非道路用增壓柴油機連桿的有限元分析

非道路用增壓柴油機連桿的有限元分析

隨著人們節(jié)能意識的提高，環(huán)境部制定的排放法律法規(guī)日益嚴格。2006年11月16日，中國政府標準化管理委員會發(fā)布了《非道路移動機械工作效率的評價值和測量方法》（中國d、d階段），規(guī)定了非道路移動機械在第一階段和第二階段的排放閾值和測量方法。增壓是柴油機提高動力、降低排放的有效措施.為進一步提高功率,滿足中國非道路移動機械用柴油機第Ⅱ階段排放限值要求,上海紐荷蘭農業(yè)機械有限公司計劃對原開發(fā)的自然吸氣式SNH4102型柴油機進行增壓改進.在對非增壓柴油機施行增壓改進時,首先考慮的是原機的主要零部件的結構強度是否滿足增壓要求.連桿是柴油機的主要零件,應具有足夠的強度和剛度,其設計是否可靠,對柴油機的使用壽命有很大影響.本文對上海紐荷蘭農業(yè)機械有限公司的SNH4102Z增壓柴油機的連桿裝配組件進行了3種工況下的有限元非線性分析,為使計算模型更加接近實際情況,對連桿沒有做任何的簡化,并且考慮各組件之間的裝配關系,以得到與實際較為吻合的應力分布規(guī)律和在交變載荷下連桿的安全系數(shù),為SNH4102型柴油機進行增壓改進提供參考.1分析模式1.1連桿裝配實體模型在進行柴油機連桿有限元分析時,首先要建立比較準確的力學模型,而且載荷和約束邊界條件要符合實際情形,計算結果才能達到比較滿意的精度.在以往的連桿計算中,往往對連桿各組件做了很大的簡化,忽略了各裝配組件之間的相互作用.為使計算模型更加接近實際情況,應該建立連桿裝配組件模型,并考慮裝配組件間的接觸.本文建立包括活塞銷、連桿小頭襯套、連桿桿身、連桿蓋、軸瓦、曲柄和連桿螺栓的連桿組件裝配實體模型.對于主要考察對象連桿,在建模時沒有進行任何簡化,保留了包括油孔、圓角、倒角等在內的所有幾何特征.而對于連桿螺栓、曲柄銷、軸瓦、活塞銷等次要對象,其主要作用是傳遞載荷和施加邊界條件,為減少計算量,對其進行了適當?shù)暮喕?定義連桿大頭中心和小頭中心的連線為z向,垂直桿身正面的方向為y向,垂直桿身側面的方向為x向.連桿組件裝配實體模型如圖1所示.1.2連續(xù)工藝模型計算模型包括連桿體、連桿蓋、連桿螺栓、小頭襯套、大頭軸瓦、活塞銷和曲柄的連桿裝配組件3維有限元模型.有限元的網格劃分采用四面體單元,用面—面接觸單元模擬活塞銷與小頭襯套、小頭襯套與連桿小頭、連桿與連桿蓋、連桿桿身與軸瓦、連桿蓋與軸瓦、軸瓦與軸瓦、曲柄與軸瓦、連桿螺栓與桿身、連桿螺栓與連桿蓋之間的接觸作用.為加速非線性計算的收斂速度,減少接觸對,模型中軸瓦與連桿大頭孔、小頭襯套與連桿小頭孔之間的過盈通過施加溫度邊界,使軸瓦和小頭襯套受熱膨脹模擬.通過Prets179單元將連桿螺栓的預緊力施加在螺栓上,螺紋的作用簡化為螺栓與螺栓孔之間的綁定接觸.整個連桿裝配組件3維有限元模型共有131548個單元,6694個節(jié)點,如圖2所示.1.2.1接觸問題的有限元分析計算工況為一假定的最危險工況,轉速為發(fā)動機的標定轉速(n=2400r·min-1),最大爆發(fā)壓力為實際缸內壓力測量所得的最大爆發(fā)壓力(pe=9.5MPa).連桿裝配組件有限元分析的計算工況包括預緊工況、最大壓工況和最大拉工況.其中,預緊工況為連桿裝配組件只受連桿螺栓預緊力和軸瓦、襯套的過盈作用的工況;最大壓工況為某缸爆發(fā)時連桿承受最大壓縮力的工況,此時連桿受氣體力、慣性力、連桿螺栓預緊力、軸瓦、襯套過盈的共同作用;最大拉工況為吸氣行程開始時連桿承受最大拉伸力的工況,此時連桿同樣受慣性力、連桿螺栓預緊力、軸瓦、襯套過盈的共同作用.1.2.2連續(xù)工藝的材料屬性對于預緊工況,連桿螺栓的預緊力通過連桿螺栓的擰緊力矩計算;軸瓦與連桿大頭孔、小頭襯套與連桿小頭孔之間的過盈通過施加溫度邊界模擬;軸瓦與曲柄、小頭襯套與活塞銷之間的間隙通過設置接觸對的初始間隙模擬.F0=M/0.2dm(1)F0=Μ/0.2dm(1)式中:F0為連桿螺栓的預緊力;M為連桿螺栓的擰緊力矩;dm為連桿螺栓的中徑.α=ΔL/(L?Δt)(2)α=ΔL/(L?Δt)(2)式中:α為材料的熱膨脹系數(shù);ΔL為孔與軸瓦之間的最大過盈量;Δt為溫差;L為孔的直徑.令溫差Δt=1℃,計算出軸瓦、小頭襯套的熱膨脹系數(shù)分別加在二者的材料屬性中.最大壓工況,氣體爆發(fā)壓力與活塞組的往復慣性力的矢量和作為集中力施加到活塞銷兩端與活塞接觸面中心節(jié)點上,通過活塞銷與連桿小頭接觸,將力傳遞給連桿;連桿往復慣性力和旋轉慣性力之和作為集中力平均分布在連桿各個節(jié)點上.最大拉工況,活塞組的往復慣性力作為集中力施加到活塞銷兩端與活塞接觸面中心節(jié)點上,通過活塞銷與連桿小頭接觸,將力傳遞給連桿;連桿往復慣性力和旋轉慣性力之和作為集中力平均分布在連桿各個節(jié)點上.1.2.3接觸單元模擬為防止連桿裝配組件有限元模型產生剛性位移,約束曲柄兩個端面的x,y,z自由度,約束活塞銷兩個端面的x,y自由度.用面—面接觸單元模擬活塞銷和小頭襯套、小頭襯套和連桿小頭、連桿和連桿蓋、連桿桿身和軸瓦、連桿蓋和軸瓦、軸瓦和軸瓦之間、曲柄和軸瓦、連桿螺栓和桿身、連桿螺栓和連桿蓋等之間的接觸作用.1.2.4等效力及疲勞系數(shù)經典的多軸疲勞方法基于最大主應力應變、特雷斯卡(Tresca)屈服條件(第三強度理論)和米澤斯(Mises)屈服條件(第四強度理論).Mises屈服條件適合大多數(shù)碳鋼和合金鋼,Mises等效應力為σeq=[(σ1?σ2)2+(σ1?σ3)2+(σ2?σ3)22]1/2(3)σeq=[(σ1-σ2)2+(σ1-σ3)2+(σ2-σ3)22]1/2(3)式中:σeq為Mises應力;σ1為第1主應力;σ2為第2主應力;σ3為第3主應力.連桿疲勞安全系數(shù)為nσ=σ?1(kσεσβσa+ψσσm)?1(4)nσ=σ-1(kσεσβσa+ψσσm)-1(4)式中:σ-1為疲勞極限;β為表面系數(shù);εσ為尺寸系數(shù);kσ為有效應力集中系數(shù);ψσ為不對稱循環(huán)系數(shù);σa為應力幅;σm為平均應力.23維委托計算結果和分析2.1連續(xù)工藝中連桿設備的拉伸變形連桿預緊工況、最大壓工況及最大拉工況下連桿變形云圖如圖3所示.在預緊工況下,由于連桿螺栓預緊力、軸瓦與連桿大頭孔之間過盈等綜合作用,連桿大頭孔呈現(xiàn)出沿連桿縱向壓扁、橫向伸長的變形模式,最大變形量為0.067mm;同時連桿螺栓受拉伸,最大伸長量為0.097mm.在最大壓工況下,連桿小頭在活塞銷傳遞的壓力作用下產生沿連桿縱向的壓縮變形,最大變形量為0.159mm;由于預緊力的作用,連桿螺栓的拉伸變形量變化不大,最大變形量為0.096mm.在最大拉工況下,連桿小頭在活塞銷傳遞的拉力作用下,產生沿連桿縱向的拉伸變形,最大變形量為0.122mm;連桿螺栓在預緊力和工作載荷的雙重作用下進一步被拉伸,最大伸長量為0.102mm.2.2部位有較高應力預緊工況、最大壓工況及最大拉工況下的連桿體、連桿蓋和螺栓應力云圖分別如圖4—6所示.由圖4—6可見,在連桿蓋螺栓孔過渡處、螺栓孔附近、小頭過渡圓弧附近和小頭孔靠近桿身部位有較高應力.連桿桿身的最大應力出現(xiàn)在最大壓工況,位于小頭和桿身過渡處的正面,應力值為276.534MPa.連桿蓋的最大應力出現(xiàn)在最大拉工況,位于連桿蓋螺栓座過渡處,應力值為303.306MPa.連桿螺栓的最大應力出現(xiàn)在最大拉工況,位于螺栓桿身和螺帽過渡處,應力值為529.379MPa.連桿和連桿蓋的材料為40Cr,屈服強度為785MPa;連桿螺栓的材料為35CrMoA,屈服強度為835MPa.可見,連桿桿身、連桿蓋和連桿螺栓的最大應力均小于材料的許用應力,連桿組件滿足靜強度要求.2.3連續(xù)工藝和連續(xù)劑作用下的極限疲勞系數(shù)與連桿裝配組件的應力云圖分布相對應,連桿裝配組件中連桿、連桿蓋和連桿螺栓主要部位的疲勞安全系數(shù)如表1所示.由表1可見,連桿裝配組件中疲勞安全系數(shù)較小的部位位于連桿小頭和桿身的過渡處(包括正面和側面),其余部位的疲勞安全系數(shù)均大于2.0.對于材質均勻,性能離散程度小,應力計算又比較準確的情況,可取安全系數(shù)許可值[n]=13~15,甚至更小,故SNH4102柴油機的連桿滿足增壓后的強度要求.3連續(xù)工藝及連續(xù)工藝(1)預緊工況,連桿大頭孔呈現(xiàn)出沿連桿縱向壓扁、橫向伸長的變形模式;最大壓工況下,連桿小頭呈沿連桿縱向的壓縮變形模式;最大拉工況,連桿小頭呈沿連桿縱向的拉伸變形模式.(2)連桿螺栓在預緊工況、最大壓工況和最大拉工況3種工況下均呈拉伸變形模式,螺栓的伸長量分別為0.097,