雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)連桿小頭的有限元分析

雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)關(guān)鍵元件設(shè)計(jì)世界嚴(yán)格的環(huán)境保護(hù)要求、嚴(yán)格的排放規(guī)則和嚴(yán)重的石油供污量成為汽油工業(yè)的中心主題。世界各國繼續(xù)發(fā)展能源，并找到新的替代燃料。其中，天然氣作為氣體燃劑，具有良好的低排放特點(diǎn)，低燃料消耗豐富，配置合理。這是石油的理想替代品。為了適應(yīng)市場的需要,滿足用戶的需求,淄博柴油機(jī)總公司自2008年開始進(jìn)行雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)的研發(fā)工作。作為6210雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)的重要傳動(dòng)零件之一,連桿的工作條件惡劣,在工作過程中要承受壓縮、拉伸以及彎曲等交變載荷的作用。如果連桿強(qiáng)度不足,很容易發(fā)生疲勞斷裂,將引起惡性破壞事故,甚至整臺(tái)柴油機(jī)都可能報(bào)廢。作為一種有效的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析方法,有限元分析在連桿設(shè)計(jì)過程中已經(jīng)得到了比較廣泛的應(yīng)用。天然氣/柴油雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)的燃燒方式為柴油引燃,因此具有燃點(diǎn)多、實(shí)際燃燒速度快的特點(diǎn),其壓力升高率、放熱峰值都比原型機(jī)高,所以在設(shè)計(jì)中必須采用最新的研發(fā)手段對該柴油機(jī)的主要部件進(jìn)行設(shè)計(jì)分析。本文運(yùn)用ANSYS軟件對6210雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)連桿進(jìn)行了有限元分析,得到了連桿的應(yīng)力、應(yīng)變分布,計(jì)算了連桿小頭的疲勞安全系數(shù),為連桿的設(shè)計(jì)、改進(jìn)以及優(yōu)化提供技術(shù)和理論支持。1分析模式1.1機(jī)的方案設(shè)計(jì)為保證柴油機(jī)零部件的通用性,最大限度降低生產(chǎn)成本,6210雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)的主要零部件應(yīng)與原型機(jī)盡可能保持一致,而對關(guān)鍵的運(yùn)動(dòng)部件進(jìn)行強(qiáng)化。設(shè)計(jì)的連桿如圖1所示。建模時(shí)將連桿體與連桿蓋作為一個(gè)整體來考慮。連桿體和連桿蓋均采用45#鋼材料,其材料特性如表1所示。連桿體和連桿蓋均為模鍛件,經(jīng)機(jī)械加工和熱處理完成,桿身的橫截面近似呈“工”字形,且與連桿大小頭圓滑過渡。1.2多種網(wǎng)格劃分為了保證計(jì)算精度,本文采用10節(jié)點(diǎn)的四面體單元SOLID187,采用智能網(wǎng)格,選擇自由網(wǎng)格劃分方式,再對可能出現(xiàn)應(yīng)力集中的部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化。劃分后的單元總數(shù)為128540個(gè),節(jié)點(diǎn)數(shù)為188583個(gè),如圖2所示。2雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)連桿連桿在柴油機(jī)工作過程中,所承受的周期性變化的外力主要包括兩個(gè)部分,一是通過活塞銷傳遞到連桿上的氣體作用力,二是活塞組件高速運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力。另外連桿上還承受著一些其它載荷,如小端襯套對連桿小頭的壓力、連桿的慣性力、連桿螺栓的預(yù)緊力、大端軸瓦對連桿大頭的壓力等。6210雙燃料發(fā)動(dòng)機(jī)連桿采用斜切口的連接方式,另外連桿小頭尺寸較小,可能出現(xiàn)應(yīng)力集中和強(qiáng)度不足。故分析時(shí),主要考慮氣體壓力、活塞組件的往復(fù)慣性力、連桿的慣性力以及小端襯套對連桿小頭的壓力。2.1氣體壓力差與螺栓頂面積的關(guān)系活塞通過活塞銷把作用力傳遞到連桿小頭上。作用在活塞上的氣體作用力Pg等于活塞上、下兩面的空間內(nèi)氣體壓力差與活塞頂面積的乘積。Pg=πD24(p?p′)Ρg=πD24(p-p′)(1)式中p——?dú)飧變?nèi)的氣體壓力,MPa;p′——曲軸箱內(nèi)氣體壓力,p′=0.1MPa;D——活塞直徑,D=210mm。2.2式中mp—活塞組件的往復(fù)慣性力Pp=-mp(Rω2cosα+Rω2λcos2α)(2)式中mp——活塞組件質(zhì)量,mp=30kg;R——曲柄半徑,R=145mm;ω——曲柄旋轉(zhuǎn)角速度,ω=104.72rad/s;α——曲軸轉(zhuǎn)角;λ——連桿比。2.3離心作用的施加(1)連桿本身往復(fù)慣性力,以往復(fù)慣性加速度的形式加載在連桿模型上,其數(shù)值為aj=Rω2(cosα+λcos2α)(3)(2)連桿的離心力作用沿連桿軸線作用于連桿重心,是由連桿繞活塞銷擺動(dòng)引起的,以角速度的形式施加于模型中。連桿繞活塞銷的擺動(dòng)角速度為ω1=λ2ω2cos2α1?λ2sin2α???????????√ω1=λ2ω2cos2α1-λ2sin2α(4)(3)連桿切向慣性力,垂直于連桿軸線,作用在連桿重心,由角加速度ε1引起,其數(shù)值為ε1=λ(1?λ2)sinα(1?λ2sin2α)3/2ε1=λ(1-λ2)sinα(1-λ2sin2α)3/2(5)2.4保護(hù)層襯套材料的t連桿裝配時(shí),小端襯套是以一定的過盈量冷壓到小端孔內(nèi)的,所以襯套外表面對連桿小頭有一個(gè)壓力。柴油機(jī)工作時(shí),小端的溫度會(huì)升高到100℃以上,由于襯套材料的線膨脹系數(shù)比連桿材料的線膨脹系數(shù)高,所以過盈量將進(jìn)一步增大,壓力也增大。作用力P的計(jì)算公式為P=(Δ+Δt)d[d2w+d2d2w?d2+μ1E1+d2+d20d2?d20+μ0E0]=(Δ+d?ΔT(α0?α1))d[d2w+d2d2w?d2+μ1E1+d2+d20d2?d20+μ0E0](6)Ρ=(Δ+Δt)d[dw2+d2dw2-d2+μ1E1+d2+d02d2-d02+μ0E0]=(Δ+d?ΔΤ(α0-α1))d[dw2+d2dw2-d2+μ1E1+d2+d02d2-d02+μ0E0](6)式中,Δ——襯套裝配過盈量,Δ=0.076mm;Δt——襯套與連桿材料不同而產(chǎn)生的受熱膨脹過盈量,mm;d——小端內(nèi)圓半徑,d=100mm;ΔT——工作時(shí)小端的溫升,ΔT=110K;α1、α0——連桿和襯套材料的線膨脹系數(shù),α1=1.15×10-51/K,α0=1.8×10-51/K;dw——小端外圓半徑,dw=152mm;d0——襯套內(nèi)圓半徑,d0=90mm;μ1、μ0——連桿和襯套材料的泊松比μ1=0.27,μ0=0.32;E1、E0——連桿和襯套材料的彈性模數(shù),E1=2.06×105MPa,E0=1.08×105MPa。連桿的分析主要包括兩種工況,即最大壓縮工況和最大拉伸工況。最大壓縮工況時(shí),氣體壓力p=15MPa,曲軸轉(zhuǎn)角α=370°;最大拉伸工況時(shí),氣體壓力p=0.15MPa,曲軸轉(zhuǎn)角α=0°。施加載荷時(shí),小端襯套對連桿小頭的壓力以面載荷的形式施加在連桿小頭表面。氣體作用力與活塞組件往復(fù)慣性力合力的作用方向通過連桿大小頭孔中心的連線,并作用在連桿大小頭孔的內(nèi)表面上,沿軸線方向呈二次拋物線分布,沿徑向呈余弦分布,在連桿小頭孔上載荷在120°范圍內(nèi)按余弦分布,在連桿大頭孔上載荷在180°范圍內(nèi)按余弦分布。連桿慣性力通過運(yùn)動(dòng)加速度的形式直接作用在連桿上。3計(jì)算與分析3.1最大等效變形量在連桿承受最大拉力的情況下,連桿上的等效應(yīng)力分布和等效變形情況如圖3所示。最大等效應(yīng)力和最大等效變形量均在連桿小頭內(nèi)表面中部,其中最大等效應(yīng)力值為201.687MPa。在最大壓縮工況下,連桿上的等效應(yīng)力分布和等效變形情況如圖4所示。最大等效應(yīng)力和最大等效變形量均在連桿小頭內(nèi)表面底部,其中最大等效應(yīng)力值為187.138MPa。3.2疲勞系數(shù)和等效應(yīng)力對比連桿在承受最大拉力和最大壓力兩種工況下的應(yīng)力分布情況可知,連桿上的最大等效應(yīng)力發(fā)生在最大拉力工況,最大等效應(yīng)力值為201.687MPa。因此,連桿的靜強(qiáng)度安全系數(shù)為n=σbσrmax=600201.687=2.97>[n]=2.5n=σbσrmax=600201.687=2.97>[n]=2.5(4)連桿小頭在兩種工況下應(yīng)力最為集中的兩個(gè)節(jié)點(diǎn)的等效應(yīng)力數(shù)值如表2所示,其中,節(jié)點(diǎn)6673在連桿小頭中部,節(jié)點(diǎn)202在連桿小頭內(nèi)表面底部。工作過程中連桿上的應(yīng)力變化為非對稱循環(huán),其疲勞安全系數(shù)可按下式計(jì)算nσ=σ?1Kσβεσσa+ψσσmnσ=σ-1Κσβεσσa+ψσσm(5)式中,σ-1——材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限,對于45#鋼材料其值為245MPa;Kσ——應(yīng)力集中系數(shù),可取Kσ=1;β——表面質(zhì)量系數(shù),取值為0.8;εσ——尺寸系數(shù),取值為1;σa——應(yīng)力幅,MPa;ψσ——材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù),取值為0.2;σm——平均應(yīng)力,MPa。用上式進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算得到,節(jié)點(diǎn)6673,即連桿小頭中部的疲勞安全系數(shù)為1.91;節(jié)點(diǎn)202,即連桿小頭內(nèi)表面底部的疲勞安全系數(shù)為1.85。4表面粗糙度和疲勞能力驗(yàn)算,主要考(1)在最大受拉工況下,最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿小頭中部,其值為201.687MPa;在最大受壓工況下,最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿小頭內(nèi)表面底部,其值為187.138MPa;連桿