连杆优化重量和降低成本

1、连杆优化重量和降低成本Pravardhan S. Shenoy and Ali FatemiThe University of Toledo文摘摘要对钢锻造连杆进行了优化研究，并对其重量和生产成本进行了改进。由于连杆的重量对 其总生产成本影响不大，所以成本和重量都是单独处理的。通过材料的变化来减少机械加工， 是降低生产成本的一个重要因素。减重是通过使用迭代过程实现的。文献调查表明，由静态 拉伸和压缩载荷组成的循环载荷常用于连接杆的设计和优化。然而，在本研究中，负荷优化 是由一种由动态拉伸载荷和静压载荷两种极限载荷组成的循环荷载作用下进行的。同时还对 疲劳强度、静强度、抗屈曲性和可制造性等因素进

2、行了限制。疲劳强度是连接杆优化中最重 要的因素。此外，还对节约成本进行了估算。研究结果表明，与现有的连杆相比，优化连接 杆的重量轻了 10%，成本降低了 25%。介绍本研究的目的是为了优化钢架的重量和制造成本，并考虑近期的发展情况。通常，最佳 解决方案是目标函数在定义的约束条件下可以达到的最小或最大可能值。然而，在这里进行 的优化并不是真正的数学意义上的，因为在减少质量的同时，制造的可行性和降低成本是优 化的组成部分。此外，本工作中使用的软件对疲劳寿命约束下的优化进行了限制。因此，在 定性分析的过程中，并不是采用数值优化技术，而是定性地分析了定量结果，并对结构进行 了修正。Yoo等人用不同的弹

3、性方程、连续介质力学的材料衍生概念、以及一种联合变量技术来 计算压力的形状设计敏感性。该结果被应用于迭代优化算法中，用于数值求解的优化设计方 案。Serag等人开发了近似的数学公式，定义了连接杆的重量和成本，作为客观的功能和约 束。这种优化是通过几何编程技术实现的。Sarihan和宋三优化了一个发动机连接杆的手腕，并对其进行了干涉。它们产生了一个近似 的设计表面，并对这个设计表面进行了优化。在迭代过程中，目标和约束函数被更新，直到 实现了收敛。所使用的负载周期是与最大扭矩对应的压缩气体载荷，与最大惯性载荷对应的 拉力载荷。摘要利用变形和平均八面体剪应力的修正后的古德曼方程进行了疲劳分析。摘要

4、提出了一种方法来优化连接杆的形状，使其在负载周期中，由从气体负荷中扣除的惯性负载 作为另一极端的极限和峰值惯性负载。首先用有限元程序计算出杆的位移和应力，然后用另 一例程计算总寿命。疲劳寿命被定义为裂纹萌生和裂纹生长寿命的总和，利用断裂力学获得 裂纹生长寿命。对于这一优化问题，连杆的重量对最终构件的成本影响不大。材料的变化，导致加工成 本的显著降低，是降低成本的关键因素。因此，在这个优化问题中，成本和权重分别被单独 处理。在优化过程中考虑减重的结构因素包括屈曲载荷因素、荷载作用下的应力、弯曲刚度 和轴向刚度。采用C-70钢，即断裂裂纹，达到降低成本的目标。它消除了杆头和顶盖面的 锯切和加工，据

5、信可以将生产成本降低25%。图1显示了实际的和数字化的连接棒。当螺栓头重的时候，两者之间的重量差小于1%。这 表明了固体模型的准确性。所考虑的引擎配置在表1中列出。图1:实际的和数字化的连接棒。表1:连接杆所属的引擎的配置。图1显示了实际的和数字化的连接棒。当螺栓头重的时候，两者之间的重量差小于1%。这 表明了固体模型的准确性。所考虑的引擎配置在表1中列出。负载分析图2中所示的压力曲柄角图如图所示。该优化是在一种循环荷载作用下进行的，该载荷包 括动态拉伸载荷和静压载荷两种极限载荷。结果包括连杆的角速度和角加速度，连杆曲柄端 中心和重心的线性加速度，以及末端的力产生的几个发动机转速。曲柄端和活塞

6、端力作为曲 柄角的函数，分别在图3(a)和 3(b)的最大发动机转速下，如图3(a)和 3(b)所示。力的两个 组成部分，一个沿着连杆的长度，另一个在它的另一个上。由此产生的合力也显示出来。在 任何时间点，在末端计算的力都是外部载荷，而惯性负载形成了连接杆上的内部负载。这些 结果导致了一组完全平衡的外部和内部负载。随着速度的增加，最大的拉伸载荷增加了在曲 柄端，最大的压缩载荷减小。可以看到，最大的动态拉伸载荷与360度曲柄角对应。请注 意,在动态负载的作用下，在给定的时间点上，两端的力是不同的。6002.DE+04-20E+04曲柄年度1.0E+046002.DE+04-20E+04曲柄年度1

7、.0E+04N O.OE+OO-1.0E+04图3:轴向、正常，以及在曲柄端(a)和活塞销端(b)的合力，以曲柄转速/分钟的速度。应力历史摘要采用准动态有限元法来获得应力-时间的历史。准动态有限元法，而非静态有限元 法，可以捕捉实际的锥状结构行为。在执行连杆机构的准动态有限元法的同时，在连杆的曲 柄转角上，对连杆和连杆的载荷进行了计算，并应用于连杆的曲柄和活塞销的销端。在连杆 的大小和方向上都指定了角速度、角加速度和同一曲柄角的直线加速度。根据这些输入，计 算并应用了惯量和动态载荷。这确保了应用负载形成了一组完全平衡的内部和外部负载。应用载荷分布是基于韦伯斯特等人的研究。摘要在曲柄接触面与余弦

8、分布的180度范 围内，拉伸载荷被应用于180度的曲柄接触面，而在曲柄接触面120多度的情况下，压缩 载荷是均匀分布的。的6个细节已经讨论过了。在图4中所示的15个位置中，图5显示了 位置9、12和13的压力时间历史。从这个图中可以看出位置9的最大应力在360度的曲柄 角度，就像它的最大载荷一样。然而，在第13位，最大的由于弯曲应力的影响，应力发生 在3480曲柄角。这一点强调了弯曲应力，在单轴载荷作用下，不考虑设计/优化连杆。结果 发现，在柄中心7处，弯曲应力大约是整个应力幅值的20%。应用载荷分布是基于韦伯斯特等人的研究。拉伸载荷应用超过180 0曲柄接触表面的余 弦分布，而压缩负荷应力历

9、史的其他重要的观测位置在图4中，位置附近的油孔和曲柄端过渡 的重要multiaxiality要求使用等效应力（即冯米塞斯）。同时，R比（也就是最小到最大应力 比）随位置和发动机转速的变化而变化。例如，在柄的中间（即图4中的第12点），R的比率 在2000年的时候为18.8/分钟到0.86/分钟。这些都是在7点讨论的。图4:在连接杆上的位置，在一个完整的引擎周期中，应力变化被跟踪。一19 -M-12 113K5CL一19 -M-12 113K5CL巨InE 心m图5:压力（冯米塞斯）在第9、12和13的位置上的引擎周期的变化。XX是一 xx组件的压力。优化语句和约束优化的目的是将连接杆的质量降到

10、最低，包括峰值压缩气体载荷和峰值动态拉伸载荷 (在360度/分钟内曲柄角)，最大、最小和等效应力幅值均在允许应力范围内。连接杆的生 产成本也被降到最低。此外，在峰值气体负荷下的屈曲荷载系数必须是允许的。在优化的几 何结构中，连杆必须与当前引擎中现有的一种可互换。这些需求或约束，现在都简要地讨论 了。应用载荷-使用的拉伸载荷是在360度/分钟时的360度曲柄角的动态拉伸载荷。这是因 为在连接杆的所有位置上，最大的拉伸应力发生在或接近360度的曲柄角，以达到每分钟 的速度。所使用的压缩气体负荷为21.8 kN，对应在压力曲柄角图(见图2)中达到峰值柱面 压力，21.8 kN的压缩负载与连杆几何形状

11、无关。然而，拉伸载荷依赖于特定的几何形状， 因为它是质量的函数，惯性矩，和cg的位置。允许应力-允许应力是材料强度与安全系数的比值。摘要为优化连接杆选择的材料是 C-70钢，由于其断裂的脆裂性。C-70钢有27%的延伸率，而单调的应力-应变曲线8显示了 相对延展性的材料的性能。结果，对静载荷安全系数的定义是考虑到屈服强度，而不是最终 的抗拉强度。对于循环加载，连接杆的寿命预计在108到109之间c-70钢的耐久性极限是339 MPa， 而现有的锻钢材料是423 MPa。表面光洁面没有考虑在内，由于喷丸处理过程消除了表面 上的表面处理对疲劳寿命的负面影响，通过在表面上产生压应力的残余应力。这是在

12、连接杆 8号轴疲劳试验期间的地下故障确认的。失败指数-一个类似于安全系数的概念，失败指数(FI)，在这个工作中被用来量化应用应 力的严重程度和可用强度。失效指数(FI)是安全系数的倒数，可以被定义为冯米塞斯应力与 强度的比值(即屈服强度或疲劳强度，取决于应力的静态或循环性质)。越是接近一个，失败 的可能性就越大。在这项工作中，安全系数的安全系数是2.1,根据诺顿9号的指导方针，以及其他关于 连接杆的设计的研究，如Folgar等10人的研究。要么是0。48,要么是现有成分中的FI， 无论哪个更高，都被用来在连接杆的给定位置或区域获得允许的应力。对于循环加载，Sonsino和Sonsino 11使

13、用了一种安全系数为1.66的安全系数，这是 一种连接杆的负载。同样的因素也被用于这里允许的应力幅值，对应的是0。60。与轴向载 荷的情况类似，该假设为0。60或现有构件中的FI，无论哪个较高，都被用于在给定的位 置或区域中获得允许的应力幅值。图7显示了现有的几何体在循环载荷下的耐久性极限。KFJI3- f H7IJ- O6. 08D D图7:失效指数(FI)，定义为:在现有的连杆和材料上，在R=-1上的等效应力振幅与423 MPa 的耐力极限的比值。几何约束优化的连杆被假定为可互换的现有的一个。因此，曲柄销的直径和活塞销几何约束孔的直径，连杆的整体厚度，曲柄销中心到活塞销中心的距离是不能改变的

14、。活塞销端安装 在活塞下，在运行时应该清除活塞裙和活塞底部。螺栓的尺寸和孔的尺寸也被保留了下来。这是因为对连接连接棒的接口进行建模是一个复杂的问题，超出了这项工作的范围。 连接杆的所有其它尺寸都可以在实际限制范围内变化。优化过程和结果对现有连接杆与允许应力的比较结果表明，连接杆的柄区为减重提供了最大的潜力。3、4、9、10和11（图4）附近的区域已经高度紧张。尽管在5、6、7和8附近的区域可能提 供减肥的潜力，但这些区域涉及到螺栓和连接棒之间的复杂接口。结果，这一地区并不是研 究的重点。然而，在小腿部位，肋骨和网络的厚度却降低了，只有达到一定的限度才能保持可锻性。 优化连杆的截面模量应该足够高

15、，以防止高弯应力。弯曲应力存在于惯性力的作用下，也可 能由于曲轴和箱壁变形而产生。为了使截面模量尽可能高，肋骨的宽度增加了。与现有的锻钢相比，由于C-70钢的屈服强度和耐力极限，在该地区的销钉端部的体积 增加了，从而增加了该地区的强度。基于指南的Repgen5，夹具的位置搬迁从现有的位置 是完全帽。的半径过渡到曲柄端铰接端增加，因为放松半径减少应力集中的影响效果。然而，整体宽度、针端和曲柄端孔的直径，以及连接杆的针端中心到曲柄端中心长度没有改 变，以保持与现有连杆的可互换性。必须指出的是，在优化过程中，除了讨论的尺寸外，在 网络上的尺寸和连接杆的尺寸也各不相同。经过几次迭代，包括确定加载和执行

16、每个迭代步骤的几何形状的FEA，得到了一个优 化的几何图形，如图8所示。优化连接杆的质量为396克，比原连杆的质量低10%。这个几何图形是用来满足上述设计约束的。图8:优化连接杆的几何形状。在拉伸和压缩载荷作用下，对c-70钢的屈服强度进行了失效指标（FI）。在拉伸载荷的表面上发现的最 高的非拉伸载荷是在针端孔的表面。然而，在一项涉及连杆与活塞销和衬套的分析中，观察到该区域针端 孔）的应力明显低于余弦负荷所预测的应力。对于循环加载，在c-70钢的耐受力极限下，获得了失效指数（FI）。根据冯米塞斯的准则计算了等效应 力幅值，并计算了等效的平均应力-Sqm。Sqm= Smx+Smy+Smz在获得等

17、效的平均应力和应力幅值后，利用常用的修正古德曼方程得到了 R=-1（对应于SNf）的等效 应力幅值。连杆，用于循环加载。这个数字表明最大的FI是在油孔里。这个位置的应力对边界条 件很敏感。在现有的和优化的连接杆上都使用了类似的边界条件。结果表明，油孔优化连 接杆的值比原来的连杆的值要小。同时，在连接杆上与21.8 kN的压缩载荷进行了线性屈曲分析，这是加载周期中最大 的压应力载荷。初始连杆的屈曲荷载系数为7.8，而对优化连杆的屈曲载荷系数为9.6,这 是足够的。图9:优化连接杆的故障索引(FI)分布。表2列出了两个连杆的各种材料和几何性质。注意，尽管重量减少，但轴向硬度略有增加。连接杆的惯 性

18、矩与它的运动平面(z轴)和通过它的c.g。伊茨和重量也列在这两个连杆上。重量不包括螺栓头的重量， 是为FEA所产生的几何形状的重量。需要注意的是，通过使用微合金钢，具有较高的屈服强度和耐疲劳性 能，活塞销端和曲柄端的重量可以进一步降低。然而，由于生产的限制，该地区的重量减少是有限的。表2:比较优化的和原始的连杆。优化的原始的变化原料性能-70FSE(GPA)2122072屈服强度(MPa)574700-18百分比伸长272413减少面积百分比2542-41抗拉强度(MPa)9669383疲劳极限(MPa)339423-20其他因素轴向位移0.2040.206-1重量(gms)396440-10

19、伊茨(公斤m2)0.001390.00144-4屈曲荷载系数9.67.823整体位移沿连杆长度的张力。曲柄端设计的验证正如前面所提到的，该夹具的位置被重新定位，这样它就不会在断裂裂纹的断裂裂缝中出 现。为了验证设计的正确性，为曲柄端执行了更详细的FEA。对这一有限元分析，对螺栓 孔进行了建模，并将其与连杆分离，并与两个螺栓连接。螺栓与螺纹连接杆之间的连接采用 了具有高刚度的弹簧元件。连接区域并没有被详细的描述，因为在螺栓杆接口上的行为是不 感兴趣的，因为螺栓的原始设计被保留了下来。在更实际的装载条件下，在卡杆界面和杆和 顶盖上的行为是主要的兴趣。螺栓预张力也被模拟了。预拉力估计为每螺栓1212

20、克，根据 连接杆的20纳米的指定螺栓扭矩。接触元素在它们的交配表面被定义在杆和帽之间。在螺 栓头和顶盖螺栓阀座之间也定义了接触单元，其销端是受限制的，与360度/分钟的360度 曲柄角相对应，并在连杆上施加了 21.8 kN的压缩负荷。因此，两种有限元模型得到了解决， 一种具有拉伸载荷，另一种具有压缩载荷。图10显示了冯米塞斯的应力变化和在拉伸载荷下讨论的模型的位移。对顶盖和杆的位移 形状，特别是在d-帽界面上，表明有限元模型是合理的。在图10中，冯米塞斯的最大压力是在rod-cap接口的外围。在内帽边缘的许多节点（在 rod-cap接口上），最小的径向位移节点的径向位移值为0.077毫米，这

21、种位移是连接杆孔的 中心。然而，曲柄端轴承和曲轴之间的间隙，在这个尺寸范围内的12、13号连接杆的顺序 是0.026毫米。图10:Mises的应力变化和位移（放大20倍）在拉伸载荷下的连接杆和盖；在右边显示了 FE模型。通过对连杆机构的刚度与连杆的刚度进行比较，研究了一些附加的情况，比较了连杆机 构的刚度（与曲柄销和轴承）的刚度。这些例子包括连杆与轴承，连杆和轴承的连接，轴承的 刚度降低到很低的值，一个连杆和一个销钉（表示曲轴）的径向间隙为0.026毫米。在这些分析案例中使用的连 杆有顶杆积分。在分析中没有考虑到的唯一因素是油膜的存在。然而，石油薄膜预计不会影 响到硬度。结果表明，连杆机构的刚

22、度与曲柄端轴承内的轴承的刚度有关。此外，在针脚出现的关 键位置上，应力和位移显著降低，表明针脚的存在增加了连接杆总成的曲柄端的刚度（与在 图10中使用的余弦加载时的行为相比）。与内部边界（在rod-cap接口）对应的区域的位移显 著降低，低于清除值。在卡杆界面上的断裂表面，也被认为是由于在阀帽和杆14之间的牢 固接触而增加了刚度。从这些分析中可以得出结论，曲轴和轴承的存在使曲轴的刚度增加。结果，弹簧被加在 了杆和帽的相反的内部边缘上，以模拟上述的硬度。在此添加之后，在rod-cap接口的外部 边缘的最大应力显著下降，如图11所见。图11。冯米塞斯的应力变化和位移(放大20倍)在拉伸载荷下的连接

23、杆和顶盖。有弹簧的铁模型，在帽子和杆子的边缘上加 了，在右边。制造业和经济成本方面通过引进C-70可裂纹的钢，可消除现有锻钢连接杆的生产过程热处理、曲柄端接合面 的加工和套筒的钻孔。断裂的分裂过程消除了需要单独铸造冠状和连接杆的主体或需要锯的 需要器一件一件锻造连杆到两件。另外，两个断裂的断裂部分在断裂的表面上有一个独特的表面 结构，阻止了杆和帽的相对运动5。这提供了一个稳固的接触，增加了这个区域14的硬度。在优化过程中，考虑了连杆的可锻性。在减少刀柄尺寸的同时，网络和肋骨尺寸也减少 到一定的限度。由于同样的原因，网络被保留在了柄中。在刀柄上做一个切割会使材料的利 用率更高，但是如果没有变形，

24、这个形状是不会被忘记的。持可锻性的另一个方面是连接杆 表面上提供的角度。成本通常是一个专有的问题，不容易获得。克拉克等人在1989年发表的一份研究报告， 比较了锻钢和钢锻造连接棒的制造成本。结果表明，常规锻钢(FS)连接杆的总成本占总成本 的62%，粉末金属(PM)连接杆的总成本占总成本的42%。与传统的连接杆相比，PM连杆 的总成本降低了 6%。这表明，用于PM连杆的断裂分离过程的加工成本降低，使连杆连杆 的总成本节省了 23%。类似地，在1998年的一份由Repgen所作的最新研究中，他提到了 锻钢连接棒，他说:“与传统设计的连接杆相比，断裂断裂的发展达到了 25%的总成本削减， 在欧洲被广泛接受。”Paek等人介绍了一种粉末金属连接棒，为他们的现代汽车引擎。他们注意到，通过将 粉末材料用于连接杆，而不失去刚度，与热钢锻造连接杆相比，在产品成本上节省了 10.5% 的成本，这需要在顶盖头上进行加工。根据克拉克等人的成本分析，将热钢锻造连接杆通过 断裂分离过程消除，可节省