柴油機連桿的有限元分析

駕駛員連接系統(tǒng)對整個電機的使用壽命和工作可靠性有重要影響。目前,連桿的設(shè)計主要是以經(jīng)驗設(shè)計為主,這種設(shè)計由于缺乏嚴(yán)密的理論基礎(chǔ),而且對連桿慣性載荷的計算也比較粗略,連桿動態(tài)特性對連桿工作性能的影響通常也不予以考慮。雖然也有學(xué)者應(yīng)用有限元法對連桿的強度進(jìn)行了分析,但是由于條件的限制,所建立的模型有一些不太合理的地方,連桿在氣體爆發(fā)壓力最大時,不僅受到軸向壓力,而且還會受到一定彎矩的作用。同時對于邊界條件的處理也存在著不足,因此,采用先進(jìn)的有限元工具和合理的計算條件對車用發(fā)動機連桿進(jìn)行分析,是目前車用發(fā)動機生產(chǎn)廠家迫切需要的。1關(guān)于關(guān)節(jié)的有限設(shè)計方法的研究1.1建立連桿的實體模型發(fā)動機連桿的結(jié)構(gòu)在幾何形狀上具有對稱性,因此,建模時可以先建立連桿的半部分模型,然后經(jīng)過鏡像獲得另外半部分的模型,從而得到整個連桿的有限元模型。本文應(yīng)用MSC/NASTRAN分析軟件,對連桿進(jìn)行分析。對于該軟件,只要建立連桿的三維實體模型,便可以自動劃分有限元網(wǎng)格,也可以在具體的部位根據(jù)需要人工劃分網(wǎng)格。圖1是所建立的連桿三維實體模型,圖2是生成的有限元網(wǎng)格圖。該發(fā)動機連桿的材料為40Cr調(diào)質(zhì)鋼,強度極限為σb≥1000MPa,屈服極限σs≥800MPa。1.2連桿對節(jié)點自由度的約束如圖3所示,從不同車用發(fā)動機的示功圖上都可以看出,在連桿工作過程中,一般是在活塞經(jīng)過上止點后約10○~20○曲軸轉(zhuǎn)角時,氣體壓力達(dá)到最大,由公式sinβ=(R/l)sinα(其中,β為連桿的擺角;α為曲軸的轉(zhuǎn)角;R為曲柄半徑;l為連桿長度),經(jīng)過換算可以得出連桿的擺角。由該發(fā)動機的示功圖可知,在曲軸轉(zhuǎn)角15○時氣體壓力最大,計算得到連桿的擺角為4.6○。由于此時連桿受到活塞銷給予的壓力以及慣性力的合力已經(jīng)不完全與連桿長度方向上的軸線平行,文獻(xiàn)所述的施加約束方式——約束連桿對稱面上的節(jié)點自由度就不符合連桿的變形情況。而且在實際工作時,連桿位移的受限是由大小頭接觸處節(jié)點自由度被限制所造成的。因此,應(yīng)該約束此處節(jié)點的部分自由度,如圖4所示。具體約束是在小頭接觸區(qū),保留沿氣缸長度方向上的移動和繞小頭孔中心線的轉(zhuǎn)動自由度,其他自由度給予約束。在大頭與曲柄銷的接觸區(qū)保留繞大頭孔中心線的轉(zhuǎn)動自由度,其他自由度予以約束。1.3不同軸類載荷對比連桿在工作過程中受到氣缸內(nèi)氣體爆發(fā)壓力、連桿的往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力、活塞往復(fù)慣性力以及螺栓預(yù)緊力的作用。由于慣性力矩人工計算起來比較復(fù)雜,所以許多情況下,人們往往不考慮慣性力矩的影響。本文針對這一問題應(yīng)用多體動力學(xué)分析軟件MDI/ADAMS對曲柄連桿活塞機構(gòu)的動力學(xué)特性進(jìn)行了分析,從而可以算出連桿各個慣性力以及慣性力矩在不同曲軸轉(zhuǎn)角處的大小和方向。如圖5所示(沿氣缸中心線的方向為y軸,在機體橫截面內(nèi)與y軸垂直的方向為x軸)。氣缸內(nèi)氣體的爆發(fā)壓力和慣性載荷是周期載荷,它隨著時間的變化而變化。圖6是由示功圖數(shù)據(jù)并通過ADAMS軟件模擬計算得出的氣體壓力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化曲線。載荷的施加方式對連桿的局部應(yīng)力有著重要的影響。對于氣體壓力載荷的施加,過去一直采用沿著小頭孔軸線方向上均勻分布,而實際是活塞銷在載荷作用下的變形如圖7(a)所示,連桿小頭在軸線方向上的載荷分布應(yīng)如圖7(b)所示的情況。由圖7可以看出,氣體壓力載荷在連桿小頭上并不是均勻分布的,通過力學(xué)分析計算在接觸區(qū)內(nèi)力的分布情況,從中間到邊緣應(yīng)該近似符合ax3+bx+c的變化形式,即在接觸的邊界處壓力最大,向連桿小頭中心點處依次減小。載荷在端面處分布,由于間隙的存在分布的范圍有所不同。假設(shè)無間隙時活塞銷軸心相對連桿小頭的軸心移動d,那么兩圓之間的相對位移情況應(yīng)如圖8(a)所示。通過計算并與傳統(tǒng)的施加方法按余弦分布進(jìn)行比較如圖9所示。通過比較可以看出,二者之間存在著一定的差別。載荷的作用區(qū)域在圖4所示的接觸區(qū)內(nèi)。1.4連桿的應(yīng)力分布及強度通過以上分析,分別對該車用發(fā)動機的連桿桿身、主要承受慣性力的小頭和承受慣性力的大頭進(jìn)行靜強度分析,連桿大小頭慣性載荷為發(fā)動機最大轉(zhuǎn)速工況下,由于活塞或者連桿與活塞引起的慣性力,由ADAMS軟件計算獲得(見圖5)。分析結(jié)果如圖10所示。從計算結(jié)果可知,在工作過程中,連桿桿身與大小頭連接處是高應(yīng)力區(qū),最大壓應(yīng)力為420.6MPa。這是因為連桿桿身與大小頭連接處應(yīng)力集中,這與實際中連桿易出現(xiàn)裂紋的位置相符。桿身中間截面處的應(yīng)力為283.2MPa,而按傳統(tǒng)的計算考核桿身中間截面處的應(yīng)力值為276.5MPa,二者基本一致。由于連桿在具有一定擺角時能承受最大壓力載荷,桿身除軸向受壓應(yīng)力外,還受到一定彎矩的作用,因此連桿的應(yīng)力分布并不對稱。同時,由圖10(b)可以看出,連桿大頭在拉伸變形時連接螺栓的凸臺呈內(nèi)凹的弧形,這是由于大頭的中間截面處剛度相對較小,出現(xiàn)這樣的變形時,就會對連接螺栓產(chǎn)生附加彎曲載荷,從而導(dǎo)致螺栓的實際工作應(yīng)力比計算值要稍大,造成螺栓強度不足從而導(dǎo)致螺栓斷裂,這也是連桿事故中最為常見的事故。因此,根據(jù)需要對連桿大頭的截面形狀進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計,同時在優(yōu)化的過程還要保證新的連桿所需要的運動空間不能超過原來所設(shè)定的運動空間,從而確保連桿的改動不會影響到機體結(jié)構(gòu)尺寸的變動。改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)如圖11所示。通常情況下對于高速輕型柴油機來說,桿身的安全系數(shù)許可值為:[n]=1.5~2.5,而通過計算該發(fā)動機桿身的安全系數(shù)為1.56,雖然在該范圍內(nèi),但基本上到達(dá)了極限,與國內(nèi)其他同類型發(fā)動機相比,該數(shù)值也明顯有些偏小。以上計算結(jié)果表明,該連桿的強度儲備已經(jīng)不很富裕,這是由于該車用發(fā)動機原設(shè)計是按輕量化原則設(shè)計的,結(jié)構(gòu)緊湊,材料的利用率高,且沒有增壓,而現(xiàn)在為提高性能進(jìn)行了增壓強化,但連桿沒有進(jìn)行再設(shè)計,因此目前強度儲備不很富裕也是必然的。這也說明該發(fā)動機再進(jìn)一步強化的可能幾乎為零,如果再進(jìn)行性能的提高,有必要對連桿進(jìn)行改進(jìn)或重新設(shè)計。2不同頻率對連續(xù)壓的影響為了了解連桿的動態(tài)特性,對連桿進(jìn)行了模態(tài)分析,從而了解連桿在自由狀態(tài)下的振型情況。對于氣體爆發(fā)壓力來說,雖然有很多頻率成分,但對氣體爆發(fā)壓力進(jìn)行頻譜分析的許多結(jié)果表明,能量較大的頻譜主要在相對低的頻率范圍內(nèi),因此認(rèn)為2000Hz內(nèi)的頻譜部分對連桿有較大影響,計算也只取2000Hz以內(nèi)的連桿模態(tài)。通過計算可知,在2000Hz以內(nèi)有3個模態(tài),如圖12所示。從計算結(jié)果看,扭轉(zhuǎn)模態(tài)盡管頻率較低,但是由于引起它振動的激勵較小,因此對連桿的動應(yīng)力影響不大,而對于繞y軸的振動模態(tài)來說有一定的直接激勵,一般頻率較低,因此對連桿的動應(yīng)力影響也不大。而對于繞x軸的振動模態(tài)來說雖然沒有直接激勵,但是在其振動的頻率處該發(fā)動機曲軸的固有模態(tài)比較密集,由于曲軸的縱向振動與其他形式的振動經(jīng)常耦合在一起,而曲軸的縱振就會引起連桿繞x軸的振動,因此繞x軸的一階彎曲振動模態(tài)對連桿的強度有著一定的影響。為了使連桿工作過程中動態(tài)應(yīng)力不至于過大,在今后的改進(jìn)設(shè)計中應(yīng)該適當(dāng)?shù)卣{(diào)整連桿的固有頻率。3發(fā)動機工作原理本文通過對一臺車用發(fā)動機的連桿進(jìn)行有限元分析,對連桿有限元計算中建模的方法進(jìn)行