连杆强度计算文献综述.doc

连杆强度计算文献综述1.1概述连杆是发动机中最重要的运动部件之一，其质量和强度直接影响着发动机的可靠性和寿命。无论设计新型发动机或对老产品进行改造，都必须严格校核连杆的强度。连杆强度研究大都归于疲劳强度研究，其目的是关心连杆的工作寿命，考察其在反复承受交变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示;其次，连杆强度研究要考虑大小头孔的变形，关心润滑油膜能否正常建立。通常以这两种方法考核连杆模型设计的合理性。研究连杆强度的方法有试验和计算两种。前者花费时间长、费用昂贵，且无法在概念设计阶段进行。理论研究和实践证明，计算分析的方法对于预估连杆的强度具有很好的价值，并在发动机的概念设计阶段得到了广泛的应用，其中有限元法是最成功、最广泛的方法。有限元法是把连续的弹性体划分为有限大小的、彼此只在有限个点相连的、有限个单元的组合体来研究的。这种把实际连续体划分为离散结构的过程，叫做有限元离散化，这些有限大小的单元，称为有限元，各单元间相连接的点，称为节点。目前，应用最广泛的有限元实质就是先从单元分析入手，找出单元节点上对单元的作用力与单元节点位移、应变、应力的关系。整个有限元分析过程是先建立每个单元的刚度方程，然后进行结构的整体分析，即组集联系整个结构的节点位移与结点载荷的总刚度方程。由于总刚度方程是包含有限个未知节点位移量的线性代数方程组，故可利用电子计算机来求解。最后根据所求得的各单元的节点位移，利用单元分析得到的关系，就可求出各单元的应力和应变。1.2.1 有限元模型由于连杆模型较小，为了准确考察连杆的应力分布，所以模型采用整根连杆模型，对于应力敏感区域和关心区域网格应适当加密；由于随着四面体单元密度的增加，应力会增大，在某些结构或受力复杂的区域网格加密并不是最合理的方法；对于这种情况可在局部建立用六面体网格划分的子模型。1.2.2 边界条件边界条件的确定是影响有限元分析计算结果正确与否的最关键因素，主要包括载荷边界条件和位移（约束）边界条件两种，它们也是随着计算条件与计算模型的改进而不断发展的，研究者们一直在追求如何在实际计算可行的条件下尽量使边界条件接近实际。1.2.3 载荷边界条件连杆的作用是将活塞的往复直线运动变成曲轴的旋转运动,并在活塞和曲轴之间传递作用力。连杆的作用载荷主要有6种:1)拉伸力。最大拉伸力出现在进气冲程开始的上止点附近,其数值是活塞组和计算断面以上部分连杆质量的往复惯性力。最大拉伸力的主要计算公式为：Pj =G(1 +)2 / g(N) (1)上式中G活塞组重力,Ng重力加速度,m / s2连杆比曲柄半径,mm曲轴角速度, rad / s2)压缩力。最大压缩力出现在膨胀冲程开始的上止点附近,其数值是最大爆发压力减去此转速时的惯性力。最大压缩力的主要计算公式为：Pc =D2 ( Pz )/4 - Pj (N) (2)式中Pz 作用在活塞顶上单位面积的气压力,N /mm2D气缸直径,mm3)连杆螺栓预紧力。由于连杆承受的是交变载荷,连杆螺栓与大端盖、连杆体间的作用力也是交变的。最大预紧力P0 的主要计算公式为：P0 = P1 + P2 = (2 2. 5) Pj + P2 (N) (3)式中P1 装配时所加的预紧力,NP2 压紧轴瓦的预紧力,NPj 工作时连杆螺栓承受的工作载荷,N4)连杆小端与衬套间的作用力。由于衬套(或活塞销)是以一定的过盈量压入小端孔内,所以存在着压力。在工作时连杆小端温度会升高,使过盈进一步增大,压力也增大。5)连杆大端轴承孔与轴瓦间作用力。连杆大端与轴瓦间存在着过盈配合力。在螺栓作用力的作用下,大端轴瓦被进一步压紧在大端内孔表面。压力的计算公式与式(3) (4)类似。6)附加弯矩。由于制造误差导致的杆身弯曲,会产生附加弯矩。在实际的计算分析中,忽略不计。根据式(1) (4)可计算出连杆的各项载荷。目前，对于连杆有限元计算时对连杆大小头作用拉伸与压缩载荷的模拟主要有两种方式：沿圆周120均匀分布；沿轴线方向均布或呈抛物线分布，沿圆周方向120或180呈余弦分布，其中又尤以沿轴线呈二次抛物线分布，沿圆周方向120范围内呈余弦分布的载荷边界条件形式应用的最多。1.2.4 位移边界条件位移边界条件的作用是消除计算过程中连杆的刚性位移。连杆的位移边界条件应尽可能的接近实际情况，目前对于唯一边界条件的施加还没有统一的方式，用的最多的是连杆受惯性力时约束连杆下轴瓦内侧，连杆受压力时约束连杆上周瓦内侧，约束点应关于连杆轴向对称。1.3 计算结果的评价1.3.1疲劳安全系数法三维有限元法可相对准确地得到连杆的应力分布，通过应力分布可以采用一定的方法确定连杆的疲劳强度。现有的连杆疲劳强度计算方法大都按材料的疲劳极限，考虑材料强化处理、应力循环和尺寸影响，求出连杆危险部位的最小强度储备，以安全系数的形式表示。 目前应用较多的计算安全系数的方法是根据Googman图推导出的计算方法。对于连杆，、两个安全系数计算公式如下：时：；。时：；。其中：疲劳安全系数；：塑性安全系数； ：不对称循环影响系数；：表面加工情况系数1.3.2取孔变形目前较为普遍的方法是通过傅立叶变化求取变形。取连杆大小头孔圆周方向各点坐标集，根据初始圆心坐标转化成集坐标，通过傅立叶分析方法，给出变形各阶简谐分量。傅立叶分析方法：其中，、表示傅立叶系数，表示各阶变形的简谐分量。在加载荷的情况下的变形量（根据AVL的经验，最大变形量不应该超过过盈量的50%）2. 国内外现状 近年来随着对发动机动力性和可靠性的要求不断提高，连杆的工作条件愈加苛刻，连杆强度及疲劳问题变得更加重要。为了使连杆强度的预测更加接近于实际，从而获得合理的连杆设计，国内外许多学者进行了大量的研究工作，发表了很多这个专题的研究成果。文献2对主要分析件没有做任何的简化,并且考虑了各组件之间的装配关系,使计算模型更加接近实际情况。又由于连杆在工作中一直受不对称循环应力的作用,故从疲劳强度的角度评价连杆的安全问题。文献4对6160船用柴油机连杆进行了有限元强度分析，从疲劳强度的安全系数与变形的角度对连杆进行了考察；文献5通过升降法疲劳实验得到连杆的疲劳强度分布，并对比了有限元计算结果与电测的应力结果，验证了有限元计算的正确性。文献11提出了基于寿命的方法进行有限元疲劳分析，并对结果与实验结果作比较，得出了较可信的结果。文献12 利用ANSYS 软件中的EL EMENT TABL E 来提取拉、压工况下各节点的等效应力,然后自动转化成各单元的拉、压等效应力,再计算出各单元的应力幅和平均应力,最后计算出各单元的疲劳安全系数,并以云图的方式显示在构件上,还可方便查询。这种基于单元表计算疲劳安全系数的方法克服了以往估算安全系数方法的盲目性、随机性,能完整、有效地评价整个连杆的安全性。文献13分析认为, 现行非对称循环构件疲劳强度与疲劳安全系数的计算存在着构件与标准试件循环特性不一致的问题，以实验和试验的结论为基础, 对现行非对称循环构件疲劳强度和疲劳安全系数计算式进行了改进, 可供有关人员在工作中参考。文献15对柴油机连杆进行的无限寿命下的疲劳强度可靠度计算, 用等效方法给出的相当疲劳强度均值和方差的具体表达式, 较好地解决了柴油机连杆的疲劳强度可靠性问题。实例表明,所得结果与实际工程情况是相符的，这种方法对其它寿命很长的机构构件同样适用。 文献16 在总结大量连杆计算经验的基础上, 分析了影响计算精度的各种因素, 提出了一个精细有限元组合计算模型: 摒弃了各种近似处理方法, 计算模型完全根据连杆实际结构确定, 计入了连杆组装的全部零件以及活塞销、活塞和曲轴, 其间所有配合关系用有摩擦的三维弹性多体接触模型模拟。采用有限元参数二次规划算法, 并结合多重多支的子结构技术求解，同时指出了这套理论和方法对于解决这类机械工程问题的优点和广泛的适用性。近20年来，随着计算技术的不断进步和研究者们的不懈努力，发动机连杆强度的研究取得了较大进展，尤其体连杆应力的计算研究方面。然而，由于其固有的复杂性，连杆强度的设计预测还远未完善，对于连杆的研究还是个长期的课题。3思路和安排阅读大量文献，了解国内外连杆强度计算方法；回顾、总结现有连杆强度计算方法；编制概念设计阶段连杆强度计算方法；按照连杆强度计算规范计算195柴油机连杆；4. 参考文献1 柴油机设计手册（上）M 北京：中国农业机械出版社，19842 屠丹红,姜树李,曹茉莉，498 连杆组件的有限元分析，内燃机学报，2004，2（2）3 张军, 樊文欣，柴油机连杆有限元分析， 车用发动机，2002，44 胡玉平，李博，李国祥，刘云岗，6160船用柴油机连杆有限元分析，机械和电子设备2006，45 许德刚, 秦力一, 刘继军，95连杆的可靠性研究，郑州大学学报( 工学版) 2005，46 胡圣荣，罗锡文，陈国华. 发动机复杂零件结构分析的实用边界元方法J.发动机学报，1999，17(3):295298.7 李春玲，发动机连杆疲劳强度有限元分析，柴油机设计与制造，2007，28 傅园松,周岳敏,陶孟章,刘书亭，490发动机连杆组件非线性接触有限元分析，山东内燃机，2005，129 李耀明，马瑞恒，R05Z柴油机连杆强度分析，山东内燃机，1999，410 李静明, 马天兵，基于ANSYS 对连杆的有限元分析， 煤矿机械，2006，611 张林波，柳杨，黄鹏程，瞿元，有限元疲劳分析法在汽车工程中的应用，计算机辅助工程，2006，912 李显明 ,顾德裕，基于ANSYS 单元表的康明斯柴油机连杆疲劳分析，苏州大学学报(工