作条件的要求也越来越高。当前，有关这方面的研究已取得一定进展。因此，有必要建立一套实用、精确、可靠的分析手段，对该结构进行合理的结构设计和优化。通过对国内外文献的调研，采用CATIA进行了三维实体模型的建立与装配，并将该模型导入ANSYS，完成了各种类型的数值分析。下面是对这篇文章的总结：(1)通过运动学的观点，对该杆的运动和受力情况进行了研究，得到了该杆在各种工作状态下的受力情况，得到了该结构在工作状态下的受力情况。通过最大拉、最大拉压两种工况下的受力状态，为以后的静力分析及数值模拟打下了良好的基础。通过对连接螺栓的预紧力、预紧力等参数的研究，得到了连接螺栓的各种力学参数，为连接螺栓的静态力学分析提供了依据。(2)依据文献及数据，对立柱各组成部分的几何参数及结构进行了计算与设计，并采用CATIA3D建模软件对立柱进行建模，并按其工作方式进行装配。(3)把连接杆导入ANSYS，完成所说的材质的选取、剖分的网格、决定边界条件，并对连接杆所受的载荷与限制。对该杆进行了拉压作用下的受力性能研究，得出：在最大张力状态下，最大受力状态下，其最大受力位置为0.0425MPa，比所采用的材质许可应力要小得多，抗拉强度达到设计指标。在最大压力状态下，杆端与杆端接头所承受的最大压力为0.0809MPa，同样比材料允许的极限应力小得多，其抗压强度达到了设计指标。(4)通过ANSYS对该连接螺栓的静力性能进行了分析，研究发现，该连接螺栓在受荷及受压力矩下的最大等效作用为777.24MPa，并且位于连接节点与杆身之间的交接位置，其最大等效值仅为0.0045mm，并且还处在连接节点与杆身之间的转换位置；节点的最大位移达到0.153mm，节点的最大位移出现在节点处。然而，因连接螺栓之安全系数仅大于1，故未来可借由修改该螺钉之扭转量，或对该螺钉之材料及规格作适当之改变，以提高该强度之安全系数。(5)对链环的振动进行了研究，结果显示，在1—6个周期内，抽出的前两个振荡均为极低频