柴油机连杆的有限元分析

柴油机连杆的有限元分析

连锁的资源配置发动机连接功能将动力滑液的气体力传递给电机，使活的循环运动成为轴的旋转运动。如果失败，燃料消耗、激活和轴向死亡都会导致严重的后果。发动机工作时,连杆小头通过活塞销的连接,与活塞一起作往复直线运动;连杆大头与曲轴的连杆轴颈相配合,和曲轴一起旋转;连杆的其余部分则作复杂的平面运动。连杆工作时要承受气缸压力和往复过程产生的冲击性拉压交变载荷,因此连杆要有足够高的疲劳强度和刚度。本文以某型号柴油机连杆为研究对象,先对其进行有限元计算,再对连杆进行拉压疲劳试验并进行分析。1计算的元算1.1单元划分和确定连杆组由连杆体、连杆盖、螺栓、衬套和连杆轴瓦组成。各部件网格采用了不同单元处理以保证考查区域结果准确性并控制计算规模。连杆、连杆盖、螺栓采用划分较细的四面体二次修正单元,并加密重点考察部位;连杆轴瓦和衬套采用划分较细的六面体一阶单元。螺栓与连杆体,螺栓与连杆盖之间采用刚性连接,连杆小头与衬套件、连杆大头与连杆轴瓦件、连杆体与连杆盖间均采用接触连接,具体有限元模型见图1。1.2边境条件1.2.1衬套最大装配过盈量的确定连杆小头衬套在安装时是过盈装配,连杆大头的轴瓦也有一定的过盈量,这些过盈在有限元计算中必须予以考虑。连杆小头衬套过盈量由两部分组成,衬套最大装配过盈量Δz和衬套温度过盈量Δt,ΔD=Δz+Δt。衬套最大装配过盈量由图纸计算:Δz=连杆衬套外圆上偏差-连杆小头孔下偏差;衬套温度过盈量:具体计算见表1。连杆轴瓦有一定的过盈量,在预紧力p0的作用下,连杆瓦被压缩了h0,还有hy的余量,考虑到实际连杆大头孔的公差,一般实际上连杆大头孔的最大半周过盈采用以下公式计算:其中D0为连杆大头孔的基本尺寸;b0为连杆瓦的宽度,E为连杆瓦钢背材料的弹性模量;t为连杆瓦的厚度;t1为连杆瓦合金层的厚度;α为折算系数(对于巴氏合金瓦α=0.2,铝基合金瓦α=0.35,铜基合金瓦α=0.5)。具体计算结果见表2。1.2.2惯性力对连杆载荷的影响连杆在工作中承受气缸内的气体压力、往复惯性力和旋转惯性力的作用,由于连杆主要是因拉压疲劳而破坏的。旋转惯性力的影响很小,在计算时不考虑旋转惯性力的影响,只计算拉压载荷对连杆的影响。通过柴油机动力学计算得出连杆气体压力与惯性力联合载荷。载荷施加采用支反力的形式加载,以压力形式均布加载在衬套和轴瓦120°的圆周单元上。1.3确定危险点,确定塑性系数和疲劳安全系数连杆受力分受压工况和受拉工况进行分析,综合考虑两种工况的危险点,选取各工况的危险点(如图2所示)进行核察,计算这些点的疲劳安全系数和塑性安全系数。因为σm≥0,连杆的疲劳安全系数以公式进行计算,塑性安全系数以公式计算。计算结果见表3。疲劳安全系数最低点在第4、9点,塑性安全系数最低点在第11、7点。2联杆疲劳试验为了验证有限元计算的正确性,进行连杆疲劳试验并对结果进行分析。2.1热压试验加载试验设备采用德国IST公司产电液伺服疲劳试验系统。采用固定载荷系数验证被试连杆的疲劳强度。加载波形为正弦波,循环基数为107次。考核连杆小头时,大头过盈连接,小头保留衬套,采用原机活塞销。考核连杆大头时,连杆大头间隙配合,小头去除衬套后采用非标销过盈连接。负荷加载采用恒定载荷比法进行加载,恒定载荷比法是在试验加载时,保持载荷比恒定不变,用名义载荷中的最大压力和最大拉力乘以一个安全系数来确定试验载荷。试验频率根据设备能力而定。连杆螺栓的紧固按技术要求执行,大、小头均为机油冷却。试验现场见图3。2.2试验前后的连杆试验结果疲劳试验结果见表4,其中小头试验的三个连杆全部通过1000万次,最大通过安全系数1.9。做大头试验时,在1.8载荷强化系数下5、6号连杆大头出现裂纹,试验后的连杆实物照片(5号连杆)见图4、5、6。4号和7号连杆通过1000万次循环。2.3新型断口宏观形貌对5、6号失效连杆进行分析,二支断裂连杆的共同特点:a.断裂循环次数相近:150~189万次;b.断裂部位相同:连杆大头,螺纹孔底部;c.疲劳源相同:位于螺纹头部第二扣螺纹处。断口宏观形貌见图5,箭头所指为裂纹源处。电镜下观察发现断口为疲劳断裂,裂纹源处有明显的疲劳条痕,未发现夹杂及热处理缺陷;裂纹扩展区主要为穿晶解理断裂特征;瞬断区组织呈韧窝状特征,为静载断裂特征。3试验验证和试验结果的比较(1)有限元计算得到的危险区域和疲劳试验实际发生失效部位一致,说明理论计算和实际试验符合。(2)有限元计算连杆大头与杆身处的安