D20连杆有限元分析

2018-03-20王刚

汽车实用技术 2018年4期

王刚

（长安大学汽车学院，陕西西安 710064）

前言

连杆是发动机中的重要零件，也是最易发生故障的零件，目前针对它的设计、分析都广泛地采用有限元法进行。虽然连杆加工本身所包括的工艺内容不复杂，但材料、加工精度等经常给加工带来巨大困难。锻造毛坯的精度及刚性差、孔加工的精度低、连续带状切屑的断屑、平面加工的毛刺、因夹具夹压使内应力重新分布而产生的几何变形等，都是我国加工工艺长期以来需要研究和解决的主要技术问题[1]。通过有限元软件可以缩短内燃机的开发周期和减少成本，还提高了内燃机的可靠性、经济性。

1 三维模型建立

要得到理想的计算结果，精确可靠的模型是计算的前提，在合理简化结构的同时又要保证不失去其原有的特征[2]。D20柴油机为直列四缸机，缸径和行程都为 86mm，最大扭矩转速为 5500rpm，缸内最高爆发压力为 80bar，小头内径23.5mm，小头宽度20 mm，衬套厚度1.25 mm，工字断面平均高度25.4 mm，宽度15.6 mm，连杆长度为12.8 mm，大头孔径51 mm，宽度25 mm，轴瓦厚度1.5 mm，螺栓为M10，活塞组的质量为0.473kg，所建模型如图1所示。

图1 连杆三维模型

为验证连杆三维模型的精度，经有限元计算，连杆三维模型质量与实物质量相差5.5%，说明所建立的分析模型是准确的。

2 连杆受力分析与载荷计算

2.1 连杆受力分析

连杆的基本载荷是拉伸和压缩，最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力。

式中，m'、m'1分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量。

连杆组工作时条件十分恶劣，主要承受着三方面的作用力： 1）缸内的燃气压力；2）活塞连杆组的往复运动惯性力；3）连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。

对于四冲程发动机来说，这三种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化，综合起来的结果使连杆处于一种交变的复杂受力状态。因此，在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度[3]。

2.2 载荷计算

2.2.1 最大拉力计算

在最大转速工况下，进气冲程开始的上止点附近，连杆小头承受的最大拉伸载荷可由经验公式计算：

计算结果为12073 N。

2.2.2 最大压力计算

活塞在膨胀冲程开始上止点附近，连杆承受最大压缩载荷。其中连杆小头孔承受的力为最大燃气作用力与活塞组、活塞销往复惯性力之差，即：

计算结果为 34373N，即需在模型上施加的最大压力为34373 N。

3 有限元模型建立

3.1 网格划分

有限元分析的基础是单元，在有限元分析之前必须将实物模型划分为等效节点和单元。各大有限元软件有不同的单元类型，不同的单元类型决定单元的自由度、代表不同的分析领域[5]。本文采用有限元分析属于非线性分析，运算量庞大，为提高运算速度，要求参与运算的节点和单元应尽可能少，但为了保证计算精度，模型网格应小到足以表述出模型的形状，否则过粗的网格会造成较大的误差，网格划分完成后的模型如图2示。

图2 网格模型

3.2 接触对建立

在建立接触对时，指定接触面和目标面时应考虑以下准则：1）当凸面与平面或凹面接触时，应指定平面或凹面为目标面；2）如果一个面上的网格较细，应指定细网格所在面为接触面，粗网格所在面为目标面；3）当两个面的刚度不同时，较硬的表面为目标面，较软的表面为接触面；4）如果两个面大小明显不同，应将大面作为目标面。

3.3 载荷施加

不同工况下应有不同的边界条件，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。本文所分析的连杆受的外载荷主要有燃气压缩力载荷、离心载荷和过盈载荷，其中活塞组产生的离心载荷以集中力的方式施加，活塞销和连杆本身产生的离心载荷通过有限元程序施加。将连杆小头所受的最大拉力和最大压力以RBE3的方式均布在活塞销受力面上，加载位置如图3所示。

图3 载荷加载位置及形式

4 有限元计算结果与分析

4.1 应力分布情况

图4与图5分别为连杆在受到最大压力和最大拉力作用下的应力分布图，从图中可以看出连杆在压缩工况下，最大主应力部位出现在连杆杆身与小头结合过渡的位置，最大主应力为-273.7MPa (负号表示压应力)；拉伸工况下最大主应力部位在连杆螺栓孔处，最大主应力为226.5 MPa。

图4 最大压力作用下应力分布图

图5 最大拉力作用下应力分布图

图6为连杆小头与螺栓的应力分布图，最大应力出现在小头内表面靠近杆身处，最大主应力为132.6 MPa。连杆螺栓的应力主要集中螺栓凸台与螺栓预紧截面处，在螺栓凸台处的平均应力约为500 MPa，而在螺栓预紧截面处却高达627 MPa，这也验证了螺栓工作条件的苛刻性。

图6 连杆小头和螺栓的应力分布图

图7为工字形截面处最大压力（左）和最大拉力（右）的应力分布图，在压缩工况下平均应力约为-205 MPa，在拉伸工况下的平均应力约为132MPa。

图7 工字截面应力分布图

图8 大头盖应力分布图

图8为连杆大头盖在最大压力（左）和最大拉力（右）的应力分布图，大头盖在最大拉伸和压缩工况下面的应力区别并不是很大，而且最大应力均出现在轴瓦到螺栓孔的过渡薄壁区域，应力约为186MPa，而在螺栓预紧的作用下，螺栓凸台面的应力却达到了260MPa左右。

4.2 连杆疲劳强度校核

连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把 σx或 σv看作循环中的最大应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。在校验时应分别校验各个工况下的安全系数，由有限元分析结果可知，连杆在受最大压力情况下，最大主应力为 273.66 MPa，该部位为连杆的一个危险点，应进行疲劳强度校核。该节点在连杆受最大拉伸载荷时的主应力为177.41 MPa，计算得出安全系数为 1.7。在受最大受最大拉应力为 231.88 MPa，该单元受的压应力为226.48 MPa，计算得出安全系数为4.7。

对于整条连杆，安全系数应取小值，即连杆的安全系数为1.7。