汽車連桿強度的有限元分析案例概述目錄TOC\o"1-3"\h\u18024汽車連桿強度的有限元分析案例概述 [15]。邊界條件通俗的來講就是物體在邊界上受到的約束條件，正確的邊界條件的施加更能精準正確的反應(yīng)物體在實際工程運用中的真實情況，對仿真分析結(jié)果的得出有著極其重要的影響。內(nèi)燃機中連桿螺栓是最重要的連接件，連桿螺栓斷裂會直接使發(fā)動機停止工作甚至報廢。連桿螺栓的預(yù)緊力大小不能太小，也不能過大。預(yù)緊力過小會導(dǎo)致連接不緊固，不足的約束力會導(dǎo)致動載荷的增加；預(yù)緊力過大會引起連桿材料的變形，甚至超過材料的屈服極限導(dǎo)致材料的斷裂。在連桿的工作狀況中，存在著兩種最危險的情況，即最大受壓工況是氣缸內(nèi)出現(xiàn)最大爆發(fā)壓力的情況和由于往復(fù)慣性力出現(xiàn)最大拉伸力的最大受拉工況。通過內(nèi)燃機原理的學(xué)習(xí)，我們可以知道缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在壓縮上止點附近，往復(fù)慣性力造成的最大拉伸力出現(xiàn)在排氣上止點附近。經(jīng)過以往的工程經(jīng)驗我們得知，只要在這兩種危險工況下連桿能夠滿足強度要求那么認為連桿在內(nèi)燃機的實際工況下是可靠的。在經(jīng)過以上理論分析之后本次仿真分析就選取這三種典型的工況對連桿的強度進行有限元分析，分別是：裝配預(yù)緊力工況、最大受拉工況以及最大受壓工況。1.3連桿的靜態(tài)有限元分析1.3.1預(yù)緊工況為了防止在工作時由于載荷重要導(dǎo)致連桿體與大頭蓋分開，需要在裝配時添加一個足夠的預(yù)緊力P1和一個使軸瓦貼緊瓦座的預(yù)緊力P2，這兩個力的合力即為本次需要嚴加的螺栓預(yù)緊力。在第三章的計算中我們求出了這個螺栓預(yù)緊力在施加了螺栓預(yù)緊力之后，得出的預(yù)緊工況下連桿的應(yīng)力和應(yīng)變圖：圖5-3預(yù)緊工況下連桿的應(yīng)力圖圖5-4預(yù)緊工況下連桿的應(yīng)變圖1.3.2最大拉伸工況最大受拉工況是止活塞處于進氣沖程上止點附近時，連桿承受往復(fù)慣性力所受的最大受拉工況，在上述計算中得到小頭受到的拉伸載荷為8327.43N。在固定大頭后，對連桿小頭施加載荷后得到連桿在拉伸載荷下的連桿受力變形圖和應(yīng)力圖。圖5-5連桿拉伸載荷下變形圖圖5-6連桿在拉伸載荷下應(yīng)力圖通過有限元分析得到，在最大拉伸工況下，連桿的最大變形量為0.011584mm，最大應(yīng)力值為71.373Mpa，連桿材料為40Cr，其屈服強度為785Mpa，許用安全系數(shù)ns取2，計算出許用應(yīng)力[n]=1.3.2最大受壓工況連桿最大受壓工況是活塞處于膨脹沖程上止點附近時，連桿受到最大壓縮載荷的作用。根據(jù)第三章的計算得到連桿小頭在最大受壓工況的力為66748.77N。在固定連桿頭，在小頭施加受壓載荷后得到連桿在最大受壓工況的連桿變形圖及應(yīng)力圖。圖5-7連桿在壓縮載荷變形圖圖5-8連桿在壓縮載荷下的應(yīng)力圖根據(jù)有限元分析得到，連桿在最大受壓工況下，連桿的最大變形量為0.092912mmm，最大應(yīng)力值為273.76Mpa小于其許用應(yīng)力391.5Mpa，滿足其強度要求。1.4本章小結(jié)本章將Pro/E軟件中的連桿三維模型導(dǎo)入ANSYSWorkbench2021R1軟件中，對有限元模型進行了網(wǎng)絡(luò)劃分、定義材