柴油機連桿機構(gòu)有限元分析與改進設(shè)計

柴油機連桿機構(gòu)有限元分析與改進設(shè)計

可靠性是發(fā)動機的重要零件之一。它的工作質(zhì)量直接影響到發(fā)動機的可靠性。本文針對498增壓柴油機連桿,通過有限元分析進行改進設(shè)計,提高了原連桿幾處最薄弱截面處的安全系數(shù)。1接觸單元的數(shù)值模擬原機連桿模型是用于非增壓機型的,增壓中冷以后,最高燃燒壓力提高了60%,原連桿已不能正常工作,在連桿大頭與桿身連接部位發(fā)生斷裂。為了全面了解連桿斷裂的原因,對原連桿進行有限元分析。為了提高計算模型的精度,對連桿體和連桿蓋未做任何簡化。計算模型包括連桿體、連桿蓋、連桿螺栓、螺母、小頭襯套、大頭軸瓦、活塞銷和曲柄銷(見圖1)。因為連桿組件為對稱結(jié)構(gòu),所以只取一半進行分析。該模型采用高階4面體單元(10節(jié)點,Solid92),為提高網(wǎng)格質(zhì)量,用Hypermesh軟件對模型進行網(wǎng)格劃分;用面—面接觸單元(TARGE170和CONTA174)模擬連桿與連桿蓋、軸瓦與曲柄銷、襯套與活塞銷之間的接觸;用Prets179單元模擬連桿螺栓的預緊力。為加速非線性計算的收斂速度,模型中軸瓦和小頭襯套與連桿大小頭孔之間的關(guān)系采用節(jié)點耦合的方式來模擬,并采用溫差來模擬過盈量。整個模型單元數(shù)約為21000,節(jié)點數(shù)35500左右。力的邊界條件取標定工況,某缸爆發(fā)時連桿承受最大壓縮力,吸氣行程開始時承受最大拉應(yīng)力。其中包括慣性力、螺栓預緊力、軸瓦、襯套過盈力。位移邊界條件在模型的對稱剖分面上施加對稱約束,為防止模型的剛性位移,在曲柄銷中心節(jié)點上加全約束。用VonMises等效應(yīng)力評估疲勞強度,,式中,σe為有效應(yīng)力,σ1,σ2,σ3為主應(yīng)力,平均有效應(yīng)力σme和有效應(yīng)力幅σae為式中,σ1m,σ2m,σ3m分別為主應(yīng)力的平均應(yīng)力;σ1a,σ2a,σ3a為主應(yīng)力的應(yīng)力幅。再用修正Goodman關(guān)系計算安全系數(shù)。經(jīng)過ANSYS軟件后處理,得到連桿小頭、連桿大頭與連桿蓋的安全系數(shù)云圖(見圖2和圖3)。由圖2可見,連桿小頭下部最小安全系數(shù)較小,最小只有0.96;在X-Y平面連桿小頭與連桿桿身的圓弧連接處安全系數(shù)也很低(小于1.5),因為從連桿小頭到桿身的過渡圓弧半徑較小,使小頭固定角較大,為121.8°,因此此處的強度和剛度均很低,造成應(yīng)力突變,容易引起疲勞破壞;另外在小頭油孔處也有應(yīng)力集中現(xiàn)象。由圖3可見,連桿螺母支承平臺和連桿螺栓頭部支承平臺處安全系數(shù)偏小,此處是連桿和連桿蓋的最薄弱環(huán)節(jié),應(yīng)力集中嚴重,其安全系數(shù)分別為1.17和1.157。在工作時,連桿螺母支承平臺根部易出現(xiàn)疲勞裂紋而導致連桿大頭斷裂。2改進后的油孔結(jié)構(gòu)分析可以看出,原連桿的剛度和強度明顯不足;但若增加連桿的質(zhì)量,則往復慣性力增大,對整機的振動很不利。因此采用小彎矩連桿機構(gòu),并對連桿小頭、活塞銷和活塞銷座的結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化處理。優(yōu)化結(jié)果是,當削頭角度為10°,活塞銷內(nèi)徑為19mm,銷座外徑為46mm時,小頭油孔處最低安全系數(shù)為1.634,往復質(zhì)量達最小。由于原連桿小頭油孔的不對稱分布造成連桿小頭應(yīng)力和安全系數(shù)的不對稱分布,嚴重時會使連桿桿身發(fā)生彎曲變形,這對曲柄連桿機構(gòu)的高速旋轉(zhuǎn)極其不利,從結(jié)構(gòu)的等強度設(shè)計來講也不合理。所以在連桿小頭開兩個對稱油孔,每個油孔截面積為原來單側(cè)油孔的1/2,也能起到預期的冷卻小頭的作用。兩種油孔的網(wǎng)格分布圖如圖4所示。為了提高連桿小頭與桿身過渡區(qū)的強度,改變圓弧的連接形式,將小頭固定角減小到90°,加強了連桿小頭與桿身的過渡區(qū)。連桿小頭孔是一薄壁套桶結(jié)構(gòu),兩端面的最小壁厚只有4mm,在增壓工況下連桿小頭孔下端剛度明顯不足,產(chǎn)生較大的變形,形成局部高應(yīng)力區(qū);另外連桿小頭孔下端剛度不足會造成活塞銷的撓度增加,這對活塞銷座極其不利;因為活塞材料為ZL109,其強度遠低于材料為20Cr的活塞銷,所以有必要加強連桿小頭孔下端的剛度。為了不過多增大連桿小頭的質(zhì)量,在小頭孔下端加一個半圓凸臺,以提高下端剛度。由臺架試驗和計算分析可知,連桿大頭與桿身的圓弧連接處容易發(fā)生疲勞斷裂,所以在連桿大頭和連桿蓋螺栓、螺母支撐面處加四個半圓搭子,增大危險截面處的局部剛度。連桿桿身也是薄弱區(qū)域,桿身的失穩(wěn)變形使活塞連桿機構(gòu)不能正常工作;但在結(jié)構(gòu)上桿身不宜增大,否則會與氣缸套發(fā)生干涉。所以在此次改進設(shè)計中桿身截面不變,在桿身下部加一根水平加強筋,提高桿身的結(jié)構(gòu)剛度。改進前后的連桿模型如圖5所示。其他零件(活塞、活塞銷、小頭襯套)不做任何改變。改進后的模型與原連桿相比,往復質(zhì)量增加了0.043kg,增量約為原來往復質(zhì)量的2.5%;連桿組件的總質(zhì)量為1.386kg,增加了5.9%。模型的處理、計算單元的性質(zhì)、網(wǎng)格的劃分、工況計算、力的邊界條件都與前面的計算相同。為加快計算速度,仍取1/2模型,在對稱面上加對稱約束,在曲軸銷加全約束。3改進前后油孔接觸系數(shù)和有效應(yīng)力的變化改進前,整個連桿的最小安全系數(shù)出現(xiàn)在小頭孔底部,約為0.96(見圖2)。在改進后模型中,最小安全系數(shù)也出現(xiàn)在該部位,約為1.11(見圖6),比原模型提高了15.6%。單側(cè)油孔優(yōu)化模型中的最低安全系數(shù)為1.634,而改為對稱油孔后,油孔的最小安全系數(shù)為2.071(見圖6),安全系數(shù)提高了26.7%。從圖2可以看出,原連桿小頭與桿身的圓弧連接處安全系數(shù)偏低(約為1.1);改進后小頭孔下方增加了一個剛性凸臺,該處的剛度大大增加了,安全系數(shù)也大幅度提高了,約為1.8。桿身中間部位的安全系數(shù)仍較小,約為1.3,與原模型差不多,這是由于桿身截面沒有進行任何改動。大頭與桿身的圓弧連接處的最小安全系數(shù)為1.423(接近對稱面處),其余都大于1.5,可看出在桿身加水平加強筋可以增加連桿大頭與桿身連接部位的安全系數(shù),解決了連桿大頭的疲勞斷裂的問題。從圖7和圖8可以看出改進前后模型的平均有效應(yīng)力的變化。原模型中最大平均有效應(yīng)力為730.9MPa,而改進后的最大平均有效應(yīng)力下降到619.86MPa;改進后整個連桿小頭的平均有效應(yīng)力呈對稱分布,更接近連桿的等強度設(shè)計;油孔處的平均有效應(yīng)力從原來的431.3MPa下降到361.3MPa;大頭部分的平均有效應(yīng)力很小,無明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。4增壓發(fā)電機的設(shè)計及效果a)改進后連桿的往復質(zhì)量增加了2.5%,整個連桿組件質(zhì)量由1.31kg增加到1.386kg,約增加5.9%;油孔處的安全系數(shù)提高了26.7%;最小安全系數(shù)提高了15.6%;在增壓機型中,小頭應(yīng)采用剛性設(shè)計,增加小頭孔下方的凸臺以提高小頭剛度是可行的;b)在桿身下部加了水平加強筋后,連桿大頭與桿身連接處的最小安全系數(shù)明顯提高,為1.423,而其他部位都大于1.5,改善了此處的受力情況,可以