霍东波，邢桂丽，李媛媛，徐小彬

（华晨汽车工程研究院动力总成设计处，辽宁 沈阳）

某发动机性能提升后的连杆强度优化

霍东波，邢桂丽，李媛媛，徐小彬

（华晨汽车工程研究院动力总成设计处，辽宁 沈阳）

某增压发动机性能提升，气缸最大爆发压力提高了近30bar，这对连杆的强度和疲劳耐久有更高的要求。若使用原发动机连杆，会有一定的风险，因此需要对连杆进行新边界条件下的非线性有限元分析和高周疲劳分析，找出结构薄弱区域，优化结构，使其强度满足要求。分析结果表明优化后的连杆满足升级后发动机的边界条件。

连杆；强度；疲劳耐久；非线性

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.01.013

CLC NO.:U464.9 Document Code:B Article ID:1671-7988(2016)01-37-03

前言

发动机运转过程中，连杆用来将活塞承受的气体力传给曲轴，并使活塞的往复运动变为曲轴的旋转运动。连杆是在压缩、拉伸和横向弯曲交变应力下工作的。如果连杆的刚度不够，其大头孔会失圆，造成连杆大头孔轴瓦因润滑油的油膜破坏而烧损；连杆杆身弯曲，造成活塞与气缸偏磨、活塞环漏气和窜油；如果连杆强度不够，会导致连杆断裂、打坏机器，造成严重事故。因此保证连杆满足强度和刚度的要求十分重要。

某1.5l增压发动机性能提升，结构改进后，气缸直径76.5mm，最大功率125kW，最高转速可达6500r/min。经分析原有连杆在此边界条件下不能满足强度及疲劳要求。本文用Abaqus软件对连杆进行有限元分析，得到危险工况下连杆承受最大拉、压载荷情况时的应力与应变分布，然后用疲劳分析软件Femfat对上述结果中连杆的危险点进行高周疲劳计算。

1、分析模型及载荷和工况描述

连杆的结构对称于中间摆动平面，其所受载荷都平行于此摆动平面，对于平切口连杆，可以只计算其沿中性面方向剖分的一半结构。在Abaqus软件中建立分析模型，该模型考虑轴瓦与连杆大头的过盈配合以及轴承间隙等非线性因素的影响，对螺栓预紧力、轴瓦过盈装配变形、最大气缸压力、惯性力这四个工况的连杆强度进行分析。所有计算工况都在对称面施加约束Uy=0。其他工况根据不同分析目的及要求，分别施加相应的约束。分析模型如图1所示。

图1 分析所用1/2连杆模型

图2 最大气缸压力载荷施加方法

1.1 螺栓预紧力载荷

螺栓预紧力分析时，连杆体和连杆盖采用接触。螺栓为M8×11.9 级，最小预紧力36000N，最大预紧力43000N。因模型对称，计算时预紧力只加一半。

1.2 过盈配合

连杆进行装配时，连杆轴瓦与连杆体及连杆盖通过过盈配合连接，直径方向最大过盈量0.0903mm；连杆小头与衬套通过过盈配合连接，直径方向最大过盈量0.0590mm。连杆变形力即为轴瓦和衬套在过盈配合中产生的变形力。

1.3 最大气缸压力

为了简化模型，最大气缸压力和惯性力分析时，用刚性体代替曲轴的曲柄销，如图1中红色曲面，约束其6个方向自由度。上下轴瓦和曲柄销、活塞销和衬套都使用间隙配合，直径方向最大间隙量分别为0.059mm、0.020mm。曲柄销和上下轴瓦、活塞销和衬套之间定4义小滑移面-面接触。

计算中施加在活塞顶面的最大气缸压力Fg依赖于最大爆发压力以及气缸直径，最大爆发压力P=110bar，气缸直径d=76.5mm，转换成集中载荷为：

由公式(1)得最大气缸压力Fg=50559.8 N，计算时加一半值25279.9 N。

如图2，载荷以余弦函数分布形式加在活塞销上，加载角度120º。通过活塞销孔中心的参考点与该部分网格曲面进行绑定，在参考点上施加Fg。

1.4 最高转速下的连杆惯性力

连杆在工作时承受的惯性力包括以下三种：①活塞组往复运动惯性力；②连杆小头往复运动惯性力；③连杆本身绕活塞销作变速摆动时的横向惯性力。

①活塞组惯性力施加方式同最大气缸压力，只是方向和位置刚好相反。在上止点处的活塞惯性载荷Fpiston用以下公式计算：

其中，活塞装配质量Mpiston=活塞质量+活塞环质量=0.26 kg。旋转半径R=40.65m，在曲轴图纸上查得。因为此发动机曲轴中心线相对于四缸连线偏置，所以旋转半径R不等于1/2冲程。

曲轴旋转角速度ω=2*π*n/60=2×3.14×6500/60=680.6784 s-1。连杆比λ＝R/L= 40.65/133=0.3056。发动机最高转速n=6500r/min；连杆长度L=133mm。

由公式(2)得活塞组惯性力6393.3426 N，计算时加一半值3196.7 N。

②活塞销（连杆小头）最大惯性载荷以加速度形式施加在整个活塞销上，

其中，活塞销质量Mpin=0.0851 kg。

由公式(4)得活塞销惯性力2092.5902 N，计算时加一半值1046.3 N。

③连杆体的最大惯性载荷以当量角速度的形式施加在整个连杆装配模型上(不包括活塞销)，模拟连杆绕一个虚拟的固定旋转中心旋转。

用当量旋转半径r的值确定此旋转中心，在旋转中心建立局部坐标系。

当量旋转半径：r= L/λ=133/0.3056 = 435.2094 mm。

其中，Lrs为连杆重心到连杆大头中心的距离。在软件中查找连杆重心，模型不包括活塞销。此连杆Lrs=35.26 mm。

由公式(5)得当量角速度ω’= 208.0153 s-1。

由公式(7)得连杆体惯性力10220.7159 N，计算时加一半值5110.4 N。

因此，最高转速惯性力工况产生的总力F=①活塞组惯性力+②活塞销惯性力+③连杆惯性力=3196.7+1046.3+5110.4 =9353.4 N。

2、原模型计算结果

气体压力工况应力结果及高周疲劳分析结果如下图。

图3 连杆原数模应力及高周疲劳结果

此连杆材料的屈服极限550Mpa；高周疲劳安全因子应≥1.1。由结果可知，最大气体压力工况连杆杆身小头圆角有两处应力不合格，分别为588MPa和606MPa。连杆大头工字梁内安全因子0.925，小头圆角处安全因子0.785，不满足要求。根据上述结果，对不合格区域进行优化。增加大、小头圆角的半径及整个工字梁两侧的厚度，这样能大大提高连杆杆身强度和大、小头孔的刚度。优化后数模与原数模的结构对比如图4。对优化后连杆进行强度和疲劳分析。

图4 连杆优化后数模与原数模对比

3、优化模型计算结果分析

3.1 气体压力和连杆惯性力反作用力校核

曲柄销中心点反作用力RF的计算结果为：最大气体压力工况RF=25280.24N，发动机最高转速连杆惯性力工况RF=9396.61N。计算时输入的气体力25279.91N，惯性力9353.40N。输入与计算结果的相对误差：

以上计算结果说明相对误差合理，载荷有效。

3.2 最大气体压力及高周疲劳分析结果

连杆材料的Haigh图及疲劳分析软件Femfat中的各项设置如下。连杆失效多数是周期性变化的外力作用下的疲劳破坏，联合强度分析四工况应力结果。

得到连杆的均值应力和幅值应力，进行疲劳分析。所得安全因子结果应≥1.1。

图5 材料Haigh图及疲劳分析设置

如下图，优化后连杆各危险截面的应力值大大降低，原来小头两处应力不合格区域，最高应力由606MPa降低到336MPa。连杆大头工字梁内安全因子由原来的0.925提高到1.36，小头过渡处安全因子由0.786提高到1.31，以上均低于目标值1.1。优化后的连杆满足最大气体压力工况下的强度要求和疲劳要求。

图6 优化模型连杆体强度及高周疲劳分析结果

4、结论

本文通过仿真分析得出连杆应力及疲劳的危险区域，对该区域进行优化，加强结构，优化后的连杆满足设计要求，并已通过疲劳试验。说明此分析方法成熟可靠，能快速解决工程实际问题，提高零件设计成功率，缩短开发时间。

[1] Abaqus 6.11.帮助文档.

[2] FEMFAT.用户手册.

[3] 李红庆.内燃机连杆有限元结构分析[C].ABAQUS2004中国区论文.

[4] 杨连生.内燃机设计[M].中国农业机械出版社，1981-08.

Connecting Rod Strength Optimization after Performance Promote of the Engine

Huo Dongbo, Xing Guili, Li Yuanyuan, Xu Xiaobin
（Brilliance Automotive Engineering Research Institute, Powertrain Design Section, Liaoning Shenyang 110141）

Some turbo engine, its performance promotes, the combustion pressure increased nearly 30 bar compare to the original one. Thus the strength and fatigue durability of the connecting rod should be advanced. If still use the former connecting rod model, it’ll have risk. So we do the nonlinear finite element analysis and high cycle fatigue analysis of the connecting rod under new boundary to discover the weak area, optimize the structure, and make the connecting rod satisfy the strength aim. The result shows that the optimized connecting rod can satisfy the new updated engine.

Connecting rod; strength; fatigue durability; nonlinear

U464.9

B

1671-7988(2016)01-37-03

霍东波，就职于华晨汽车工程研究院动力总成设计处。