連桿小頭油孔的加工偏差對安全性的影響

連桿小頭油孔的加工偏差對安全性的影響

0加工偏差對小頭油孔加工的影響在運營過程中，一臺發(fā)動機發(fā)生了變形事故，導(dǎo)致活動箱、蓋、框架和彈簧變形，造成嚴(yán)重的經(jīng)濟(jì)損失。連桿斷裂表面的斷口分析表明,裂紋是從連桿小頭油孔處開始開裂的,在連桿力的交變拉壓作用下擴展,最終造成了小頭孔的撕裂,連桿結(jié)構(gòu)如圖1所示。對破壞連桿材料的金相分析表明,材料無缺陷,材料組織符合設(shè)計要求。對同機的其他連桿小頭油孔處的加工尺寸檢測表明,由于沒有對小頭油孔的加工精度進(jìn)行嚴(yán)格控制,油孔的加工尺寸產(chǎn)生了圖2所示的偏差:油孔錐形锪孔的開口直徑D的變化范圍為14~18mm;錐形锪孔與直孔中心線偏轉(zhuǎn)角θ的變化范圍在0°~0.6°之間;錐形锪孔與直孔過渡圓角幾乎沒有,并且此位置由于采用了先用90°錐角刀具锪底孔,再采用120°錐角刀具锪到設(shè)計尺寸的加工方法,結(jié)構(gòu)上形成了兩道楞的臺階,臺階左右兩側(cè)的高度分別為H2和H1;錐形锪孔表面粗糙度的變化范圍在Ra3.2~Ra8.0。由于小頭油孔的加工精度沒有達(dá)到設(shè)計指標(biāo),因此考慮小頭開裂是加工偏差造成的,根據(jù)柴油機的工作時間推算,斷裂連桿的工作載荷循環(huán)次數(shù)已經(jīng)超過3×107循環(huán),因此連桿的破壞為高周應(yīng)力疲勞破壞。目前對連桿進(jìn)行疲勞可靠性評價常用的方法有試驗分析法和有限元分析法,其中有限元分析方法具有經(jīng)濟(jì)快捷的優(yōu)點。用有限元分析方法獲取連桿的工作應(yīng)力,再采用結(jié)構(gòu)的疲勞壽命分析理論進(jìn)行連桿的壽命預(yù)測已經(jīng)對工程設(shè)計具有較強的指導(dǎo)作用。因此,本文采用有限元分析軟件,結(jié)合結(jié)構(gòu)的疲勞安全性分析理論,對連桿小頭油孔處可能出現(xiàn)的加工偏差狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)疲勞安全性進(jìn)行預(yù)測,并將各種情況下的疲勞安全系數(shù)進(jìn)行對比,為連桿小頭油孔加工過程中必需的工藝控制提供理論依據(jù)。1計算單帶頭痛的電壓1.1偏差結(jié)構(gòu)方案根據(jù)小頭油孔處的尺寸檢查情況,制定出表1所示的幾種可能出現(xiàn)的加工偏差結(jié)構(gòu)方案作為分析方案,方案中字母代表的結(jié)構(gòu)尺寸見圖2,此時120°錐孔與直孔中心線的角度偏差θ為±0.6°。在這些方案的基礎(chǔ)上分別考慮油孔表面粗糙度為Ra3.2、Ra6.3和Ra8.0的加工狀態(tài)。1.2有限元模型建立采用ANSA有限元前處理軟件進(jìn)行了三維零件的幾何清理和簡化,生成了有限元分析用幾何模型。模型包括連桿體、大頭蓋、連桿螺栓、連桿軸瓦、小頭襯套、活塞銷和曲軸的連桿軸頸部分?？紤]材料的彈性模量和泊松比,采用四面體二次單元進(jìn)行了零件網(wǎng)格劃分,并建立了有限元裝配模型,裝配后的有限元模型網(wǎng)格如圖3所示。連桿材料為35CrMo,其拉伸強度極限為924MPa,彈性模量為2.06×105MPa,泊松比為0.3。在試棒直徑為20mm時得到應(yīng)力比為-1時光滑試樣材料99%存活率的彎曲載荷疲勞極限為397MPa。其他零件的材料物理特性參數(shù)如表2所示。1.3接觸邊界條件對連桿軸頸的兩個斷面進(jìn)行了固定約束,連桿大頭通過與連桿軸頸的裝配關(guān)系進(jìn)行約束,對連桿小頭節(jié)點進(jìn)行了位移協(xié)調(diào)約束,限制連桿繞連桿軸頸的轉(zhuǎn)動。在模型中建立了連桿體和大頭蓋、連桿螺栓和連桿體及大頭蓋、連桿軸頸和軸瓦、軸瓦和連桿大頭孔、連桿小頭孔和小頭襯套、小頭襯套和活塞銷之間的接觸邊界條件,裝配中的間隙和過盈量按照設(shè)計值確定,以此完成接觸模擬。根據(jù)曲柄連桿機構(gòu)的動力學(xué)分析結(jié)果,連桿在一個工作循環(huán)中承受的最大拉力處于排氣行程的活塞上止點位置,為41kN;最大壓力處于做功行程的缸內(nèi)最高燃燒壓力位置,為180kN。因此可以根據(jù)連桿的兩個極限載荷狀態(tài)計算連桿在最大受拉工況和最高燃燒壓力工況的兩個極限位置應(yīng)力狀態(tài)。連桿在安裝狀態(tài)下主要承受螺栓預(yù)緊力及連桿軸瓦和小頭襯套裝配時產(chǎn)生的過盈力。此連桿的每個螺栓擰緊后的拉力為95kN,通過在螺栓上定義螺栓單元實現(xiàn);連桿軸瓦和小頭襯套的裝配壓力通過裝配過盈量來實現(xiàn);連桿承受的最大拉力和最大壓力分別施加于活塞銷兩端的活塞銷座位置,通過活塞銷與連桿小頭的接觸關(guān)系將力傳遞給連桿。1.4應(yīng)力分布特征針對各個方案連桿,計算了其在最大受拉狀態(tài)和最大受壓狀態(tài)下的應(yīng)力,重點考察了小頭油孔部位的應(yīng)力,油孔在小頭孔外側(cè)的應(yīng)力高于小頭孔內(nèi)側(cè)的應(yīng)力,并且高應(yīng)力位置的應(yīng)力隨著連桿載荷的變化在拉應(yīng)力和壓應(yīng)力之間周期變化,其應(yīng)力變化和分布見圖4和圖5,結(jié)果如表3所示。與原設(shè)計相比較,無圓角結(jié)構(gòu)平均應(yīng)力降低0.70MPa,應(yīng)力幅上升6.15MPa;無圓角、深孔結(jié)構(gòu)與比原設(shè)計相比平均應(yīng)力上升2.09MPa,平均應(yīng)力幅上升6.54MPa,比無圓角結(jié)構(gòu)平均應(yīng)力上升2.79MPa,平均應(yīng)力幅上升6.54MPa;錐孔軸線內(nèi)偏結(jié)構(gòu)使得平均應(yīng)力和平均應(yīng)力幅略有降低;錐孔軸線外偏結(jié)構(gòu)使得平均應(yīng)力和平均應(yīng)力幅略有增加。2拉壓疲勞極限的確定前文得到的是連桿材料標(biāo)準(zhǔn)試棒在直徑為20mm、應(yīng)力比為-1時光滑試樣材料99%存活率的彎曲載荷疲勞極限,而連桿油孔的高應(yīng)力部位在工作時是典型的拉壓交變應(yīng)力,因此首先應(yīng)將彎曲疲勞極限轉(zhuǎn)化為拉壓疲勞極限。由于拉壓疲勞極限σ-1p=0.85σ-1,式中σ-1為彎曲疲勞極限,所以連桿材料99%存活率的拉壓載荷對稱循環(huán)疲勞極限為337.45MPa。材料的疲勞極限只能代表標(biāo)準(zhǔn)光滑試樣的疲勞性能,而連桿結(jié)構(gòu)和表面的加工狀態(tài)與材料試棒有差異,因此需要考慮影響連桿結(jié)構(gòu)疲勞性能的因素,對計算得到的連桿名義應(yīng)力進(jìn)行修正。2.1尺寸效應(yīng)的大小用尺寸系數(shù)疲勞強度隨零件尺寸增大而降低的現(xiàn)象稱為尺寸效應(yīng),零件的尺寸對疲勞強度影響很大,尺寸效應(yīng)的大小用尺寸系數(shù)ε表征。尺寸系數(shù)一般由試驗曲線確定,對于承受拉-壓載荷的試樣,當(dāng)試件直徑d>30mm時,尺寸系數(shù)取ε=0.9。連桿油孔斷面厚度為10mm,斷面寬度為40mm,所以取連桿油孔處尺寸系數(shù)ε為0.9。2.2表面粗糙度對應(yīng)力集中系數(shù)的影響連桿的加工工藝對連桿的疲勞強度有很大的影響,零件表層存在著切削刀痕等各種加工缺陷,這些缺陷會產(chǎn)生應(yīng)力集中,使疲勞極限下降。表面粗糙度越高,應(yīng)力集中越嚴(yán)重;材料拉伸強度越高,表面粗糙度對應(yīng)力集中的影響越嚴(yán)重。本文中的連桿采用高強度材料,小頭油孔加工過程中沒有采取強化工藝措施,也暫不考慮加工殘余應(yīng)力的影響,在此僅考慮表面加工粗糙度的影響。根據(jù)FE-SAFE公司提供的不同表面粗糙度隨材料拉伸強度變化對表面應(yīng)力集中系數(shù)的影響關(guān)系,連桿材料在不同表面粗糙度時對應(yīng)的表面加工系數(shù)如圖6所示。縱坐標(biāo)β為表面加工系數(shù)。綜合考慮上述因素,采用綜合影響系數(shù)對連桿的計算應(yīng)力進(jìn)行修正,其表達(dá)式為綜合影響系數(shù)表示了材料極限應(yīng)力幅與零件極限應(yīng)力幅的比值,因此零件尺寸和表面狀態(tài)只對應(yīng)力幅有影響,而對平均應(yīng)力無影響。2.3疲勞特性分析采用Goodman疲勞極限線圖評價連桿各個方案小頭油孔的安全系數(shù)。Goodman疲勞極限線圖見圖7,其橫坐標(biāo)為平均應(yīng)力,縱坐標(biāo)為應(yīng)力幅,直線AB為Goodman圖線,其方程式為式中,σm為平均應(yīng)力;σa為平均應(yīng)力為σm時的疲勞極限應(yīng)力幅;σ-1為對稱循環(huán)應(yīng)力下的疲勞極限;σb為材料的拉伸強度極限。圖7中,C點為連桿上平均應(yīng)力為σcm,應(yīng)力幅σca為時的應(yīng)力在Goodman圖中的表達(dá)。C點在△ABO內(nèi),表示不發(fā)生疲勞破壞;在△ABO外,表示經(jīng)過一定的應(yīng)力循環(huán)后會發(fā)生疲勞破壞。經(jīng)過C點做線段BC的延長線交縱坐標(biāo)于D點,D點的應(yīng)力幅為σ′-1,其為將C位置的非對稱循環(huán)交變應(yīng)力折算為對稱循環(huán)應(yīng)力后所對應(yīng)的應(yīng)力幅值,直線BD的方程式為因此,各個方案小頭油孔處的結(jié)構(gòu)疲勞安全系數(shù)為由于計算得到的應(yīng)力幅需要修正,因此式(3)中的σa=Kσea,σm=σem,其中σea、σem分別為通過有限元計算得到連桿小頭臨界面正應(yīng)力的名義應(yīng)力幅和名義平均應(yīng)力。綜合式(1)、式(3)、式(4),考慮應(yīng)力修正后的安全系數(shù)為采用上述的疲勞壽命模型和壽命修正方法進(jìn)行全部方案的連桿小頭油孔處的疲勞安全系數(shù)計算,各個方案的最小疲勞安全系數(shù)數(shù)值見表4。3確定錐孔開口尺寸以降低疲勞系數(shù)與原設(shè)計方案相比較,方案7的加工狀態(tài)最惡劣,其安全系數(shù)下降了19.3%,影響了連桿工作的可靠性。從原設(shè)計方案1可知,表面粗糙度由Ra3.2變化為Ra6.3,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降6.7%;表面粗糙度降為Ra8.0后,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降了10.3%。因此表面粗糙度對疲勞壽命的影響很大。從原設(shè)計1和方案2可知,連桿小頭油孔錐角與孔相貫線的圓角由原設(shè)計的R2減小為無圓角后,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降了9.0%;表面粗糙度進(jìn)一步降為Ra6.3時,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降了15.1%;表面粗糙度降為Ra8.0時,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降了18.3%。因此圓角對疲勞壽命的影響與表面粗糙度對疲勞壽命的影響同等重要。從原設(shè)計1和方案5可知,隨著錐孔開口直徑由14mm增大為18mm,無圓角時,表面粗糙度為Ra3.2時,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降9.8%,與方案2相比疲勞安全系數(shù)下降0.8%;表面粗糙度降為Ra6.3時,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降15.8%,與方案2相比疲勞安全系數(shù)下降0.7%;表面粗糙度降為Ra8.0時,疲勞安全系數(shù)比原設(shè)計值下降19.0%,與方案2相比疲勞安全系數(shù)下降0.7%。因此錐孔開口直徑增大會使安全系數(shù)略微降低,對連桿小頭的可靠性影響不大。比較方案2、方案3、方案4和方案5、方案6、方案7可知,在相同的開口尺寸時,錐孔軸線內(nèi)偏會使安全系數(shù)略微增加,錐孔軸線外偏會使安全系數(shù)略微減小,但對連桿的可靠性都影響不大。綜上所述,對于各種加工誤差形態(tài),首先應(yīng)保證過渡圓角和表面粗糙度達(dá)到設(shè)計指標(biāo),對于加工深度和錐孔軸線偏差