12v180燃?xì)廨啓C(jī)連桿強(qiáng)度分析

作為內(nèi)核部件之一的零件之一，黃連在工作中承受著不可避免的快速變化。如果強(qiáng)度不足，就會影響內(nèi)核的正常工作，并發(fā)生嚴(yán)重事故。因此，它對強(qiáng)度提出了很高的要求。過去，由于經(jīng)驗和參考資料，支撐結(jié)構(gòu)的大小很難理解。它通常不是很大或小，因此結(jié)構(gòu)不經(jīng)濟(jì)或不安全。此外，找不到不安全的原因，也無法積極改進(jìn)結(jié)構(gòu)，并提出了提高結(jié)構(gòu)安全性和可靠性的有效措施來克服這些缺點(diǎn)。為了克服這些缺點(diǎn)，本文使用solidw軟件對12v180城市交通的可靠性進(jìn)行了三維實體建模，并使用aniss軟件對矩陣進(jìn)行了有限的分析。根據(jù)分析結(jié)果，我們可以從云計算中獲得坍塌弧在危險情況下的不利分布，并計算矩陣的系數(shù)。該方法縮短了黃連的設(shè)計周期，提高了黃連結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性。1小頭襯套和連續(xù)軸瓦連續(xù)力連桿材料為35CrMoA,該材料的性能參數(shù):強(qiáng)度極限σb≥985MPa,屈服極限σs≥835MPa.彈性模量E=201GPa,泊松比μ=0.28;螺栓材料的線膨脹系數(shù)為14.7×10-61/℃;軸瓦和襯套材料的線膨脹系數(shù)為18.2×10-61/℃.連桿組件包括連桿體、連桿蓋、連桿螺栓、小頭襯套和連桿軸瓦,它們合成一個整體連接著活塞銷和曲柄銷.活塞的往復(fù)運(yùn)動經(jīng)過連桿和曲拐變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動,因而連桿組件主要承受缸內(nèi)氣體作用力和慣性力.經(jīng)分析,連桿的最大載荷出現(xiàn)在進(jìn)氣沖程的上止點(diǎn)附近(產(chǎn)生最大拉應(yīng)力)和膨脹沖程上止點(diǎn)附近(產(chǎn)生最大壓應(yīng)力),因此本文取連桿的這兩個位置進(jìn)行靜力計算及應(yīng)力分析.工況Ⅰ:當(dāng)活塞位于進(jìn)氣沖程上止點(diǎn)時,連桿處于最大受拉工況.此時,連桿受活塞組的慣性力作用、連桿自身的擺動慣性力、連桿小頭襯套和大頭軸瓦的徑向裝配壓力和連桿大頭所承受的螺栓預(yù)緊力.工況Ⅱ:當(dāng)活塞位于膨脹沖程上止點(diǎn)附近時,連桿處于最大受壓工況.此時,連桿載荷有活塞組的慣性力、連桿自身的擺動慣性力、小頭上承受的燃?xì)鈮毫?、連桿小頭襯套和大頭軸瓦的徑向裝配壓力和連桿大頭所承受的螺栓預(yù)緊力.經(jīng)計算,在轉(zhuǎn)速為1500rpm時,連桿在工況Ⅰ工作時,小頭孔上部受最大拉伸載荷,其值為15742N;連桿在工況Ⅱ工作時,小頭孔下部受最大壓縮載荷,其值為129858N.2聯(lián)桿強(qiáng)度分析2.1對接觸問題的建模采用Solidworks軟件對連桿進(jìn)行三維實體建模,所建實體如圖1所示.為了減少有限元分析所用的時間和所占的計算機(jī)內(nèi)存,對連桿強(qiáng)度分析影響不大的部位進(jìn)行了簡化.簡化了桿身和連桿蓋處的圓角.2.2自由網(wǎng)格劃分考慮到連桿的對稱性和有限元分析的方便,本文僅選取連桿的1/2進(jìn)行分析.由于連桿形狀不規(guī)則,采用能較好模擬物體形狀的自由三維四面體Solid45實體單元進(jìn)行自由網(wǎng)格劃分,有10375個單元,19636個節(jié)點(diǎn).連桿的網(wǎng)格劃分如圖2所示.2.3限制和負(fù)荷釋放2.3.1基于約束的約束位移邊界條件包括:消除連桿整體模型的剛度位移和解決位移函數(shù)在邊界上的初始條件兩方面.在連桿的對稱面上施加對稱約束,并在桿身的對稱面上選取4個節(jié)點(diǎn)來限制剛體的位移和扭轉(zhuǎn).在連桿處于最大受拉工況時,在連桿大頭內(nèi)孔下部的120°施加Y向約束;在連桿處于最大受壓工況,在連桿大頭內(nèi)孔上部的120°施加Y向約束.2.3.2連續(xù)線載荷1)螺栓作為承載體系的一部分在預(yù)緊力的作用下需保證大頭剖斷面緊密接觸,并且螺栓不發(fā)生塑性變形.根據(jù)P0=(2.5~3)Pj(1)式中:P0為螺栓上施加的預(yù)緊力;Pj為由慣性力引起的在螺栓上的工作負(fù)荷.計算得到,在每個螺栓上施加的預(yù)緊力為16549N.本文采用溫差使螺栓收縮來獲得預(yù)緊力.由預(yù)緊力計算所得螺栓的預(yù)緊收縮量為1.52mm,計算所得需降低的溫度Δt=3792℃.2)小頭孔的載荷沿軸線方向按二次拋物線分布,沿孔圓周方向在120°范圍內(nèi)按余弦分布.設(shè)載荷曲線的方程為qx=ax2+bx+c(2)當(dāng)x=0時,qx=qmax;x=-L,L時,qx=0,代入式(1)得:b=0,a=-qmax/L2,c=qmax.從而有:qx=qmax(1-x2/L2)(3)則作用在連桿小頭上的總載荷為Q=4∫L0∫S0qxcos(3θ/2)dsdx=4∫L0∫60°0qxcos(3θ/2)Rdθdx=83R∫L0qxdx(4)Q=4∫L0∫S0qxcos(3θ/2)dsdx=4∫L0∫60°0qxcos(3θ/2)Rdθdx=83R∫L0qxdx(4)將式(3)代入式(4)得:Q=83qmaxR∫L0[1-X2L2]dx=169qmaxRLQ=83qmaxR∫L0[1?X2L2]dx=169qmaxRLqmax=9Q/(16LR)由此可得:沿小頭孔軸線方向的載荷為qx=9Q16LR[1-X2L2](5)qx=9Q16LR[1?X2L2](5)沿小頭孔圓周方向載荷為qx,θ=qxcos(3θ/2)(6)其中,x=-L~L;θ=-60°~60°.3)連桿小頭襯套和大頭軸瓦與連桿孔之間由于過盈配合產(chǎn)生壓緊力.本文通過給襯套和軸瓦施加溫度載荷,產(chǎn)生膨脹來模擬過盈配合.襯套和軸瓦的裝配過盈量定為0.058mm,算的在軸瓦處應(yīng)施加的溫升Δt=874℃,在襯套處施加的溫升Δt=1539℃.2.4計算與分析2.4.1連應(yīng)劑最大應(yīng)力圖3是連桿在最大受拉工況下的應(yīng)力圖.在最大受拉工況下,連桿最大應(yīng)力發(fā)生在連桿大頭和連桿蓋用螺栓連接處,其值為117.392MPa,并且在連桿小頭頂部的油孔附近應(yīng)力也較大.2.4.2連桿應(yīng)力分析圖4是連桿在最大受壓工況下的應(yīng)力圖.在最大受壓工況下,連桿最大應(yīng)力發(fā)生在連桿小頭孔下部的油孔處,其值為345.167MPa,同時在連桿大小頭和桿身過渡處應(yīng)力也很大,應(yīng)力值與最大值相差不大.2.5拉伸疲勞強(qiáng)度法連桿失效多為在周期變化的外力作用下的疲勞破壞.根據(jù)計算結(jié)果可知,連桿小頭所受的應(yīng)力水平最大,故以對連桿小頭的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核,用基于VonMises屈服條件計算小頭的疲勞安全系數(shù).計算式如下:n=σ-1zσaε+ψsσm(7)n=σ?1zσaε+ψsσm(7)其中:σa=σmax-σmin2(8)σm=σmax+σmin2(9)ψs=2σ-1-σoσo(10)式中:σ-1z為拉伸疲勞強(qiáng)度,σ-1z=0.85σ-1,σ-1為彎曲疲勞強(qiáng)度,σ-1=0.626σb;σb為材料的抗拉強(qiáng)度;σa為應(yīng)力幅;σm為平均應(yīng)力;σmax為最大應(yīng)力;σmin為最小應(yīng)力;ε為考慮表面加工情況的工藝系數(shù);ψs為敏性系數(shù);σo為材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限,σo=1.5σ-1.由于小頭應(yīng)力按不對稱循環(huán)變化,經(jīng)ANSYS分析,在約φ=25°截面的孔內(nèi)表面靠近對稱面處應(yīng)力變化較大,此處的σmax=70.027MPa,σmin=-243.461MPa,則σa=159.267MPa,σm=-168.389MPa.由材料得:σ-1z=524MPa,ψs=0.3,ε=0.61.將上面所得數(shù)據(jù)帶入式(7)得:n=2.5,該值大于規(guī)定值1.5,說明連桿在結(jié)構(gòu)上是安全可靠的.3安全的連桿設(shè)計1)小頭油孔在最大受壓和最大受拉工況都是應(yīng)力最嚴(yán)重的部位.同時,在最大受拉工況下,在螺栓所連接的大頭與連桿蓋處應(yīng)力也較大;在最大受壓工況下,連桿大小頭和桿身過渡處應(yīng)力也很大,并且其應(yīng)力值與最大值和接近.2)連桿在