毕业论文参考-基于ANSYS的连杆应力有限元分析及结构优化

XXXXX毕业设计（论文）第一章绪论1.1论文研究背景和意义以往对发动机的主要组成部件的受力分析，只能靠传统力学计算方法，大致反映这些零件受力状态，因为这些零件受力复杂且形状不规则，比如活塞、连杆、气缸、曲轴等。随着工程的实际需要发展，此类传统计算已经达不到精确设计的要求。随着计算机及有限元分析技术的发展，自上世纪七十年代以来，发动机结构设计中广泛运用有限元分析技术，为工程设计带来了极大的便利性，缩短了设计时间。因此对发动机连杆进行应力分析可以使用有限元分析技术，可以从整体把控连杆在实际工作当中的力学性能。进而利用这种方法求出连杆在载荷作用下的应力分布情况，有针对性的进行结构优化，提高连杆的可靠性。由于计算机辅助分析技术近几年不断强大，使得大型有限元软件分析处理工程问题的能力日趋完善。因此，利用有限元分析软件对连杆进行强度分析，并依靠强度分析结果对连杆进行结构合理优化，对连杆的设计是很重要的。1.2有限元法研究现状基于计算机的飞速发展，一个产品的设计和生产模式已经发生了极大变化，产品的制造效率以及产品性能也得到了大大的提高。目前，一个产品可以用计算机直接设计、描述出来（称作计算机辅助设计——ComputernAidedDesign,CAD）,又或是利用计算机对设计产品进行分析计算与仿真（称作计算机辅助工程——ComputerAidedEngingeering,CAE）。就实用性及广泛性来说，有限元法已经非常普遍，其已经成为工程问题中使用最多的数值分析方法。由于有限元法与电脑相结合，各种复杂边界条件都可以使用，且用分段函数代替整体函数，能够解决许多方程。有限元法处理了许多工程中无法解决的工程困难，能够得到令人十分称心的计算答案。“有限元法”名词由美国人克拉夫（R.W.Clough）在1960年提出。自上世纪六十年代应用至今，有限元法范围已从杆、梁之类的结构扩展到板壳等问题；从静力学平衡问题扩展到动力学问题及稳定问题。有限元法经过五十多年的发展，应用越来越广泛。研究员把有限元理论和CAE技术和计算机应用相融合，产生了非常巨大的发展，开发出一系列通用有限元分析程序。就目前来说，世界上比较流行的工程的有限元软件达到了上百种，其中应用的有和等。此类软件功能十分强大，解决了土木、宇航、气象等行业的实际问题，其计算结果成为了各类产品设计及性能分析的重要依据。可以雨见，随着计算数学和现代信息技术的发斩，作为一种范围广泛的数值分析方法的有限元方法将得到进一步增强，并在国民禁忌发展和科学研究中发挥重要做用，成为热门应用方法。图1-2各类有限元软件示意图1.3发动机连杆有限元分析研究现状连杆是内燃机的重要运动转换件，其行状及受载荷状况极为不简单。对其进行强度、刚度求解，无法使用经典弹性力学方法通过求微分方程得到解析解。而连杆的质量好坏，即寿命和可靠性，其很大程度上决定着发动机的的质量好坏，亦即寿命和可考性。所以使用有限元法可以避免求微分方程，而且适用于解复杂形状，同时边界条件也不简单的工程问题。结合计算机，使设计人员可以依靠计算机完成强度、结构、刚度、疲劳分析，取代传统设计方法，使得工作效率提高，压缩了设计成本及设计周其。以达到连杆的设计要求，即：首先保证强度、刚度、稳定性，再使连杆质量最轻、体积最小、结构设计最合理，减小应力集中的问题。连杆的强度分析，一般来说只取几种主要载荷，主要包括螺栓预紧力，连杆小端的最大拉应力载荷，最大压应力载荷，轴瓦装配预紧力以及运动的惯性力。取连杆工作时的最威险工况，即活塞和连杆自身引起的最大拉伸及活塞作用力力最大的压缩工况作为强度计算的极限条件，也就是把连杆的位置视为活塞运动的上止点。自有限元法应用在发动机领域以来，对于连杆的强度分析，经历了从二维到三维，由减化后的模型到整体装配模型、由静强度分析到动力仿真的巨大飞跃。就连杆的结构强度分析目前来说，均是基于静态拉压工况。对于优化方面，一般来说是对结构的优化，包括尺寸、拓扑及行状方面的优化。对于结构种类，形状及用料已经确定的时候，确保各个组件的尺寸得到优化，好处是降低惯性力、资金花费、提升刚度及抑制震动等。使用有限元法分析发动机连杆结构目前到达了更为先进的时段。对倒角进行适当的简化修改，在建立有限元模型的时间，能够节省很大一部分计算的内存和时简。综合现有文献来看，对连杆主要的处理方法有：取连杆二分之一进行分析由于连杆的一半和另一半是完全对称的，或是加入圆柱模拟活塞销，更加直观的展现出连杆的受力情况。如果添加轴承、等，会使结果极为准确，相应的也会让硬件要求更高，花费更多的时间。基于静力学对连杆进行受力分析，结合连杆的受力变形情况，由这些结果能够提出该进的方式，为后续进行结构优化打下基础。1.4本章小结本章做了许多工作和研究来说明发动机连杆有限元分析及有限元分析方法的国内外发展历程及分析方法。说明了发动机连杆的基本构造及工作原理。阐述了发动机连杆有限元分析的大体分析思路及分析步骤。第二章有限元分析基础2.1有限元法介绍2.1.1有限元法发展历史离散化的想法，最早起源于上个世纪三十年代之后。在1941年，A.Hrenikof第一次提出离散法解弹性结构力学难题，但在那个时候只对于杆系构件来创造离散化的分析计算模式，却能开创性的表明有限元素元法的精髓。对于杆系构件来说这种方法是精准的，到二十一世纪来说就是都知道的矩阵分析法。实质上来说，这还不能确定就是有限元法的想法，接合后来出现的有限元理论，一起叫做广义有限元法。在1943年的时候，R.Cournt解决扭转困难的时期，为了表示翘曲函数，把剖面分隔成一些三个边的几何图形，每一个三角形区域里面加载一个翘曲函数，实质上来说已经是有限元法的基本理论想法，然而这个想法实际运用是在计算机出现之时。上个世纪五十年代的时候，德国斯图加特大学J.H.Argyis教授发表了一篇论文关于矩阵分析，为这一方法提供了理论支持。在六十年代美国R.W.Clouh教授在《平面应力分析的有限单元法》论文中开创性的使用“有限单元法”一词，从这以后这一名称得到大家的广泛使用。上世纪六十年代至七十年代，是有限元法发展的蓬勃时期。在1967年，O.C.Zienkiewicz和Y.K.Cheung（张佑启）出版了第一本有限元专著《连续体和结构的有限元法》，后改名为《有限单元法》。1962年，J.T.Odn出版了首本处理非线性连续介质的书籍《非线性连续体有限元法》。此后，有限元法以深厚的理论存在于数计方法中，是一种可以处理很多问题的方法。上世纪七十年代以后，有限元法得到更多的进步，它的应用领域扩展到几乎所有工程范围，作为连续介质问题数值求解的最重要一支。经近几十年来，有限单元法迅猛进步，新出现了多种单元和计算方法。采用自洞划分网格和自己感受分析技巧，强有力的的增大了有限元法的处理实际问题的功能。由于其重要地位，许多公司也投入了大量金钱研发有限元分析，使得了有限元软件有了进步。经过五十多年的发展，有限元法已经取得了巨大的进步，必将在更多领域发挥更多的效用。2.1.2有限元法基本理论对三维弹性体来说，力学的基本变量为：位移分量u、v、w；应力，；应变分量。图2-1三维问题中应力分量根据弹性力学理论，空间问题可以用如下三组共15个偏微分方程来表述。（1）平衡微分方程及剪应力互等定律：（2-1）（2-2）一点处应力分量总是九个，因为剪应力成对定理，在九个应力分量中，有六个是相互没有联系的。所以六个，由以下表示为：（2-3）（2）几何方程：在一定的载荷情形下，弹性体在方向的变形，能用表示，由位移分量和应变分量间的关系就是几何方程：（2-4）（2-5）对于各向同性材料来说，广义胡克定律为：（2-6）其中，，E,分别表示弹性模量和泊松比；G表示剪切弹性模量。（3）平衡条件：应用牛顿力学得平衡条件是：（2-7）展开平衡条件可得：（2-8）另一种描述平衡的方法是虚功原理。虚功可以由内力虚功和外力虚功一起表示，把作用在物体表面的力以虚位移作的虚功就可以表示为：（2-9）平衡方程可以由反映位移运动约束的位移-应变关系带入得到，这是平衡方程可以认为是一组Lagrange算子，这就是慢足运动学所要求条件所需要的约束。使用就能够建立力与节点的相互联系：（2-10）这就是单元刚度方程。称为单元刚度方程。所以节点的非内载荷和节点位移间的关系可以由得到：（2-11）有限元问题的基本方程就是以上式子。2.1.3有限元法分析步骤有限元法求解过程主要由以下几个方面组成：（1）物体结构离散化结构的离散化是将分析结构划分为有限数量的单元体，在单元体的指定点设置节点，让邻近单元的相关设置数据有一定的非间断性，构建单元的集合为一体，而不是原始结构，把弹性边界的束缚被弹性边处的约束所取代。结构离散化有两条基本原则，包括几何近似以及物理近似。单元和节点主要由以下几步产生：输入材料属性；输入网格控制；输入单元属性；划分网格。在网格划分之前应当输入材料属性和单元属性，而材料属性包括泊松比、热膨胀系数、弹性模量、密度等。（2）单元分析单元分析是通过研究单元，利用并创建多个特征数据之间的联系方程。单元分析的主要目标，是创建了与应变和节点移动相关的方成，并连接了应力和节点位移分量，组成方程，同时建立了元件的节點力与节点魏移之间的联系，并且将作用在单元之间的外部载荷转换为节点载荷。（3）单元组集使用平衡条件和结构力的边界条件，根据原始结构重新连接各个单元，形成总体有限元方程：（2-12）其中：q表示节点位移矩阵，K表示整体的结构总刚度矩阵，f表示载荷列阵。（4）求解节点位移求解有限元方程得到位移。这个地方能够按照等式的详细特征选取适当的求解方法。具体有限元分析流程如图2-2所示：图2-2有限元分析流程图2.2ANSYS软件介绍在计算机技术快速发展的几十年里，出现了许多用于虚拟原型的软件。这些软件主要用于有限元分析软件，用于多体机械系统的应力以及应变建模和仿真。以现在眼光来看，这项技术有了巨大的进步。其目标不仅是更有效地进行分析，还要其整合到产品开发过程中。ANSYS公司于1970年成立，成立地址在宾夕法尼亚州的匹兹堡，专注于计算机辅助技术技术的进步以及创新。软件的开拓者是匹兹堡大学力学系教教授JohnSwansn。现在，ANSYS已经顺利被使用到了各个工程领域，其融合了流体、造船、土木工程、结构、热、电子等普通工业及科研于一体。ANSYS程序是能力非常广大，应用流畅的设计及优化软件包，能浮动运用到PC、工作站或者是超级计算机等各种系统。ANSYS软件主要包含以下几个部分，分别是分部分、后理部分、以及前理部分：（1）前处理模块。用户可以方便的构建较为简单的有限元模型并且可以进行网格划分。（2）分析计算模块。包括结构分析，非线性分析等多种分析计算类型。（3）后处理模块。计算结果可以由轮廓显示，立体层显示或非透明显示来表示。或者以曲线和图表的形式输出计算结果。ANSYS拥有超过百种单元的形式，以满足现实工况中的不同材料参数需求。除此以外，ANSYS有一个大型集中数据库，以保证各模块的集成性和稳定性，满足其与许多计算机辅助设计软件完美交流功能的是其DDA模块。2.3本章小结本章简要介绍了有限元法理论，包括其三类基本方程和两类边界条件，以及应用有限元法求解过程问题的步骤；最后对本论文使用的有限元分析软件进行了介绍第三章连杆的受力分析3.1连杆受载情况及参数3.1.1连杆受力分析在发动机工作的时候，连杆受力情况并不简单。因为连杆小端在活塞内做小幅度的摆动，曲轴带动连杆大端做圆周运动。在这些运动里面不仅包括左右百动，还有上下运动。经过详细思考后认为，拉伸与压缩是曲轴连杆最基础的受载情况。当活塞运动到做功冲程的最上运动停止点附近是，连杆受到最大压应力；当活塞运动到吸气冲程最上停止点附近，连杆受到的拉力在这个时候是最大的。连杆是运用合金钢模锻加工及热处理生产结束的，螺栓的预紧力决定了其连接可靠程度，连杆大端通过螺栓把杆身和连杆盖连接在一起。连杆一般是对称结构，也有一些连杆切口是倾斜式的，但其杆身与连杆大小端都是圆角光滑连接的。在发动机的完整工作周期中，连杆的运动是多种运动的合成运动，而且受到随时间变化的的有规律载荷的影响。图3-1为连杆的运动机构简化图形；图3-1连杆机构运动简图对连杆的结构强度处理过程时，解决在连杆上的受载情况是非常有意义的。在静强度分析过程中，常常只考虑以下四种载荷而忽略掉其他影响较小的载荷。主要的载荷包括：（1）来自于作用在活塞上的气体作用力；（2）活塞及其组件的惯性力；（3）连杆及其组件的惯性力；（4）离心惯性力。3.1.2已知参数本文对连杆进行分析、计算以及优化所要的主要参数如下表：表3-1已知参数连杆长度L2=190mm杨氏模量连杆大端质量泊松比连杆小端质量抗拉强度额定转速活塞顶面积连杆孔中心距L1=144mm活塞组质量3.2燃气压力计算在做功冲程中，连杆受到来自于气体的压力，作用在活塞上的气体压力为可用以下式子表示为：（3-1）其中，为曲轴箱当中气体的绝对压强，单位为，为缸体内气体绝对压强，单位是；；D表示气缸缸体内径，单位是mm。对于常规内燃机来讲，常常取值=0.1，由发动机的功率图给出，跟着时间做规律性改变。在连杆结构强度计算使为了易于求解，最大压力在上止点处出现。3.3惯性力计算连杆小端和活塞的来回非曲线运动会产生往复惯性力。图3-2连杆质量分布示意图对于连杆的往复惯性力，为了便于计算，本文把连杆的整体质量用替代质量代替。我们令主要作用在连杆小端形心，仅仅为做来回直线运动的质量；主要是作用在连杆大端形心处的质量，并且是做圆周转动的质量。（1）原来两杆质量等于两换算质量之和，即：（3-2）（2）原杆的重心同换算系统的重心相重合，即：（3-3）（3）原来连杆对它的重心转动惯量。换算以后的换算质量对于连杆重心转动惯量之和，即：（3-4）因为把质中在了距离重心比较远的方位，连杆的转动惯量要比替换系统的转动惯量小，为了达到准确求解的要求，就必须要在系统内部增加一种连杆力偶矩，用来抵消因为转动惯量增加惯性力矩增大，即：（3-5）在这里连杆与活塞销的相对圆周运动角加速度用表示。在实际计算中，由于数值相对比较小，一般将其去除，初始连杆的质量可以用两个换算质量表示。故小端换算质量为：（3-6）大端换算质量为：（3-7）在这里，表示小端中心到连杆中心的距离。表示大端形心到连杆重心的距离。活塞部件中所有活塞加速度a做非曲线运动，将代表全部所有活塞部件的重量。图3-1中的几何关系可以推导活塞加速度，如下的公式可以准确的推出所需计算的值：（3-8）以下为近似的计算公式：（3-9）由上式可以明白，，a能够得到最大的数值，即：（3-10）连杆来回能够由ANSYS自己求解出来然后施加载荷，施加在模型上。具体的方式是以线性加速度的方法加载，从连杆大头向连杆小头是加速度的方向，线性加速度由以下式子表示：（3-11）对于活塞组件的往复惯性力，总共的重量可以用表示，并用加速度a做变化速度的非曲线运动，得到活塞组件的来回惯性力可以由下列各式表示：（3-12）其中表示作用于连杆小端，仅仅做直线来回运动的重量。（3-13）代表活塞组件的总共组成部件的质量，表示活塞销质量，，，R表示曲轴的组成部分曲柄的直径的一半，，表示曲柄的角速度，=140，表示连杆比（曲柄半径/连杆长度），计算可得；带入数据可以得到活塞组件惯性力为。3.4连杆最大拉应力工况受力分析通常就常规的发动机如四冲程活塞式发动机的工作过程来看，最大拉伸工况也就是吸气结束时受力的情形如图3-3所示。图3-3连杆拉伸工况受力示意图最大惯性力的存在，会让连杆形状较小的一端的那部分里面的表面产生一个力，这个力是压力，压力不是随机分布的，而是均匀的，主影响在连杆小端的轴孔180°外表面：（3-14）其中，表示连杆通过销子连接的零件的质量,R表示曲轴旋转的半径，L表示连杆长度。连杆小端孔受力宽度为=25mm。由前人的研究成果，可以把以前在活塞销上面的作用力，做一定的改变，抽象为抛物线形式的受载情况：即沿连杆小端沿轴颈圆周方向，这里载荷也做一定处理，即载荷按余弦加载的角度为；在连杆小端沿轴颈线的方向，载荷假设为二次抛物线函数。由计算公式，代入相应数值可得小端孔分布力：（3-15）对于大端孔受力，是与连杆通过销子连接零件的质量和连杆小头的重量，来回运动出现的惯性力以及连杆大端做圆周运动质量产生的向外的圆周力：（3-16）由180°余弦分布，将数据带入以上算式进行计算，连杆大端表面的分布力为：（3-17）3.5连杆最大压应力工况受力分析连杆最大压应力产生在做功冲程的上止点的时候，其受载荷如图3-4。图3-4连杆压缩工况受力示意图作用在活塞上的燃气压力，以及连杆及其组件等产生的惯性力。这些影响会使小的头部产生载荷受力，最终产生的连杆小端的非拉伸的力是：（3-18）发动机组件对连杆的压缩力主要影响于连杆小端下面180°圆周部分，连杆中间部分，刚度比较强，受力也就不小；对于两侧来说，刚度没有中间大，受力相对不大。因此，头部下半部的压力可以近似为余弦，即：（3-19）其中为20mm,为35mm，分别为连杆小端半径与厚度。对于连杆大端受力数值，即是最大气体力和活塞组惯性力的差值，即：（3-20）由120°求解余弦分布受力，求出连杆大端孔的分布力为：（3-21）3.6本章小结本章主要介绍了连杆的受力分析和连杆的强度计算方法，简要介绍了连杆及曲轴以及活塞组件的运动情况。运用连杆受力公式，并从连杆杆身入手，从强度角度来考虑不同分布下的载荷强度的计算，最终的首要目标是为将来的有限元分析计算提出理论支持。第四章连杆应力有限元分析与结构优化运用有限元法可以分析受载、形状结构复杂以及支撑情况同样复杂的零部件。由于有限元法在内燃机设计及其改进工作的普及，极大的改进了内燃机的性能预测能力。在这一章运用ANSYS14.0软件对连杆进行静态受力情况的模拟，进而分析其受力情况，来观察其在外力作用下的变形与应力模拟连杆真实受力情况。本章进行加载计算时所采用的是面力法，能更加真实的接近实际受载情况。最后根据求得的受力情况对连杆进行结构优化。4.1连杆三维模型的建立对于所需要的计算模型，必须首先具有一定的精确性，然后再考虑是否经济。为了防止创建之后的有限元模型没有意义，对模型进行简化，要能够精确的反映物体原来的真实结构，而且对于真实的结构也要保证其实际物理状态等。复杂的计算模型是准确的，但是在计算之前和之后准备数据处理的计算时间和工作量相应地增加并且计算成本肯定增加。如果正确选择3D建模软件，拆分有限元网络非常有用。本章导入ANSYS14.0软件中进行有限元分析的模型之前，需要使用3D建模软件UG10.0建立分析对象的三维模型。4.1.1UG10.0软件介绍UnigraphicsNX（UGNX）是出品工程解决方案产品，UG是一个GUI的系统，其可实现的操作功能十分庞大，能够完成各种曲面或者多面体实体或是其他造型的模型的建模。UG最开始于1969年研发。UGNX是一种灵活的数值工具，用于求解具有自适应多重网格方法的偏微分方程，用于空间非结构化2D和3D网格。借助SiemensPLM的UG，企业可以通过新一代数字产品开发系统实现产品生命周期管理。UG包括最广泛使用的集成企业应用程序套件，适用于所有产品设计，工程和制造开发流程。2014年8月西门子公司发布了UG10.0，在机械设计制造方面有着崇高的地位。与以前很多CAD软件相比较而言，UG直接使用了一体式的数据库、关联性处理、参数化以及三位建模以及二维工程图相关技术，极大提高了工作效率。UG10.0主要功能如下：（1）从事工业设计相关，利用UG建模，设计师的设计理念以及审美需求能够被最大限度的满足；（2）CNC加工；（3）进行模具设计，可以由自动以及手动方式进行分模操作。4.1.2建立连杆三维模型本文所使用144连杆二维工程图如图4-1所示：图4-1144连杆二维产品图利用UG10.0完成连杆的三维几何模型，此模型的基本尺寸来自于该产品图。为了顺利的完成有限元模型的建立，对连杆整个结构进行建模是最适当的做法。连杆小端有活塞销孔，连杆大端关于纵截面对称，杆身截面是工字型，并且两端与大小端平滑圆角过渡。为了完成此连杆的三维模型实体的创建过程，应当注意如下几个方面：（1）连杆的两个对称面相互垂直，其中一个平行大小端圆孔的轴线，另一个是平行于连杆两个圆环端面的对称面；（2）由于模具的原因，连杆毛坯加工成型以后，采用端盖与杆身分开锻造，包括凸台以及杆身上的槽，他们都应当具有锻模斜度。连杆的三维模型由UG软件进行建模，方便。直观、快速，完成后的三维实体模型如图4-2：图4-2144连杆三维几何模型图4.1.3三维模型的简化在连杆三维模型简化前首先使用测量体命令记录下模型未简化使的各种参数，为简化后与测得的参数做比较，判断模型简化效果。首先赋予连杆三维模型设定的材料密度，连杆材料42CrMo密度（如图4-3所示）。将赋予好的连杆三维模型进行测量体操作（如图4-4）所示，测量可知测量体质量属性数据如下：（1）体积=78824.725911773mm^3（2）面积=27515.203176326mm^2（3）质量=0.622715335kg（4）重量=6.106751337N（5）回转半径=61.793689500mm图4-3赋予模型密度图4-4测量体属性运用ANSYS14.0对连杆进行有限元分析时，暂不考虑连杆螺栓与连杆轴瓦。为了防止有限元划分网格时尺寸大小相差太大进而影响单元质量以及计算精确程度，所以对连杆杆身部位的小圆角、小倒角以及较为尖锐部分进行简化，图4-5为简化后的连杆三维造型图。图4-5简化后连杆三维模型图再次测量简化后的连杆三维模型，测量可知测量体质量属性数据如下：（1）体积=73272.451701450mm^3（2）面积=27365.937557558mm^2（3）质量=0.578852368kg（4）重量=5.676602579N（5）回转半径=62.750367993mm通过两次测量数据比较可知，模型得到了有效的简化，给后面顺利进行有限元分析做出了良好的铺垫。另外，最终简化后的三维模型需运用检查几何体命令对连杆三维模型进行错误检查，如图4-6所示：图4-6连杆三维模型检查由检查结果可知模型不存在任何自相交、微小几何体、未对齐几何体、锐刺、切口等问题，模型几何体检查要求一致通过。可以在有限元分析软件中进行有限元网格划分操作。4.2有限元模型前处理4.2.1三维模型的导入从UG软件将文件导入ANSYS有以下两种方法：（1）UG文件能够直接导入导入到ANSYS中前提是ANSYS支持UG对应的版本，UG的.prt文件可以被ANSYS直接支持。在ANSYS软件中的GUI模式中，由操作路径File-Impot-UG,接下来指定即将导入的.prt文件即可直接导入模型，利用这种方式能够避免出现数据损坏的现象，能够保证有限元分析的可靠性。如果文件导入就会提示缺少.anf文件，操作失败，无法导入，如图4-7所示：图4-7错误警告（2）间接导入法：可以在UG软件中将三维模型首先另保存为ANSYS能够识别的格式，再进入ANSYS当中去打开。一般支持的文件格式有parasolid、IGES等。可以把三维模型保存为对应的格式，然后将对应的.iges、.x_t、.model格式文件导入到ANSYS就行了。每种格式的特征都不同：模型的隐私和恢复功能也不同。将模型导入ANSYS操作过程时，会显示各种类型的不能识别和警告。出现这种情况表示数据存在有损坏，如果利用这种间接进口模型的方式仍然存在一些缺点。在UG的操作界面里面，能够快捷打开ANSYS的GUI操作界面。这种操作可以直接确保最大限度的保护模型数据不被损坏。省略了导入导出的操作。模型的构成参数不会损坏。一些现如今常用的3D设计软件，如Creo，UG，SW等，可以完美的与ANSYS产生接口。可以直接连接Pro/E和ANSYS以直接访问Pro/E接口。ANSYS的经典接口，即UG和ANSYS之间的无缝连接，可以直接实现：UG的接口快捷打开ANSYS的主操作界面。可以说，该建模软件与有限元分析软件之间的快捷对接实际上完成了数据的准确交换性与可靠性的保证。本文采用第二种方法也就是间接法导入模型，最终导入有限元分析软件的三维模型如图4-8所示：图4-8导入ANSYS的连杆三维模型4.2.2材料参数的设定本文连杆的材料参数如图4-9所示：图4-9连杆材料参数将连杆三维模型导入到ANSYS后进入preprocessor前处理模块当中的Materialprops进行材料参数设定，如图4-10所示，具体材料参数为弹性模量，密度，泊松比为0.3。参数输入分别如图4-11以及图4-12所示：图4-10连杆材料参数图4-11连杆弹性模量及泊松比设定图4-12连杆密度设定4.2.2单元类型的选择及网格划分因为软件自身所存在性质，模型必须在分析模型之前交织在一起：根据模型的当前状态，必须选择网格尺寸模式。结构和复杂性是选择网络模式的基础。发动机连杆的结构比较复杂，连杆结构具有多个通带和圆角，分割网的主体形状非常大，导致多种类型。计算机必须计算太多节点，并且计算非常复杂。准确的选择分析模型的网格和单元类型，作为有限元分析的最重要的一点。这影响将来求解结果的可靠性与现实的符合程度。ANSYS14.0提供了两种方法来创建有限元模型，即直接法和几何模型网格划分建模方法。直接方法是首先创建一个节点，然后用节点创建一个单元。一个或多个单元最终整合形成一个完整的有限元分析模型。几何模型网格化方法是首先创建或添加几何模型，然后使用网格工具将其细分为统一网络。本文使用第二种方法。然而，无论使用何种方法，都需要定义单元类型以及单元实常数等。（1）单元类型的定义：ANSYS的所有单元类型有大约几百种单元。对于此连杆模型，在这次有限元分析时加载20节点的四面体单元进行网格分划。本文采用网格编号是SOLID186单元，如图4-13所示：图4-13添加SOLID186单元SOLID186是一种高阶20节点实体单元类型，具有二次位移特性。该单元支持应力加强、大应变、超弹性、蠕变和塑性能力。它还具有混合配方能力，用于模拟几乎不可压缩的弹塑性材料。还可以模拟完全不可压缩的超弹性材料的变形。如图4-14所示：图4-13SOLID186单元（2）单元实常的定义：实常数定义在ANSYS软件当中是指所需要分析的板单元的厚度定义以及截面几何尺寸的定义。本次分析针对实体模型，所以不需要对实常数进行定义。对于最终的连杆网格划分，采用自由网格划分的形式，网格类型选择为Tet，单元长度设定为6mm，如图4-14所示。它的含义是将模型的边经过6个单位插入一个有限元节点，通过这些有限元节点进行网格划分。最终划分完成连杆有限元模型如图4-15所示。图4-14定义单元边缘长度图4-15连杆有限元模型完成网格划分以后，对有限元模型进行网格检查，在软件mainmenue中进入preprocessor中的checkingctrols，选择shapechecking查看单元概要，由网格概要可知其中不存在长宽比警告以及最大角度警告，其他类型不合格网格占总体0.01%。所有警告网格占0.01%。不含错误网格。整体网格较为规整，紧密。综合来看网格质量较高。如图4-16所示：图4-16单元检查4.3连杆载荷施加及边界条件4.3.1连杆载荷处理与分布载荷处理连杆、活塞、曲轴在平面内进行复合运动。在他们进行工作的时候，连杆主要暴露在燃气压力还有他们来回运动的惯性力当中。本文在对连杆进行有限元分析时将力简化为连杆受最大拉伸与最大压缩两种载荷两种情况进行。去除活塞销是连杆分析模型构造中比较便捷的方法。因为没有了活塞销的受力分析，载荷加载方式会有些许差异。由前人的研究结论，活塞销上的力可以被视为为余弦-抛物线函数载荷的形式，其中载荷沿着连杆小端的轴颈轴线方向载荷按二次抛物线函数形式，沿连杆小偷轴颈圆周方向载荷沿余弦定律形式。如图4-17,4-18所示：图4-17连杆轴颈载荷分布示意图4-18连杆圆周载荷分布示意图对连杆静力分析的时候，把连杆看做双力杆，对连杆的两端施加张力或压力。连杆以及被位移约束，为了更加方便的计算，在拉压工况下，这两种受力情况的载荷本文按照180度余弦分布规律，同时在连杆轴孔两端施加余弦载荷。根据第三章的连杆应力强度分析能够知道，连杆在受最大拉应力与最大压应力的载荷分布如表4-1所示：表4-1连杆拉压载荷应力分布情况项目最大拉应力最大压应力小端孔受力（N）5925.747378.94小端孔分布力（）大端孔受力（N）9041.1844263.46大端孔分布力（）连杆大小端拉应力加载在连杆受拉伸应力时，分别选择连杆大小端孔外侧为受拉对象，对连杆小端加载Mpa的载荷，对连杆大端加载Mpa的载荷。首先设定连杆大小端受拉应力的载荷函数：图4-19连杆小端拉应力余弦函数图4-20连杆小端拉应力余弦函数分布规律图4-21连杆大端拉应力余弦函数图4-22连杆大端拉应力余弦函数分布规律在连杆大端、小端外表面同时施加拉应力余弦分布载荷，其结果如图4-23所示：图4-23连杆大小端受拉示意图连杆大小端压应力加载当连杆受压缩应力时，分别选择连杆大小端孔内侧为受压面，对连杆小端施加Mpa的载荷，对连杆大端施加Mpa的载荷。首先创建连杆大小端受压应力的载荷函数，如下所示：图4-24连杆小端压应力余弦函数图4-25连杆小端压应力余弦函数分布规律图4-26连杆大端压应力余弦函数图4-27连杆大端压应力余弦函数分布规律在连杆大端、小端内表面同时施加压应力余弦分布载荷，其结果如图4-28所示：图4-28连杆大小端受压示意图4.3.2连杆位移边界条件的确定在连杆受到最大压应力时，模型在厚度方向有着对称的关系，所以本文对连杆杆身施加对称约束，约束住连杆杆身对称面上节点的法向运动自由度；另外，为了限制其转动，在连杆底部平面施加径向约束。在连杆受到最大拉应力时，同样对连杆杆身对称面施加对称约束，限制其法向移动；另外，径向约束施加在连杆大端内侧180度圆柱面上，这样就能够完全约束住模型了。约束结果如图4-29，图4-30所示：图4-29连杆受拉应力位移约束图4-30连杆受压应力位移约束4.4运算及结果分析此次有限元分析结果可以由上一节对连杆施加载荷以及约束后的有限元分析计算得到。对于连杆受拉伸载荷时，图4-31为连杆在最大拉应力工况下的应力分布图，其中，最大拉应力出现在连杆小端与杆身连接处，最大应力值为146Mpa，可能因为连杆三维模型简化了圆角而导致，对整体结构影响较小。图4-31连杆最大拉伸工况应力应变云图图4-32为连杆在最大拉应力工况下变形云图，最大位移出现在连杆小端顶点处，最大位移值为0.0375mm。图4-32连杆最大拉伸工况位移云图对于连杆受压缩载荷时，图4-33为连杆在最大压应力工况下的应力分布图，其中，最大压应力出现在连杆小端与杆身连接处，最大应力值为505Mpa，可能因为连杆三维模型简化了圆角而导致，对整体结构影响较小。图4-33连杆最大压缩工况应力应变云图图4-34为连杆在最大压应力工况下变形云图，最大位移出现在连杆大端内表面与杆身过渡处，最大位移值为0.0614mm。图4-34连杆最大压缩工况位移云图由ANSYS计算结果，得到了此连杆在极限拉压工况下的应力与位移分布云图，可以直观分析出危险部位。分析可知，连杆受力危险部位，在连杆小端与杆身连接处、大小端孔的直接受力位置是连杆的主要应力集中位置，这与实际情况是相符合的。在最大拉应力情况下，从图中我们可以直观看出最大拉伸应力是146Mpa，计算出的安全系数值为7.4，因此连杆抗拉强度足够；在最大压应力工况时，连杆小端出现最大应力为505Mpa，安全系数值为2.1，抗压强度同样满足要求。4.5连杆结构优化分析4.5.1连杆优化概述连杆受交变载荷，导致交变应力，应力集中在连杆设计时应当避免，同时要有足够的疲劳强度。但是如果连杆的质量太大，会对发动机整体性能带来极为不好的结果，会限制发动机转速的提升。所以对连杆既要满足足够的材料力学性能，同时要让其重量和尺寸最大可能小。上诉对发动机连杆结构改进上提出了要求。由前文对连杆的应力计算可以知道，在连杆小端与杆身连接处应力数值以及数值的变化差异都是最大的。当受载情况差不多时，杆身与小头过渡处靠近小端，应力数值会比较大。所以，针对以上情况，可以将连杆小端侧面切去部分圆弧面，使得连杆整体质量降低，降低连杆惯性力。对于连杆小端与杆身连接处，在最大拉应力工况和最大应力工况下最大应力值都控制在允许范围内，在静强度角度来看是安全的。可是这里确是整个连杆应力最大的地方，是由于在连杆简化时去除了圆角所导致。为了更好完成有限元分析，在最后结构优化时恢复了连杆小端与杆身的圆角连接。对于连杆大端，其与曲轴的曲柄销连接。为了继续保证其强度与刚度，由前述的有限元分析结果，可以进行如下优化。连杆大端顶部在压缩工况时出现了最大应力，可以适当加大大端与杆身的圆弧直径，增加结合处的结构刚度。另外，可以考虑在连杆大端与杆身中部连接处增加加强筋，这些加强筋能增加连杆盖的刚度，还可以起到连杆大端轴瓦散热的问题。另外，在连杆大端外侧存在有螺孔，可以适当减少螺孔的厚度，进而达到减轻连杆整体质量的目的。按照上述方法并结合连杆实际，改进后连杆结构如图4-35所示：图4-35连杆结构优化模型4.5.2连杆优化分析通过比较连杆大小端的拉压工况有限元分析结果，由于连杆压缩工况的应力远大于连杆拉伸工况的应力，故选择压缩工况为连杆结构模型优化后分析对象。对连杆结构优化后的模型加载与未优化模型相同的力与约束的情况下，进行有限元分析，得到如下结果：图4-36连杆结构优化后压缩应力云图图4-37连杆结构优化后压缩位移云图由以上分析，在最大压应力作用下，得到改进后连杆最大压应力为495Mpa，最大位移为0.0569mm。优化前相比，连杆最大应力为505Mpa，最大位移为0.0614mm，最大应力值减少1.9%，最大位移减少7.3%。同时，经过测量，连杆体质量有大约3.3g的减少，达到了优化效果。4.6本章小结本章运用UG以及ANSYS软件，对发动机连杆进行了静力学的有限元法强度计算。在UG中建立了连杆三维模型，导入ANSYS，对模型进行网格化得到了有限元模型，进过加载计算得到了应力云图以及位移云图，验证连杆的抗拉及抗压强度在极限情况下均满足要求。并且运用已知条件结合实际对连杆进行了结构优化，再次运用ANSYS软件对优化后的结构进行了计算，验证出结构优化方案的可行性，对连杆设计的轻量化有较大意义。

第五章总结与展望5.1工作总结曲轴连杆的结构强度和可靠性将影响整个发动机的工作性能。特别是，由于需要发动机的性能和可靠性的提升，对于连杆来说，其工作运动条件变得越来越恶劣。连杆强度的计算和优化长久以来是人们不断努力的工作。找到实际和准确的连杆强度分析对于连杆的设计和优化至关重要。本文通过对发动机连杆的拉压工况进行了有限元静力学分析，阐述了连杆的运动原理，详细分析了其理论受力情况，阐述了连杆在有限元分析时的步骤、难点以及技术要点。首先利用手中的连杆二维图纸，在UG软件中建立起完整的连杆三维模型。为了有利于有限元模型的建立，再次在UG软件当中对三维模型进行了简化，重点去除了一些小圆角、锐刺等。为了能有利于有限元网格的划分，在UG当中使用检查体命令，对三维模型进行检查体积、质量、光顺程度等，顺利通过检查。通过三维建模软件的应用，有效减少了在ANSYS中建立三维模型的时间，极大的节约了分析时间。而且利用软件的数据交换性，使三维模型能够导入到ANSYS进行一系列处理，如网格划分，载荷以及边界条件的定义等操作。接着将完成的三维模型导入ANSYS中，为连杆赋予材料属性，接着将三维模型使用solid186这种有着良好塑性、蠕变、应力钢化和大变形等功能的单元进行自由网格划分，将三维模型转变为高质量的有限元模型。在有限元模型上的大小端轴孔分别添加各自的拉压应力，模拟连杆的真实极限受力情况，得出了连杆的最大应力云图以及最大位移云图。最后，对连杆实际受力情况进行分析，提出对连杆结构优化的方案，再次进入ANSYS软件，对优化后的有限元模型进行压应力加载计算，得出优化后连杆压缩应力云图以及位移云图，通过与未优化结果比较，得到了优化方案具有可行性的结论。通过本次对连杆进行有限元静力学分析，可以看出有限元分析结果是否正确，与模型的三维建模、有限元模型的生成、如何施加边界条件都有密切关系，要得到令人满意的结果，以上的每一步处理都非常重要。通过有限元分析计算，可以得出以下结论：（1）有限元法作为一种有效的数值运算方法，它在工程实际中的运用是有效且可靠的；（2）有限元模型单元的选择、有限元模型生成、载荷处理、边界条件的确定对分析结果有着很大的影响；（3）以ANSYS结果为依据，在最大拉应力工况下，连杆的静强度安全系数为7.4，远大于1.5；在最大压应力工况条件下，连杆静强度安全系数为2.1，大于1.5。均大于其许用值，表面连杆静强度满足使用要求。同时，连杆最大应力位于连杆小端与杆身连接处；（4）在连杆的结构优化改进设计中，依据分析得到的受力严重部位，优化了结构，减小了这些部位的应力集中，改进了连杆小端结构，在最大压应力工况下，改进后连杆依然满足强度条件，达到了优化目标。5.2工作展望CAD/CAM系统在我国已经有几十年的应用时间了，它广泛用于工程设计和制造的各个领域，企业中三维CAD代替二维CAD技术趋势越来越明显。已经引起了很多航空航天、机械制造以及汽车行业的关注。在本文应用有限元法对连杆进行分析的过程中，其中一些步骤采用了近似处理。分析结果可能存在不准确的地方。对于连杆有限元分析，后续可以多关注与轴销与轴孔等接触问题，以便精确反映连杆的实际工作状况，得到更精确的结果。另外，本文简化模型的计算结果与实际也可能会有一定的差距。在优化设计方面，本文连杆的三维模型仍然需要完善。本文的模型虽然在一定程度上达到了轻量化的效果，或许还不是最优优化结果。在优化时对大小端外形结构进行了优化，并没有对大小端直径尺寸和杆身外形进行优化，今后还需对形状和尺寸进行进一步研究。随着有限元技术的普及，在不久的将来，我们日常生活所使用的产品也将会达到一个最优化效果。另外，有限元技术在各个行业里面发展，其应用将不会限于制造业。本文应用有限元法对连杆的静力学受力分析，为改进发动机提供了一些理论支持，有利于提高发动机的可靠性和经济性。

参考文献[1]山其新.汽车发动机连杆有限元分析与改进设计[D].成都：电子科技大学，2017[2]方丹.LJ276M电控汽油机连杆有限元分析及