连杆小头油孔方案的有限元分析

连杆小头油孔方案的有限元分析

在连杆机构中设置压力油润滑在汽动汽车上，由于低压和低滑动速度，小端轴承的压力量一般不大，因此无法产生理想的液体滑动。由于载荷的交变性引起活塞销相对连杆上下移动,这个泵吸作用可以促成油膜恢复,故连杆小头轴承的润滑方式有多种:(1)从连杆杆身钻孔,利用连杆大头处的压力油,经杆身上的油道(油孔或油管)流至小头进行压力润滑(目前这种形式趋于减少);(2)在活塞销下方两侧开油孔,吸收连杆上的吸附滑移机油,机油靠连杆运动时的惯性力作用从下部吸附滑移上去,这种润滑方式适用于立式机;(3)在活塞销上方——小头顶部正中或上部左右两侧开设集油孔,吸收从活塞内腔流下的油和曲轴箱中飞溅的油来润滑,这种方式广泛应用于小型四冲程柴油机上。对于连杆小头构形,小头到杆身的过渡结构决定了小头的刚度及支承情况,但小头油孔数和油孔位置对小头的刚度和强度也有一定的影响,一般情况下应尽量避免在高应力的过渡区开设集油孔,以免削弱小头强度。本文运用有限元法研究了小头油孔情况对连杆的强度和刚度的影响,并根据VonMises应力屈服条件对其进行了疲劳验证。1联合元分析1.1实体建模技术连杆有限元计算是针对基于结构的三维实体模型进行的。采用I-DEASMasterSeries7.0软件,应用参数化设计和特征建模技术对连杆进行了三维实体建模,包括连杆体、大头盖、连杆轴瓦、连杆小头衬套以及连杆螺栓等零件,并选用四节点四面体单元剖分网格,如图1所示。1.2接触单元位移约束发动机工作时,连杆是运动部件,连杆小头和活塞一起做往复运动,连杆大头与曲轴一起做旋转运动。必须消除连杆整体模型的刚体位移,以解决位移函数在边界上的初始条件。在此,用曲柄销将连杆大头固定,曲柄销和连杆大头孔之间设有接触单元,曲柄销一端面全约束,另一端面只允许轴向位移;对连杆小头顶端一节点在横向进行位移协调约束;大头盖和连杆体之间存在接触单元。1.3危险工况下连续劳动由于连杆既是传力构件又是运动构件,受力情况很复杂,而连杆失效多为在周期变化的外力作用下的疲劳破坏,故对连杆的计算考虑3种载荷工况进行分析,这3种工况分别为:预紧工况、最大惯性力工况、最大爆压工况,由此获取在危险工况下的连杆应力和变形的分布情况。1.3.1螺栓抗压强度的优化在预紧工况下,连杆不但要承受螺栓预紧力,还承受连杆轴瓦装配时产生的预紧力和连杆衬套过盈量产生的预紧力。螺栓预紧力通过在螺栓(杆单元模拟)两端节点上施加节点温度,靠温差使杆单元收缩从而实现准确的预紧力。连杆轴瓦的装配预紧力以面力的形式作用在接触面上。连杆衬套过盈量产生的力也以面力的形式作用在接触面上。1.3.2连续工段开始拉出量并以最大惯性力引起在最大惯性力工况下,连杆不但承受预紧工况时的载荷,还承受进气行程开始连杆受拉状态时的载荷,这是由最大惯性力引起的。加载时,把最大惯性力按余弦分布规律施加在连杆小头销孔的内表面上,余弦分布角为120°。1.3.3还受做功行程时的最大爆压在最大爆压工况下,连杆不但承受预紧工况时的载荷,还承受做功行程时的最大爆压,该力是由活塞销传递过来的。加载时,把最大爆压按余弦分布规律施加在连杆小头销孔的内表面上,余弦分布角为120°。2孔的连连连口的方案为分析连杆小头油孔数对连杆的影响,在此以CY4102柴油机连杆为例,取有1个油孔的连杆的原方案为方案1;其它参数不变,在连杆小头上将1个油孔改为2个油孔、油孔夹角为60°的方案为方案2。算例中,转速为3500r/min时,连杆所受拉力为18.99kN;爆压为10.5MPa时,连杆所受压力为73.84kN。2.1拉工况下的应力根据计算结果考查了连杆上10个应力区域,区域示意图见图2。两种连杆方案的VonMises应力对比分析如图3所示。由图3可知,拉工况下,在6区,双油孔连杆方案小头油孔口处的VonMises应力比单油孔方案大;在7区(小头顶),单油孔连杆方案小头油孔口处的应力相对较大;在其它各区,两种方案的应力水平基本保持一致。压缩时,在8区(小头承压部位)和10区(大头承压部位),最大的VonMises应力产生于单油孔结构方案,其它部位的应力水平差别不大。2.2双油孔结构方案比选表1为连杆大小头孔内径变形表。从变形看,连杆小头的油孔数对小头刚度影响较大,对大头刚度影响较小。拉工况下,小头孔变形在纵向、横向方面都是双油孔结构方案的小,大约小3×10-3mm左右;大头孔的变形在纵、横向方面也是双油孔结构方案的小。这是由于拉伸时,载荷分布的最大点作用在小头顶端,单油孔方案的油孔处刚度最小,受力却最大,因而此处的变形量大,而双油孔结构方案的小头顶部刚度相对要强。压工况下,双油孔结构方案的小头孔变形量稍有增加,但增量不大。双油孔方案大头孔的纵向变形偏小,差别也不是很大,这是因为压缩时,双油孔结构方案两油孔处的刚度减小,使小头孔纵、横向变形都有增大的趋势。小头孔横向变形增大,使杆身受力减小,作用到大头孔上时,其孔的纵向变形减小。表2所示为双油孔方案的连杆小头油孔夹角内径变形情况。小头两油孔夹角对小头的刚度也有影响。一般来说,夹角越大,压工况下小头孔的横向缩短率越小,并有可能变为横向伸长;拉工况下,小头孔的纵、横向变形也有增大的趋势,因而两个油孔的夹角也不能太大。2.3双油孔方案的小头寿命抗疲劳设计中的许用安全系数值取决于力和应力的计算可靠性、材料的均匀性、零件的制造工艺水平和其它因素。在文中所研究的单油孔方案中,小头的安全系数是2.16,在转速为3500r/min时,小头的寿命为5.79×107次,折合551h;双油孔方案中,小头的安全系数是2.33,小头寿命为9.02×107次,折合859h,连杆小头寿命有所增加。但并不是双油孔方案一定就好,当两个小头油孔的夹角比较大时,油孔位置会进入高应力过渡区,或干脆位于高应力区(如图4所示),使连杆小头的寿命有所降低。3双油孔结构方案的不足(1)从应力方面看,拉伸工况下,小头油孔口处的应力比较大,且在连杆小头顶端单油孔方案小头油孔口处的VonMises应力比较高,是小头区中应力最高的地方。爆压工况时,在连杆小头端承压部位和大头端承压部位,单油孔方案的最大的VonMises应力值偏高,但差值不是很大。从变形看,双油孔结构方案的大小端内孔变形比单油孔结构方案有明显改观,若小头端两油孔的夹角取值适当,则双油孔连杆方案的总体变形要比