发动机连杆发动机连杆轻量化设计

发动机连杆发动机连杆轻量化设计

0约束注浆黄连是车辆传递动力的重要部件。将活的循环运动转换为区域轴的旋转运动，并将激活组的力传递给轴。因此，在设计直杆时，首先要确保其足够的疲劳和结构刚性。由于直杆重量的增加会增加惯性，因此直杆的设计应首先确保其足够的强度和刚性。因此，为了增加直杆的强度和刚性，我们不能简单地增加结构的体积。因为直杆的重量会增加惯性。因此，直杆的设计的一个重要要求是在尽可能轻的结构下确保足够的强度和刚度。换句话说，轻量化的黄连设计是最终的设计目标。为了优化设计某发动机连杆、减轻连杆重量,选用朝柴发动机连杆作为评判的参考样品.分析某连杆发动机连杆现生产方案及其3种改进设计方案,以连杆疲劳安全系数为量的指标,从3种改进设计方案中选出满足强度和刚度设计要求的、重量最轻的方案为最终优化设计方案.1元模型的构建1.1接触问题的有限元分析发动机连杆是由连杆体、连杆盖、连杆轴瓦和连杆螺栓等零件组成,连杆螺栓以巨大的预紧力(5×104N)把连杆体和连杆盖连接在一起,连杆轴瓦主要起耐磨作用,因此,进行有限元分析时不考虑连杆轴瓦和连杆螺栓,而代之以连接预紧力作用于连杆体和连杆盖上,连杆体和连杆盖接触面考虑接触和摩擦力.由于连杆结构和载荷的对称性.在建模型时仅取其一半结构进行有限元模型化.连杆的有限元模型采用四面体单元.本文CAE分析前后处理软件为Altair/HyperMeshV7.0,分析软件为MSCNastran2001,各方案有限元模型规模见表1,有限元分析模型见图1.1.2连续力连杆总成的往复和旋转惯性力:活塞最大爆发压力载荷:Pgb=80896压缩工况下连杆大头受压力:Pcb=73374压缩工况下连杆小头受压力:Pcl=77292拉伸工况下沿连杆小头方向施加连杆总成的往复和旋转惯性力:Ps=Psb-Psl;=14495压缩工况下沿连杆小头方向施加连杆总成的往复和旋转惯性力:Pc=Pcl-Pcb=3918连杆大头压缩载荷和连杆小头拉伸载荷均按120°范围内成余弦规律分布,连杆大头拉伸载荷和连杆小头压缩载荷均按180°范围内成余弦规律分布.惯性力均匀作用于模型中所有节点上.约束连杆对称面上所有节点的法向移动自由度,为限制连杆刚体运动,约束连杆对称上一节点的所有移动自由度和连杆盖对称面一节点的横向移动自由度.见图1.2进部位部位对比某发动机连杆3种改进设计方案结构改进部位重点在连杆大头螺栓连接处,连杆大头、小头内径和宽度没有变化,而连杆杆身厚度和宽度均有变化,见表2.3竖向直径变化量连杆变形重点关注4个位置的变形值:连杆小头横向直径变化量δ小横,连杆小头竖向直径变化量δ小竖,连杆大头横向直径变化量δ大横和连杆大头竖向直径变化量δ大竖.见表3.4拉压疲劳极限由于连杆承受拉、压载荷作用而产生拉压交变循环应力,连杆拉压疲劳安全系数按下式计算:式中:σ-1为材料在对称循环下的拉压疲劳极限.朝柴CY6102B发动机连杆σ-1和某汽车公司发动机连杆σ-1均取422MPa.εσ为工艺系数,取0.75;ϕσ为角系数,表示平均应力对脉动部分的影响,此处取0.2.考虑到连杆工作中由于偏斜引起压力沿轴分布不均匀及发生活塞卡缸的可能性,一般取n=1.5～2.5【1].具体见表4.5连续元段压缩工况分析表4可知,某连杆改进方案3重量最轻,爆压125bar时的安全系数2.41也高于朝柴改进连杆的安全系数2.37,而朝柴连杆作为参考样品,其疲劳强度经实践检验安全可靠.因此,改进方案3强度可行.根据连杆刚度设计要求,连杆在拉伸工况下应重点关注连杆大头和连杆小头横向直径收缩量;连杆在压缩工况下应重点关注连杆大头和连杆小头竖向直径收缩量.分析表3可知,某连杆改进方案3在爆压125bar时,拉伸工况下,连杆大头横向直径收缩量0.064mm小于某连杆原方案爆压100bar连杆大头横向直径收缩量0.07mm,连杆小头横向直径收缩量0.033mm小于朝柴改进方案爆压100bar时连杆小头横向直径收缩量0.0416mm;压缩工况下,连杆大头竖向直径收缩量0.0196mm小于朝柴改进方案爆压100bar连杆大头竖向直径收缩量0.044mm,连杆小头竖向直径收缩量0.0127mm小于朝柴改进方案爆压100bar连杆小头竖向直径收缩量0.0135mm.即某连杆改进方案3刚度大于某连杆连杆原方案和朝柴改进方案.而某连杆原方案和朝柴改进方案的刚度已经实践检验可靠.因此,改进方案3的刚度可行.根据以上分析,某连杆轻量化设计方案应选方案3为最终优化设计方案.6连杆参数综上所述,改进方案3为最终轻量化设计方案该方案度和强度均优于朝柴连杆,而且重量也比朝柴连杆轻.在爆压增至125bar工况下,本课题连杆减重123.4g,减轻7.1%,效果相当明显.如果发动机爆压