發(fā)動機連桿的有限元分析

1、發(fā)動機連桿的有限元分析摘 要連桿作為發(fā)動機結構中一個重要構件，其作用是將活塞的往復直線運動變成曲軸的旋轉運動，并在活塞和曲軸之間傳遞作用力。連桿在工作中經(jīng)受拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷的作用。一個重量輕而且具有足夠強度的連桿對現(xiàn)代發(fā)動機設計起到舉足輕重的作用 。本文參考了CA4110柴油機的相關參數(shù)，對四缸柴油機的連桿進行了結構設計和力學分析。應用Pro/E 軟件進行建模，以 ANSYS Workbench軟件為平臺，對連桿模型進行有限元分析。為了能更好地保證精度，使邊界條件和載荷與工程實際情況相符合，并考慮了各種受力情況，進行了靜力學分析、模態(tài)分和諧響應分析。靜力學分析表明連桿最大應力值小于材

2、料屈服強度極限，即符合強度要求。動態(tài)的模態(tài)分析，不僅從靜態(tài)上保證了連桿的強度，同時也了解了連桿的動態(tài)的振動特性。連桿在不同固有頻率下振型不同，在第四階振型時易失效，并且在發(fā)動機工作時應該盡量避開各階的固有頻率。諧響應分析表明，結構在2400Hz的響應最劇烈，可導致彎曲失穩(wěn)的位移最大。關鍵詞: 發(fā)動機連桿；有限元分析；模態(tài)分析；諧響應分析Finite element analysis of engine connecting rodAbstract Connecting rod as an important component in the engine structure, its func

3、tion is to the reciprocating linear motion of the piston into the rotation of the crank movement, and between the piston and the crankshaft transfer reaction. Connecting rod subjected to tensile, compression and bending in the job, etc. The effect of cyclic loading. A light weight and has enough str

4、ength of the connecting rod to the modern engine design play a decisive role. This article through to CA4110 reference for the related parameters of the diesel engine, four cylinder diesel engine connecting rod for the structure design and mechanics analysis. Pro/E software modeling is applied in th

5、is article, based on ANSYS Workbench software platform, finite element analysis was carried out on the model. In order to better guarantee the accuracy, the boundary conditions and load and engineering to coincide with the actual situation, and consider the various stress distribution, the static an

6、alysis, modal points harmony response analysis. Statics analysis shows that the strength of the connecting rod maximum stress is less than the yield limit, which conform to the requirements of the strength. From the static and dynamic modal analysis, not only ensure the strength of connecting rod, a

7、s well as understand the dynamic vibration characteristic of the connecting rod. Connecting rod under different natural frequency vibration mode is different, prone to failure when the fourth order vibration mode, and should be avoided when engine working each order natural frequency. Harmonic respo

8、nse analysis shows that the response of the structure in 2400 Hz is the most severe, can lead to the unstability of the bending displacement is the largest. Key words ：The engine connecting rod;The finite element analysis; The modal analysis; Harmonic response analysis目 錄第1章 緒論- 1 -1.1 課題來源及研究的目的和意義

9、- 1 -1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及分析- 2 -1.3 主要研究的內(nèi)容- 3 -第2章 連桿的三維建模- 4 -2.1 連桿的結構及參數(shù)分析- 4 -2.1.1連桿的結構類型- 4 -2.1.2連桿結構參數(shù)及其分析- 4 -2.2基于Pro/E連桿的建模- 5 -2.2.1 Pro/E的簡介- 5 -2.2.2 連桿的建模過程- 6 -第3章 連桿的靜力學分析- 10 -3.1 連桿材料的選擇- 10 -3.2 連桿的有限元網(wǎng)格劃分- 10 -3.3 連桿的運動和受力分析- 11 -3.4 約束與載荷- 12 -3.5 靜態(tài)模擬結果分析- 13 -3.5.1 連桿總變形分析- 13 -3.5.

10、2 連桿等效應力分析- 14 -3.5.3 連桿等效應變分析- 14 -3.6 靜態(tài)分析結論- 15 -第4章 連桿的模態(tài)分析- 16 -4.1 模態(tài)分析理論- 16 -4.2 約束與載荷- 17 -4.3 連桿模態(tài)求解與分析- 17 -4.4 連桿模態(tài)分析結論- 19 -第5章 連桿的諧響應分析- 20 -5.1 諧響應分析- 20 -5.2 諧響應分析的結論：- 21 -結論與展望- 22 -結論- 22 -展望- 22 -參考文獻- 23 -致 謝- 24 -I緒 論第1章 緒論1.1 課題來源及研究的目的和意義內(nèi)燃機自十九世紀后期出現(xiàn)以來，經(jīng)過一百多年的不斷研究和優(yōu)化改進，已經(jīng)發(fā)展到比

11、較完善的程度。它以熱效率高、功率和轉速范圍廣、比重量較小的優(yōu)勢，在動力機械中占有及其重要敏感的地位，廣泛的應用于軍事裝備和國民機器的各個領域1。汽車發(fā)動機連桿是內(nèi)燃機中的一個重要的結構零件，其作用是連接活塞和曲軸，將作用在活塞上的力傳遞給曲軸，使活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，對外輸出做功。連桿小端工作時作往復運動，大端工作時作旋轉運動，桿身作復雜的平面運動，因此連桿運動過程中的受力情況十分復雜，工作中經(jīng)常受到拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷的作用。這種復雜的載荷容易引起連桿的疲勞破壞，甚至直接關系到操作人員的安全，從而造成嚴重的后果。很早以前，連桿的制造通常以鑄造法和鍛造法為主。20世紀80年

12、代以來，由于粉末鍛造法的產(chǎn)生，大批量生產(chǎn)粉鍛連桿，其具有力學性能優(yōu)良、尺寸精度高、質量偏差很小及質量較輕等特點，因此相繼在發(fā)達國家快速發(fā)展。漸漸取代了鍛造和鑄造連桿。并且與此同時，高密度燒結法制造連桿也快速發(fā)展，其具有良好的力學性能。值模擬和演算已經(jīng)成為輔助設計的重要手段。目前，有限元法已經(jīng)日漸成熟實用，所應用的領域也十分廣泛并發(fā)揮著及其重要的作用。有限元方法最先應用于結構的應力分析，它是近似求解一般連續(xù)性問題的數(shù)值方法。很快它就廣泛應用于求解熱傳導、流體力學、電磁場等連續(xù)問題。對于一個連續(xù)體的求解問題，它實質上就是將具有無限多個自由度的連續(xù)體，轉變成理想化，只有有限個自由度的單元集合體。單元

13、之間由于僅在節(jié)點上連續(xù)，從而使問題簡化為適合于數(shù)值求解的結構型問題，就可以高效而正確地確定最佳設計方案。此方法已經(jīng)成為工程技術領域中不可缺少的一個強有力的計算分析工具。它在發(fā)動機零部件的設計分析中的應用也有著很大的進展。連桿在其工作過程中所受到的各種外載荷復雜且做周期性變化。而且即使是同一類型的連桿，連桿與連桿之間幾何參數(shù)、物性參數(shù)也存在差異。因此，在分析連桿的應力和應變的時候，要考慮到這些不確定的因素。才能得到更加符合實際的結果。發(fā)動機連桿是一個很復雜但是是一個很有前景的研究領域，有很多需要完善和提高的地方。對其精確的分析，也可以為設計、生產(chǎn)、改進和裝造提供更加可靠的相關數(shù)據(jù)和理論分析。同時

14、也可以縮短發(fā)動機的開發(fā)、改進的周期成本提高其可靠性和經(jīng)濟性。本文應用 ANSYS Workbench 有限元軟件對連桿進行有限元分析，盡可能的按照實際受載情況對連桿加載，得到更加接近實際的應力變形分析結果，對連桿安全性設計有著非常重要的意義。1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀及分析自從Angyris在1955年和Turner等在1956年發(fā)表他們關于結構分析的矩陣位移法，并且Tumer dcn等在1960年首次提出有限元的概念以來，四十多年以來得到了巨大的發(fā)展。今天，它在航空航天、土木工程，機械工程乃至石油、化工、電子等工業(yè)部門以及諸多科學研究領域獲得了廣泛的應用，己經(jīng)成為結構設計與分析的標準化工具。相應

15、地，市場上也出現(xiàn)越來越多的成熟的商品化大型通用分析軟件，如美國的NASTRAN、MARC、ADINA、ANSYS,德國的ASKA，大連理工學院、北京農(nóng)業(yè)工程大學及北京航空航天大學等單位的MCADS和MAS，這些軟件的分析功能強，適應面寬、可靠性高，因而在國內(nèi)贏得廣大用戶。隨著有限元分析的微機化以及它在 CAD環(huán)境下日益占有其支配地位的作用，這種分析在工業(yè)生產(chǎn)活動中具有縮短研究周期，降低研制成本，提高產(chǎn)品質量等重要作用。有限元網(wǎng)格模型( 包括節(jié)點數(shù)據(jù)和單元信息)的建立是采用有限元法求解問題的。在整個求解過程中，它通常具有最大工作量。隨著有限元技術廣泛使用，有關有限元網(wǎng)格生成技術和可視化研究得到發(fā)

16、展。目前發(fā)動機零部件有限元分析課題基本集中在應力位移場分析、溫度場分析及振動分析三個方面。另外，隨著人們對鑄造分析方興未艾，基于有限元分析結果的結構疲勞壽命預測也已逐漸發(fā)展起來。國外許多著名發(fā)動機研究機構如奧地利AVL研究所、英國Ricardo研究所以及主要發(fā)動機生產(chǎn)廠商如美國GM,FORD、日本NISSAN、德國MTR等和國內(nèi)眾多科研院所包括上海內(nèi)燃機研究所、山西車用發(fā)動機研究所、吉林工業(yè)大學、華中理工大學、北京理工大學等廣泛開展了發(fā)動機零部件的有限元分析，發(fā)表了大量的研究報告和論文。分析的零件小到橡膠密封圈，大到整個機體、缸蓋，幾乎涵蓋了所有需要分析的零件2。近幾年來，發(fā)動機零部件有限元分

17、析的一個特點是分析更加精確細致，尤其對小型零部件開始采用非線性模型進行接觸問題的分析研究。 發(fā)動機零部件有限元分析的另一個特點是需要先進的前處理技術和高配置硬件設備，以進行大規(guī)模復雜零部件的分析。這類型零件主要包括曲柄連桿機構及其固定件。曲軸、連桿、活塞的計算已經(jīng)在原來二維模型的基礎上，進行了三維模型的分析，充分考慮了零件細節(jié)對零件應力分布或溫度分布的影響;機體的剛度、強度分析及噪聲預測己經(jīng)用于機體的結構修改研究；缸蓋的分析曾一度集中于溫度場及溫度應力場的研究;近年來由于高強化要求的不斷提高，某些缸蓋的機械應力(即安裝預緊力和燃氣爆發(fā)力對缸蓋的作用)也已成為決定其強度的主要因素之一，機械應力有

18、限元分析結果已用于缸蓋結構方案選型。在軟件上，一般借助大型的CAE集成化軟件包或采用大型CAD軟件與專業(yè)有限元分析系統(tǒng)相結合的方式，硬件上采用超級計算機或工作站。接觸算法的出現(xiàn)，促進了裝配件分析的發(fā)展。裝配件分析基本包括兩類:一類是在分析某一零件時，為了考慮其它零件剛度的影響和力的傳遞，在計算模型中包括相關的其它零件，在這類裝配件分析中，非分析零件可作較大簡化。另一類是出于對系統(tǒng)整體性能了解的要求，而必須進行的裝配分析，如連桿動力模態(tài)分析。動態(tài)響應分析是近年來有限元分析的一個重點。它推動了內(nèi)燃機由傳統(tǒng)靜態(tài)設計向動態(tài)設計的發(fā)展。如利用缸套的動態(tài)分析結果，研究降低缸套振幅的可能性，保證了缸套在未來

19、的使用中免受冷卻水的穴蝕；曲軸、機體、增壓器渦輪葉片的模態(tài)分析及動態(tài)特性研究，用于預測結構的固有頻率、剛強度和噪聲輻射特性，最終達到了優(yōu)化結構設計的目的。有限元法已經(jīng)成為結構優(yōu)化設計中靈敏度分析、約束函數(shù)計算的常用方法3。 1.3 主要研究的內(nèi)容本文的主要研究內(nèi)容有：( 1 ) 研究連桿三維建模方法，包括特征的定義、分類、組合關系、特征的約束和特征編輯的方法等。討論連桿的參數(shù)化實體建模方法并用Pro/E軟件進行建模。 ( 2 ) 連桿有限元分析模型：根據(jù)連桿承載與約束特征，完成力學模型簡化，建立有限元分析模型。 ( 3 ) 采用ANSYS Workbench軟件，運用三維有限元方法，對連桿進行

20、有限元網(wǎng)格劃分。( 4 ) 用ANSYS Workbench對連桿進行應力、變形與模態(tài)分析和諧響應分析。通過變形圖，最大應力圖，最大變形圖，給出分析結論和結構設計合理化建議。- 37 -連桿的三維建模第2章 連桿的三維建模2.1 連桿的結構及參數(shù)分析結構是由很多的結構參數(shù)來描述的，這些結構參數(shù)之間存在著一定的關系和規(guī)律。就發(fā)動機連桿而言，部分結構參數(shù)是獨立的，部分結構參數(shù)是非獨立的。有的是所有類型的連桿共同所有，有的是特殊結構類型專有的?？偨Y歸納出連桿的各種結構類型和結構參數(shù)，是運用Pro/E設計連桿的前提4。2.1.1連桿的結構類型連桿主要由連桿小頭、桿身、大頭、螺栓等組成，連桿的結構類型就

21、體現(xiàn)在這些組成上。 ( 1 ) 連桿小頭的結構型式 通常將連桿小頭做成圓形的整體封閉的突耳形狀，它與連桿桿身具有圓滑的連接，并且相對于桿身縱軸線是對稱的。 ( 2 ) 連桿大頭的結構型式 連桿大頭以其形狀的極其多樣化為特征，從大頭剖分型式上有平切口連桿和斜切口連桿。連桿大頭與連桿蓋的分開面垂直于連桿軸線，稱為平切口連桿，否則稱為斜切口連桿。由于平切口連桿的大頭具有較大的剛度，軸承孔受力變形小以及制造費用低，中小型發(fā)動機上多采用這種結構。為了提高曲軸軸承的工作能力，同時為了使連桿在拆下大頭蓋后仍然能從汽缸中抽出，中、高速柴油機有時采用斜切口連桿;V型發(fā)動機為使曲軸箱外形更緊湊，通常也采用斜切口連

22、桿。 ( 3 ) 桿身的結構型式 桿身承受交變載荷，可能產(chǎn)生疲勞破壞和變形，連桿高速擺動時的橫向慣性力也會使連桿彎曲變形，因此桿身必須有足夠的斷而積，并消除產(chǎn)生應力集中的因素。為了在較小重量下得到較大的剛度，除在一些應力小的二沖程發(fā)動機上采用橢圓形桿身外，高速內(nèi)燃機的連桿桿身斷面都是 “工”字形的，而且其長軸應在連桿擺動平面內(nèi)5。2.1.2連桿結構參數(shù)及其分析不同的發(fā)動機對連桿設計有著不同的要求。柴油機連桿，壓力大，轉速偏低，首先考慮強度，因而結構尺寸偏大，質量大因承受的爆發(fā) ，剛度強；汽油機連桿，特別是高速汽油機連桿，因其轉速高、慣性力大，所以連桿要求結構輕巧，質量小，剛度強6。遵循以上原則

23、，連桿設計中，首先要確定連桿長度，這是與整機密切相關的參數(shù)，它決定連桿的基本構型。再確定連桿小頭孔尺寸，它與活塞銷孔以及活塞銷的設計聯(lián)系在一起，綜合分析決定。連桿大頭孔的尺寸是與曲軸的連桿軸徑直徑共同確定的，這也是決定連桿基本構型的重要尺寸之一。歸納出的連桿主要結構參數(shù)見表2-1。 表2-1連桿主要結構參數(shù)連桿部位尺寸大?。╩m）連桿大頭內(nèi)徑74連桿大頭外徑90連桿小頭內(nèi)徑42連桿小頭外徑54連桿長266連桿寬100連桿高382.2基于Pro/E連桿的建模2.2.1 Pro/E的簡介Pro/E是由美國PTC公司最近推出的一套以參數(shù)化為基礎CAD/CAE/CAM（計算機輔助設計/計算機輔助分析/

24、計算機輔助制造）三位一體的集成軟件系統(tǒng)，它整合了PTC公司的三個軟件Pro/ENGINEER的參數(shù)化技術、CoCreate 的直接建模技術和ProductView的三維可視化技術，Pro/E具有互操作性、開放、易用三大特點，內(nèi)容涵蓋了產(chǎn)品從概念設計、工業(yè)造型設計、三維模型設計、分析計算動態(tài)模擬與仿真、工程圖輸出，到生產(chǎn)加工成產(chǎn)品的全過程，廣泛應用于機械、汽車、航天、家電、模具、工業(yè)設計、玩具等行業(yè)。在我們現(xiàn)在使用的Pro/E版本中，增加了一些新的特性：功能的全新組合，將設計過程中操作相近，但結果不同的設計工具進行重組，這樣使用戶很容易在不同工具之間切換，同時還可以加深對這些操作之間異同的理解；

25、直接建模一直是Pro/E重點強化的一個功能，其核心思想是設計中直接操作模型與之交互，包括對模型的選取、修改和重新定義等，在版本中增加了對模型的事實時全局變形，包括在各方位上以等比例或不等比例縮放模型，自由平移和旋轉模型。還可以對模型進行事實翹曲、伸展、彎曲和扭曲等操作。其以下功能為主要部分7：1.參數(shù)化用參數(shù)表示零件的尺寸和屬性，設計者可以通過修改參數(shù)的值，來修改零件的大小、形狀和屬性。2. 基于特征建模Pro/E是基于特征的實體模型化系統(tǒng)，工程設計人員采用具有智能特性的基于特征的功能去生成模型，如腔、殼、倒角及圓角，您可以隨意勾畫草圖，輕易改變模型。這一功能特性給工程設計者提供了在

26、設計上從未有過的簡易和靈活。3.單一數(shù)據(jù)庫Pro/Engineer是建立在統(tǒng)一基層上的數(shù)據(jù)庫上，不像一些傳統(tǒng)的CAD/CAM系統(tǒng)建立在多個數(shù)據(jù)庫上。所謂單一數(shù)據(jù)庫，就是工程中的資料全部來自一個庫，使得每一個獨立用戶在為一件產(chǎn)品造型而工作，不管他是哪一個部門的。2.2.2 連桿的建模過程（1）建立新文件 選擇菜單中的文件新建命令，出現(xiàn)新建對話框，在對話框中選擇零件實體，在文件名欄中輸入“l(fā)iangan”，將“使用默認模板”去掉，然后點擊確定（2）創(chuàng)建桿身曲線 連桿桿身截面是一變化的工字鋼，相對于FRONT平面和RIGHT平面是對稱的，因此只考慮四分之一的桿身，可用四條曲線繪制出桿身曲面的輪廓。第

27、一條曲線是在RIGHT平面，桿身的最大輪廓曲線；第二條曲線與第一條不在一個平面上，且曲線上的各點也不在同一平面上，因此以曲線最高點所在平面為繪圖平面，即大約離RIGHT平面18mm的于RIGHT平面平行的平面。第二條曲線與第一條曲線錯位；第三條曲線與第二條在同一平面上，并近似認為與第二條曲線形狀一樣，只是向連桿中心線平移；第四條曲線與第一條在同一平面（RIGHT平面），形狀與第二條相似。（見圖2-1）圖2-1 桿身曲線（3）創(chuàng)建桿身曲面 通過邊界混合，完成6個曲面的創(chuàng)建。（見圖2-2）創(chuàng)建一個曲面，將多余的部分去除。（見圖2-3） 圖2-2 曲面的創(chuàng)建 圖2-3 桿身曲面（4）桿身曲面合并 a

28、.上面建立的曲面是相互獨立的，必須把它們合并起來，首先合并六面體的曲面。用鼠標點選六面體的任何一個面，該面變成粉紅色，再點選與之相連的面（要同時按住Ctrl鍵），該面也變成粉紅色，同時右邊的曲面合并圖標被激活，點擊該圖標，在下方出現(xiàn)對話框，點擊框中的，完成兩個曲面的合并。重復操作5次，將6個曲面合并起來。（見圖2-4） b.合并的六面曲體與拉伸的曲面除了要合并還有剪裁多余的部分。仍用圖標，并且通過調(diào)整要剪裁的部分。（見圖2-5） 圖2-4 曲面合并 圖2-5 曲面切除（5）充實桿身為實體以上創(chuàng)建的只是一個空殼，要進行充實處理。首先點選要充實的殼體，（殼體變成粉紅色）激活實體化圖標，在下方出現(xiàn)對

29、話框,點擊對話框中的，完成實體化處理。 （6）創(chuàng)建桿身筋板 通過圖2-6的草繪，拉伸，完成筋板的創(chuàng)建。（見圖2-7） 圖2-6 桿身筋板的草繪 圖2-7 桿身筋板的創(chuàng)建（7）鏡像處理完成桿身部分 桿身是對稱的，可以用鏡像命令完成。在主菜單命令的下拉式菜單中點擊命令，在右上角出現(xiàn)菜單管理器窗口，點擊其中的命令，出現(xiàn)二級菜單，點擊命令，激活命令并點擊，再點擊命令，出現(xiàn)三級菜單），并在下方的提示欄中出現(xiàn)提示 ，選擇FRONT平面作為鏡像基準，此時完成了鏡像操作。再重復操作鏡像命令，完成桿身的創(chuàng)建。（見圖2-8） 圖2-8 桿身部分（8）連桿小頭的建立 a.通過回轉造型，完成小頭。 b.連桿小頭上端油

30、孔處加固，為了防止油孔處應力集中，進行了加固，可以采用繪制造型進行。 c.鉆連桿小頭油孔。（見圖2-9）圖2-9 連桿小頭（9）連桿大頭的建立 a. 繪制90的半圓臺體，并雙向旋轉180°。 b.繪制連桿大頭對接平面，并向上拉伸3mm 。 C.創(chuàng)建連桿螺栓搭子，并向上拉伸38mm 。（10）連桿建模完成（見圖2-10）圖2-10 連桿的模型連桿的靜力學分析第3章 連桿的靜力學分析 因為發(fā)動機在工作過程中，連桿會受到不同部件的交變載荷，受力情況十分復雜，所以，連桿進行有限元靜力學分析，對其強度校核是必須進行的工作。本文是結合連桿的實際受力情況，利用Workbench中的靜力學分析，對連

31、桿的強度進行校核8。3.1 連桿材料的選擇由于連桿會在整個工作過程中承受壓縮、拉伸以及慣性力和連桿力矩所生成的交變的載荷。而大功率的柴油機所處的工作環(huán)境會更差。因此，必須保證連桿具有足夠的結構剛度和疲勞強度。從而針對不同的柴油機，在材料選擇上采用高強度材料并且輔以綜合措施。柴油機連桿之所以選用合金優(yōu)質鋼，是因為它經(jīng)過調(diào)質熱處理之后能夠發(fā)揮良好的機械性能。同時加入少許合金元素是為了提高其機械性能；鋼中加入少量鉻，不但能大幅度提高拉伸強度極限和硬度，還能增加鋼在熱處理時的穩(wěn)定性；加入錳元素則是使鋼具有較高的拉伸強度極限、較好的韌性和較高的硬度。為了使鋼具有較大的強度極限、屈服極限和很好的塑性，還會

32、加入鉬元素。這種鋼經(jīng)過熱處理后具有纖維斷面，會對沖擊力、交變載荷有更好的抵抗力9。為了保證連桿在結構輕巧的條件下具有足夠的強度和剛度。本設計采用精選40Cr優(yōu)質合金鋼,其具體參數(shù)見表3-1。表3-1連桿材料性能彈性模量（N/m2）泊松比密度(Kg/m3)材料屈服極限(MPa)2.06x10110.267850 8003.2 連桿的有限元網(wǎng)格劃分網(wǎng)格劃分前，需要定義材料屬性、定義分析類型、定義單元類型等。這些屬性不僅影響到網(wǎng)格的劃分，而且最關鍵的是對求解的精度影響極大。為了能夠有著更快的計算速度，使其運算量不至于龐大，以及計算機內(nèi)存大小的考慮，要求節(jié)點數(shù)和單元網(wǎng)格數(shù)量應盡量少。但是為了保證計算精

33、度，模型的單元網(wǎng)格應有足夠的數(shù)量，網(wǎng)格形狀也應盡量規(guī)則化。 打開Workbench。點中Static Structural創(chuàng)建靜力學分析板塊。點擊Engineering Data 對材料屬性進行定義。其中Density是密度，改為7850，單位不變；Youngs Modulus 為彈性模量，改為2.06E+11；Poissons Ratio為泊松比，改為0.26。點擊Geometry對模型進行導入。點擊Model對網(wǎng)格劃分精細作以定義。將Relevance調(diào)至30，增加其劃分精度；將Use Advanced Size一欄改變?yōu)镺n:Curvature精密劃分，其他選擇默認點擊Generate

34、Mesh進行劃分。如圖3-1所示。劃分的網(wǎng)格節(jié)點總數(shù)量為36785，網(wǎng)格的總數(shù)量為22057。圖3-1 連桿的網(wǎng)格劃分3.3 連桿的運動和受力分析連桿作為柴油機傳遞動力的主要運動件，它在機體中作復雜的平面運動，連桿大頭隨曲軸作高速回轉運動，連桿小頭隨活塞作上下運動，連桿的桿身在小、大頭孔運動的合成下作復雜的擺動。其作用是將活塞頂?shù)臍怏w壓力傳送給曲軸，同時它又受到曲軸驅動而帶動活塞壓縮氣缸中的氣體。連桿在工作時承受著三個方面的作用力：1.活塞連桿的往復運動慣性力。2.氣缸內(nèi)的燃氣壓力。3.連桿高速擺動時所產(chǎn)生的橫向慣性力。以上三種力在發(fā)動機工作時大小和方向隨著曲軸轉角的變化而不斷變化，綜合起來的

35、結果使連桿處于一種交變的復雜受力狀態(tài)。連桿是一個細長的桿件，當受到壓縮和橫向慣性力的作用時，假如連桿的桿身剛度和強度不足時，則會產(chǎn)生彎曲變形；若在垂直于擺動平面內(nèi)發(fā)生彎曲，更會造成軸承不均勻摩損，危害極大。3.4 約束與載荷邊界條件和載荷的施加應盡量符合工程實際情況，才能更好的保證計算精度。在內(nèi)燃機工作過程中，連桿作復雜的平面運動，它受到的力是周期變化的。本軟件模擬最惡劣的工況進行計算，即把連桿的受力狀態(tài)固定在工況最惡劣的瞬時，在連桿的兩側并無外力作用，化為在靜力作用下的應力分析問題來處理10。連桿在做功行程上止點附近時出現(xiàn)最大壓縮載荷，連桿在當時受力主要是燃氣爆發(fā)的壓力（如公式3-1）： （

36、3-1）上式中： Pn 燃氣爆發(fā)壓力，Pn =107Pa D 缸體的內(nèi)徑，D=130mm因此，作用與連桿上的氣體爆發(fā)壓力為132733N，以集中載荷方式將其加載到連桿小頭方向（由連桿小頭指向連桿大頭），約束為固定約束，約束面為大頭內(nèi)孔徑表面。得到的壓強公式（3-2）： P = （3-2） 式中：F 載荷力 S 小頭接觸面積（S=42x42=1764mm2） 故P= 75Mpa具體操作方法：1.點擊Setup進入靜力學分析2.點擊SupportsFixed Support（固定約束），對大頭內(nèi)孔徑表面進行約束，見圖3-23.點擊Loadspressure(載荷)，對小頭內(nèi)孔徑表面進行施加，見圖3

37、-34.點擊Solve進行計算 圖3-2 連桿的約束 圖3-3 連桿的載荷3.5 靜態(tài)模擬結果分析 分別點擊：Deformationtotal(總變形圖) StressEquivalent(von-Mises) (等效應力分布圖) StrainEquivalent(von-Mises)（等效應變分布圖）3.5.1 連桿總變形分析圖3-4是連桿模型整體變形結果分布圖。從圖中可以看到，發(fā)動機連桿變形呈梯度分布，最大變形處位于連桿小頭，最小變形處位于連桿大頭。同時還可以發(fā)現(xiàn)，在工作過程中，當燃氣壓力推動活塞面加壓到連桿小頭內(nèi)表面時，小頭處于最大變形。除此之外，發(fā)動機連桿中部由于壓力的作用也產(chǎn)生了橫向

38、的變形11。見圖3-5。 圖3-4 連桿總變形圖 圖3-5 連桿橫向變形3.5.2 連桿等效應力分析圖3-6是發(fā)動機連桿等效應力模擬結果。從圖中可以看到，連桿等效應力從小頭到大頭方向呈現(xiàn)出非線性變化。最大應力如圖3-7所示，位于連桿桿身和連桿大頭和小頭接觸的過度邊緣區(qū)。此時，這些部位最薄弱，其最大應力值為470MPa,因為470MPa<800MPa,所以滿足強度要求。同時，應力集中部位均在連桿肋部表面處，而且不是很明顯。這樣的布置，會使發(fā)動機在工作過程中有效減小應力在連桿大頭和小頭上的集中。從而可以增加連桿使用的可靠性和穩(wěn)定性12。 圖3-6 連桿的應力分布圖 圖3-7 連桿的最大應力3

39、.5.3 連桿等效應變分析圖3-8是發(fā)動機連桿等效應變分布圖。圖3-9連桿最大等效應變分布圖。從下圖可以看出，最大等效彈性應變?yōu)?.002，位于靠近大頭肋壁與大頭結合的頂角處。從最大等效彈性應變所處的位置可以發(fā)現(xiàn)，連桿在其工作過程中，最容易產(chǎn)生彈性應變處處于發(fā)動機連桿靠近大頭處的連桿肋頂角處。結合2個圖可以看出，發(fā)動機機連桿等效彈性應變的分布位置與等效應力集中的地方具有位置同步性。說明連桿上等效應力的集中必定會導致與之對應的連桿處產(chǎn)生較大彈性應變。但是，因為發(fā)動機連桿是采用了工字型加強的結構，使得連桿在工作過程中可以承受較大的慣性扭矩和壓力。因而保證了發(fā)動機連桿經(jīng)歷成千上萬次的使用而不受到破壞

40、13。 圖3-8 連桿的彈性應變分布圖 圖3-9 連桿的最大彈性應變 3.6 靜態(tài)分析結論1.通過采用有限元分析方法，利用Workbench軟件中的Static- Structural模塊對發(fā)動機進行導入模型、網(wǎng)格劃分并對其工作狀態(tài)下力學性能的模擬與分析，得出了連桿總變形圖、等效應力分布圖、等效彈性應變分布圖。2.根據(jù)得出的3種不同的圖形，得到了發(fā)動機連桿模型最大的變形位于連桿小頭頂部，最大的等效應力為470MPa，最大的等效彈性應變?yōu)?.002。3.連桿的應力部分集中于連桿肋壁的頂角處，使等效彈性應變分部顯得均勻?？梢蕴岣甙l(fā)動機連桿工作時的可靠性、穩(wěn)定性和合理性。連桿的模態(tài)分析第4章 連桿的

41、模態(tài)分析由第3章對連桿的靜力學分析可以得知連桿的強度完全符合要求。但是隨著內(nèi)燃機的大功率化、高速化和持久化的發(fā)展中，在強度符合要求的情況下，連桿仍然會出現(xiàn)一些裂紋、縫隙之類的現(xiàn)象。顯而易見，僅僅只對連桿進行靜態(tài)分析已經(jīng)不能完全合符需求了。因而使用現(xiàn)代設計對連桿進行模態(tài)分析已經(jīng)變得越來越重要。模態(tài)分析已然成為了動力學分析過程中必不可缺的一部分。模態(tài)分析是連桿動力學分析的基礎，主要用于確定連桿結構的模態(tài)參數(shù)，即固有頻率和相應振型。連桿結構理論上是一個無限多自由度系統(tǒng)，存在無數(shù)多個固有模態(tài)，即無數(shù)多個固有頻率和相對應的振型。但是，實際上它的動力特性主要由少數(shù)低階模態(tài)決定的，只要應用這些模態(tài)就可以相當

42、精確的表達它的動力特性。所以只考慮從最低頻率開始的有限個固有模態(tài)就足夠了。盡量使各主要部件第一階模態(tài)遠離工作頻帶，以免集成的整機模態(tài)頻率與工件激勵頻率相近時，產(chǎn)生共振，影響加工質量。這對于連桿的動態(tài)特性設計、結構優(yōu)化設計和操作空間設計以及控制等方面具有重要的指導意義。4.1 模態(tài)分析理論近代研究結構動態(tài)特性的一種分析方法就是模態(tài)分析。其中模態(tài)是指機械結構的固有振動特性。而模態(tài)分析是指將結構的復雜振動分解為多個簡單而獨立的振動，并且用一系列模態(tài)參數(shù)來表示的過程。14一般情況下，對于多自由度的結構系統(tǒng)，任何運動都可以由自由振動的模態(tài)合成。根據(jù)振動理論，將不間斷的連桿結構離散成為s個單元和n個節(jié)點構

43、成的網(wǎng)格模型。從而可以得到該連桿系統(tǒng)的動力微分方程（4-1）： （4-1） 上式中：M連桿的質量，Kg; C阻尼系數(shù)，N/（m/s）; K剛度系數(shù)，N/m; x連桿的振動位移，m； f(t)外部載荷函數(shù)，N；在進行連桿的模態(tài)計算時，阻尼對于機械結構的固有頻率和振型的影響極小?？闪頒=0，f(t)=0，從而可以得到發(fā)動機連桿結構的無阻尼自由振動方程式（4-2）： （4-2）對于線性系統(tǒng)而言，這是一個二階常系數(shù)的線性齊次微分方程。由此可以得到連桿結構的固有頻率與振型的特征方程式（4-3）： （4-3）式中， 為連桿的固有頻率，為相應的特征矢量，即為結構的正則化模型。4.2 約束與載荷模態(tài)分析同靜力

44、學分析一樣，邊界條件的約束與載荷要與工程實際盡量相符合。該文主要針對自由狀態(tài)下的振型模態(tài)進行分析。在施加相應的載荷時，忽略其他交變載荷，只考慮自身重力的作用，并且根據(jù)實際情況施加約束。因為連桿在運動時所受的主要載荷位置為連桿小頭與活塞銷接觸的接觸區(qū)和連桿大頭與曲柄銷接觸的表面。所以在施加約束時，在連桿小頭和活塞銷接觸區(qū)，只保留沿氣缸中心線的移動自由度和繞小頭孔中心線的轉動自由度，其他部分自由度約束。在連桿大頭和曲柄銷接觸區(qū)只保留繞孔中心線的轉動自由度，其他部分自由度約束15。4.3 連桿模態(tài)求解與分析根據(jù)以上的邊界條件約束，對其進行必要的模態(tài)分析。提取前8階模態(tài)的頻率，如表4-1所示，與頻率相

45、對應的各階振型圖如圖4-1至圖4-8所示。表4-1 連桿的固有頻率計算結果階數(shù)頻率（Hz）階數(shù)頻率（Hz）1312.654099.42773.165030.831026.977303.342435.287559.5 圖4-1 第一階振形 圖4-2第二階振形 圖4-3 第三階振形 圖4-4第四階振形 圖4-5 第五階振形 圖4-6第六階振形 圖4-7 第七階振形 圖4-8第八階振形由圖4-1至圖4-8可以看出，連桿的振動形式表現(xiàn)多樣。第一階振型為一階彎曲，主要是沿著X軸方向發(fā)生彎曲。第二階振型主要是使連桿桿身沿著Y軸方向發(fā)生彎曲。第三階變形比較大，使連桿的桿身同時發(fā)生了扭轉。后5個階段由于都處于

46、1500Hz以上，極其容易產(chǎn)生模態(tài)耦合振動，對內(nèi)燃機的動態(tài)特性有著很大影響。有振型圖可得知，第四階振型連桿沿著X軸方向發(fā)生了2階彎曲。第五階振型連桿則是沿著Y方向發(fā)生了2階彎曲。第六階振型沿著Z方向有一定變形。而連桿的第七階振型和第八階振型則是分別為相應方向的壓縮和拉伸變形16。4.4 連桿模態(tài)分析結論在有限元分析法的基礎上，通過靜力學分析，結合模態(tài)分析，應用Workbench軟件對連桿結構進行模態(tài)計算和分析，得出以下結論：1. 連桿的振動形式表現(xiàn)多樣，不同頻率下有不同的變形結果，且導致其產(chǎn)生彎曲變形嚴重。 2.第四階振形圖易發(fā)生連桿失效，并且在發(fā)動機工作時應該盡量避開各階的固有頻率。3.在振

47、型中，由于連桿小頭處存在失圓現(xiàn)象，很容易導致連桿小頭與活塞銷配合失效。這是連桿設計中的薄弱環(huán)節(jié)，應該盡量減少變形對連桿的性能損失。連桿的諧響應分析第5章 連桿的諧響應分析5.1 諧響應分析諧響應分析的目的是計算出結構在激振力頻率下的響應，即響應位移和響應應力，并得到系統(tǒng)的動力響應與系統(tǒng)振動頻率的關系曲線，稱為幅頻曲線。由模態(tài)分析可知，連桿變形最大位移處于連桿中部且該部位易發(fā)生失效。因此，在這個區(qū)域內(nèi)拾取一個節(jié)點M來施加激振力，如圖5-1所示。頻率范圍為08000Hz,分為10步，進行諧響應分析。圖5-1 施加激振載荷的點施加的位移載荷大小只能改變幅頻曲線的幅值大小，不能改變所求頻率。如圖5-2

48、，圖5-3，分別為施加20mm位移載荷和施加50mm位移載荷的幅頻曲線圖。圖5-2 20mm位移載荷幅頻曲線圖5-3 50mm位移載荷幅頻曲線通過以上分析，采用施加50mm的位移載荷幅頻曲線圖。橫坐標是頻率，縱坐標是節(jié)點位移。由圖可以看出，隨著頻率的增加節(jié)點M的X方向位移變化情況，在2400Hz左右時出現(xiàn)峰值，由模態(tài)分析可知，在第四階固有頻率為2435Hz時連桿中部振動幅值最大，即在第四階模態(tài)時易發(fā)生共振，導致連桿的動應力過大，以至于出現(xiàn)疲勞和裂紋等損壞現(xiàn)象。5.2 諧響應分析的結論：1.連桿在第四階固有頻率為2435Hz時發(fā)生共振，易使連桿失效。2.通過諧響應分析，得到連桿發(fā)生共振的頻率區(qū)域

49、，從而使得設計人員能預測連桿的持續(xù)動力特性，驗證設計是否能可否共振、疲勞及其他受迫振動引起的有害結果。結論與展望結論本文主要設計了CA4110柴油機的連桿，并且應用Pro/E軟件對所設計出來的連桿進行建模。在對模型檢查無誤的情況下，將其導入Ansys Workbench 15.0 進行連桿的網(wǎng)格劃分、靜力學分析、模態(tài)分析和諧響應分析。在對連桿進行靜力學分析時，確定了連桿強度滿足要求。在對連桿進行動態(tài)的模態(tài)分析時，發(fā)現(xiàn)連桿的振動形式表現(xiàn)多樣，不同頻率下有不同的變形結果，且導致其產(chǎn)生彎曲變形嚴重。計算出了連桿的振型和固有頻率，發(fā)現(xiàn)了連桿振動過程中的薄弱環(huán)節(jié)，為實際連桿的設計提供了重要的參考。在對連

50、桿進行諧響應分析時，得到連桿發(fā)生共振的頻率區(qū)域，從而使得設計人員能預測連桿的持續(xù)動力特性，驗證設計是否能可否共振、疲勞及其他受迫振動引起的有害結果。通過對發(fā)動機連桿進行的有限元分析，提出以下對連桿結構的改進措施：1. 調(diào)整發(fā)動機轉速和行程，或更換連桿材料，使連桿激振力的頻率遠離各階模態(tài)的固有頻率，避免發(fā)生共振破壞。2. 由于低階次模態(tài)下相鄰兩階的固有頻率之差較小，容易發(fā)生共振響應，進而產(chǎn)生更大的動應力，從而出現(xiàn)彎曲疲勞裂紋，為此可加大連桿過渡圓角半徑；加大壁厚或減小小頭孔尺寸偏差。3. 在桿身與小頭的過渡部位，為防止劇烈振動產(chǎn)生彎曲裂紋，可在此處采取滲氮或滾壓處理。展望考慮振動作用的連桿強度計

51、算和模態(tài)分析是連桿的研究發(fā)展方向之一。隨著時代的進步，內(nèi)燃機轉速的提高，功率的增大的情況下，為了對連桿結構進行合理的設計，提高設計的效率和可靠性、合理性，動態(tài)計算時必不可少的，其將成為連桿分析的重點。參考文獻參考文獻1陸耀祖.內(nèi)燃機構造與原理M.中國建材工業(yè)出版社，20042黃震.發(fā)動機連桿有限元分析和結構優(yōu)化設計論文,20033李春風基于Ansys的汽車門鎖機構鎖緊工況的有限元分析J 現(xiàn)代機械，20124柴油機設計手冊編輯委員會.柴油機設計手冊（上）J.中國農(nóng)業(yè)機械出版社，19845吳兆漢.內(nèi)燃機設計M.北京理工大學出版社，19956Q.Wang, F.He.A view of develo

52、pments in the forging of connecting rod in ChinaJ.Journal of Materials of Processing Technology,20047杜白石，楊福增，朱琳，寇小希.三維機械設計，20138王銀燕,張鵬奇,王善.內(nèi)燃機連桿靜力學分析J.哈爾濱工程大學學報,20019 王林軍.LR4105柴油機曲軸、連桿動應力分析研究J. 車用發(fā)動機,200810李春風.ANSYS軟件在連桿有限元分析中的應用,201511談卓君,左正興,張儒華.內(nèi)燃機連桿有限元分析進展J. 中國機械工程,200412郭濤,楊曉.基于ABAQUS的連桿有限元分析J

53、.裝備制 造技術,201013趙丕歡,樊文欣,張保成,等.基于虛擬樣機技術的柴油機 曲柄連桿機構動力學仿真研究J.柴油機設計與制造, 200814王勖成，邵敏有限單元法基本原理和數(shù)值方法.北京：清華大學出版社，199715李騰騰.ANSYS的發(fā)動機連桿的模態(tài)分析J.汽車工程師，201016李明顯.基于三維實體模型下的康明斯柴油機連桿復雜工況有限元分析D.蘇州：蘇州大學，200517蘇鐵熊,呂蔡琴，張毅等.接觸問題對連桿有限元分析的影響.內(nèi)燃機學報，200218王勖成,邵敏有限單元法基本原理和數(shù)值方法 北京：清華大學出版社，199719胡小青.基于ANSYS workbench的汽車發(fā)動機連桿力

54、學性能分析,2014.220李鵬.基于Hyper works的發(fā)動機連桿有限元模態(tài)分析,201121王紅衛(wèi).夏利轎車發(fā)動機連桿靜態(tài)和諧響應分析，200622杜鵬，劉輝.基于ANSYS的發(fā)動機連桿動態(tài)特性分析附 錄致 謝在本論文完成之際，首先向我最尊敬的導師楊創(chuàng)創(chuàng)老師致以最誠摯的敬意和最衷心的感謝。幾個月以來，他不遺余力的對我的設計進行了指導。從我剛開始毫無頭緒的時候，老師就親自下載了一些文獻傳給我，讓我慢慢建立了對本論文的想法。在不斷的設計與不斷的改進過程中，老師激勵著我前進的步伐，他以其淵博的知識，寬厚的胸懷、無私敬業(yè)的精神以及嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和開拓進取的精神影響著我，并且言傳身教，身體力行地不斷培養(yǎng)著我的獨立思考，深入探索，解決實際問題的能力，使我受益匪淺。在我剛接觸ANSYS W