柴油機(jī)連桿疲勞壽命預(yù)估方法研究

柴油機(jī)連桿疲勞壽命預(yù)估方法研究

復(fù)合結(jié)構(gòu)材料的壽命分析過去，對(duì)連臂疲勞耐久性的測試是在液壓機(jī)上進(jìn)行的，測試周期長，試驗(yàn)成本高。在一定程度上已經(jīng)無法滿足現(xiàn)代化工程設(shè)計(jì)和競爭的需求。本文通過以壽命為分析目標(biāo)的計(jì)算機(jī)數(shù)值模擬技術(shù),對(duì)某型連桿在疲勞試驗(yàn)加載條件下的三維應(yīng)力場和疲勞壽命進(jìn)行了計(jì)算分析,給出了連桿各部位的壽命分布。同時(shí),連桿疲勞物理試驗(yàn)結(jié)果與數(shù)值計(jì)算分析相結(jié)合,既可對(duì)樣件試驗(yàn)的不足做到有益補(bǔ)充,也有利于檢驗(yàn)疲勞壽命仿真計(jì)算的正確性,對(duì)完善仿真方法也具有現(xiàn)實(shí)的指導(dǎo)意義。1聯(lián)桿疲勞試驗(yàn)方法1.1疲勞仿真試驗(yàn)本次連桿疲勞試驗(yàn)采用德國IST公司的電液伺服疲勞試驗(yàn)系統(tǒng),該系統(tǒng)可以應(yīng)用正弦、方波、三角波等標(biāo)準(zhǔn)波形進(jìn)行發(fā)動(dòng)機(jī)主要零部件的機(jī)械強(qiáng)度耐久性考核,亦可進(jìn)行路譜再現(xiàn)或進(jìn)行自定義波形的疲勞仿真試驗(yàn)。鑒于試驗(yàn)設(shè)備響應(yīng)的限制,試驗(yàn)中采用的加載頻率一般不超過30Hz。在連桿實(shí)際工作狀態(tài)下,連桿小頭孔與活塞銷之間應(yīng)裝有襯套并有潤滑油,襯套與小頭孔之間一般為過盈裝配關(guān)系。在本次疲勞試驗(yàn)過程中,裝卡方式盡量模擬其實(shí)際工作中的受載環(huán)境并加注潤滑油,連桿大頭軸頸采用尺寸與曲軸軸頸相同的大頭銷代替,固定在底座上。連桿的小頭孔直接與模擬活塞銷的小頭銷過盈裝配,過盈量t,拉壓載荷通過卡具直接作用在小頭銷上。1.2安全載荷的測定目前,連桿疲勞試驗(yàn)的加載方式一般執(zhí)行行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)或企業(yè)標(biāo)準(zhǔn),常用的加載方式有恒定載荷比法與恒定最大壓力法。本文試驗(yàn)中采用的加載方式是恒定載荷比法,即在試驗(yàn)過程中用模擬連桿在最大壓縮和最大拉伸工況下名義載荷的最大壓力和最大拉力乘以一個(gè)安全系數(shù)來確定試驗(yàn)載荷,并使連桿所承受的最大壓縮和最大拉伸載荷的比值保持不變。在本次連桿疲勞試驗(yàn)中,采用升降法測定被試連桿的疲勞強(qiáng)度,恒定連桿工作載荷比R=PMax/PMin,其中Pmax與Pmin分別為連桿承受的最大拉伸與壓縮載荷,加載波形為正弦波,循環(huán)基數(shù)為1×107次。為保證疲勞試驗(yàn)的可靠性,同時(shí)考慮試驗(yàn)周期不能太長,需要在3~4個(gè)應(yīng)力水平下進(jìn)行試驗(yàn)。2聯(lián)合桿疲勞試驗(yàn)的數(shù)值模擬2.1接觸問題的有限元模擬及對(duì)策根據(jù)連桿疲勞試驗(yàn)的實(shí)際裝卡方式,建立了模擬疲勞試驗(yàn)中裝配關(guān)系的有限元計(jì)算模型。在連桿有限元計(jì)算模型中,沒有考慮曲軸軸瓦影響,活塞栓與小頭采用過盈裝配,過盈量為t。并在不影響連桿整體計(jì)算精度的前提下,對(duì)連桿大頭蓋連接處和連接螺栓進(jìn)行了簡化處理。由于有限元計(jì)算過程中涉及接觸分析,所以在Abaqus有限元軟件中對(duì)連桿桿身和模擬曲軸和活塞銷的圓柱體進(jìn)行離散化時(shí),分別采用三維連續(xù)體單元C3D10M和C3D8R進(jìn)行有網(wǎng)格劃分,這樣可以更好的解決接觸問題并得到較一次線性單元C3D4更為準(zhǔn)確的單元應(yīng)力,提高下一步連桿疲勞壽命預(yù)估的計(jì)算精度。同時(shí)對(duì)連桿大、小頭與桿身的過渡處以及小頭油孔等關(guān)鍵部位分別進(jìn)行了網(wǎng)格細(xì)化處理,連桿裝配模型的有限元計(jì)算模型如圖1所示。連桿在發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng),承受周期變化的活塞頂燃燒壓力和活塞連桿組高速運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的慣性力的聯(lián)合作用,還有連桿小頭襯套、大頭軸瓦的過盈裝配力,以及連桿螺栓預(yù)緊力所產(chǎn)生的附加載荷等,受力狀態(tài)比較復(fù)雜。在疲勞試驗(yàn)中對(duì)連桿的載荷進(jìn)行了簡化處理,只選擇了連桿在受最大拉力和最大壓力兩種極端工況下對(duì)連桿的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)估。因此,在有限元模擬過程中根據(jù)連桿疲勞試驗(yàn)中的實(shí)際裝配關(guān)系,對(duì)連桿大頭銷施加了固定約束,最大壓縮工作載荷和最大拉伸工作載荷沿連桿桿身軸線分別作用在小頭銷上,并在裝配模型中考慮了兩對(duì)接觸關(guān)系:1)模擬曲軸的大頭銷與連桿大頭孔(包括連桿大頭蓋)之間的接觸;2)模擬活塞銷的小頭銷與連桿小頭孔之間的接觸。其余裝配關(guān)系均采用綁定約束。并在小頭銷與連桿小頭孔之間預(yù)加了裝配過盈量t,在連接螺栓處施加了預(yù)緊力,然后在計(jì)算過程中保持螺栓長度不變。2.2接觸模型及載荷時(shí)間歷程試驗(yàn)中連桿材料為42CrMo調(diào)制鋼,由于沒有試驗(yàn)連桿同批次材料的疲勞性能參數(shù),所以計(jì)算中42CrMo材料靜力學(xué)性能與疲勞S-N曲線均采用原東北工學(xué)院在溫度25℃的試驗(yàn)數(shù)據(jù),其中彈性模量E=210GPa,泊松比v=0.28,抗拉強(qiáng)度σb=1134MPa,屈服應(yīng)力σy=1047MPa。疲勞計(jì)算中采用的連桿材料S-N曲線如圖2所示,該S-N曲線由FE-Fatigue軟件對(duì)旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗(yàn)中得到的存活率P=50%的淬火態(tài)42CrMo光滑試樣的P-S-N曲線擬合得到。連桿疲勞實(shí)驗(yàn)中一個(gè)加載循環(huán)的載荷時(shí)間歷程如圖3所示。這里需要指出,由于FE-Fatigue疲勞分析軟件采用雨流計(jì)數(shù)法和應(yīng)力組合進(jìn)行疲勞損傷計(jì)算時(shí),需要利用線性疊加原理。而本文在有限元計(jì)算過程中采用了非線性的接觸模型,并且接觸算法中摩擦系數(shù)越大,接觸應(yīng)力結(jié)果的非線性越明顯。如果采用圖3所示的載荷時(shí)間歷程對(duì)有限元計(jì)算的單位載荷下的靜態(tài)應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行線性波動(dòng),就會(huì)使接觸區(qū)的循環(huán)應(yīng)力結(jié)果與真實(shí)情況有較大誤差。因此,在計(jì)算連桿疲勞壽命時(shí)采用準(zhǔn)靜態(tài)分析方法,即首先計(jì)算連桿在一個(gè)加載周期中每個(gè)峰/谷位置的應(yīng)力場,然后把所有載荷步的應(yīng)力結(jié)果作為瞬態(tài)應(yīng)力讀入疲勞分析軟件中進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算。如圖3所示的一個(gè)載荷循環(huán),至少要計(jì)算4個(gè)點(diǎn)的連桿應(yīng)力場。其中位置1和4為只考慮大頭蓋螺栓預(yù)緊力和小頭過盈裝配時(shí)的連桿應(yīng)力場,位置2和3分別為連桿在承受最大壓力和最大拉力兩種工況下的應(yīng)力場。2.3不同試驗(yàn)載荷下連桿的虛擬疲勞壽命分布特性圖4給出了在額定工作載荷PMax/PMin為160KN/40KN,小頭裝配過盈量t=0.05mm時(shí),連桿平均和交變Mises應(yīng)力分布云圖。如圖4a所示,連桿正常工作載荷時(shí)較大的平均應(yīng)力集中在連桿小頭區(qū)域,主要是由于連桿小頭的過盈裝配引起,其中最大值出現(xiàn)在由于連桿小頭油孔引起的應(yīng)力集中處。而連桿的交變應(yīng)力的最大值主要出現(xiàn)在連桿桿身靠近小頭處和桿身靠近大頭倒角處,其中在連桿小頭、大頭和桿身的倒角處存在較大的交變應(yīng)力,如圖4b所示。圖5分別給出了連桿小頭過盈量t=0.05mm時(shí),連桿疲勞試驗(yàn)加載為1倍、2倍和3倍工作載荷(PMax/PMin)工況下連桿桿身各部位虛擬疲勞試驗(yàn)壽命計(jì)算結(jié)果。對(duì)比圖5中三種載荷工況下連桿的疲勞壽命分布可以看出,隨著工作載荷的增加,計(jì)算得到的連桿疲勞壽命最低點(diǎn)從1014量級(jí)迅速降至106量級(jí)。同時(shí)隨著載荷的增大,連桿小頭和大頭承壓部位的疲勞壽命也逐漸降低。由于工作載荷比、載荷時(shí)間歷程等其他影響疲勞壽命的因素沒有改變,可以看到桿身整體的疲勞壽命分布基本保持不變。在1倍工作載荷時(shí),連桿壽命最低點(diǎn)出現(xiàn)在連桿小頭與桿身的過渡圓角處,如圖5a中的354節(jié)點(diǎn);在2倍和3倍工載荷時(shí),連桿壽命最低點(diǎn)均出現(xiàn)在小頭油孔的應(yīng)力集中處,如圖5b和圖5c中的518節(jié)點(diǎn)。結(jié)合圖4中連桿1倍工作載荷下平均應(yīng)力和交變應(yīng)力的結(jié)果,可以發(fā)現(xiàn)雖然連桿小頭應(yīng)力幅值較小,但是連桿小頭的過盈裝配使小頭具有很高的平均應(yīng)力水平,并在潤滑油孔出現(xiàn)了較大的應(yīng)力集中,使連桿小頭疲勞壽命對(duì)外部載荷的影響非常敏感。因此,接下來我們進(jìn)一步對(duì)不同試驗(yàn)載荷下小頭過盈裝配量對(duì)連桿疲勞試驗(yàn)壽命的影響進(jìn)行了計(jì)算分析。圖6分別給出了連桿承受1倍和3倍工作載荷時(shí),連桿的虛擬疲勞壽命與連桿小頭過盈量的關(guān)系。計(jì)算結(jié)果顯示,當(dāng)試驗(yàn)外載荷一定時(shí),連桿小頭裝配過盈量的大小對(duì)連桿壽命最低點(diǎn)的位置具有重要影響,但是對(duì)連桿桿身的疲勞強(qiáng)度影響不大。隨著小頭裝配過盈量的減小,連桿疲勞壽命最低節(jié)點(diǎn)從連桿小頭油孔的應(yīng)力集中處轉(zhuǎn)移到連桿小頭與桿身連接處。通過系統(tǒng)計(jì)算分析不同小頭過盈量時(shí)連桿的虛擬疲勞壽命結(jié)果,發(fā)現(xiàn)在不同工作載荷下,均存在一個(gè)臨界連桿小頭過盈量,當(dāng)過盈量小于該臨界值后,該試驗(yàn)載荷下的連桿疲勞壽命保持不變。如當(dāng)試驗(yàn)載荷為1倍和3倍工作載荷時(shí),該臨界值分別為0.05mm和0.045mm。3小頭裝配過盈量對(duì)疲勞壽命的影響表1給出了三種載荷工況下連桿疲勞試驗(yàn)數(shù)據(jù)與數(shù)值模擬計(jì)算結(jié)果的對(duì)比,其中試驗(yàn)循環(huán)次數(shù)指在試驗(yàn)載荷水平下所有被測連桿斷裂破壞時(shí)的循環(huán)次數(shù)范圍,如果該應(yīng)力水平下試驗(yàn)加載次數(shù)達(dá)到1×107循環(huán)或連桿斷裂則停止試驗(yàn);計(jì)算壽命指采用FE-Fatigue軟件預(yù)估的連桿虛擬疲勞壽命最低四個(gè)節(jié)點(diǎn)的載荷循環(huán)次數(shù)范圍?？紤]到連桿小頭油孔處的疲勞壽命對(duì)小頭裝配過盈量比較敏感,這里分別給出了t和0.9t兩種小頭過盈量的計(jì)算結(jié)果(試驗(yàn)裝配要求的過盈量為t=0.05mm)。從表1中可以看出,在小頭裝配過盈量為0.9t時(shí)理論預(yù)估壽命與試驗(yàn)結(jié)果復(fù)合相對(duì)較好,只是在試驗(yàn)載荷為3.1倍工作載荷時(shí),預(yù)估結(jié)果稍偏于危險(xiǎn)。而過盈量為t時(shí)的理論預(yù)估結(jié)果均偏于保守。同時(shí)虛擬疲勞預(yù)估結(jié)果顯示,在當(dāng)前載荷和裝配過盈量情況下,連桿的疲勞壽命最低位置均在小頭油孔處。而試驗(yàn)中連桿的疲勞破壞位置則受到材料力學(xué)性能分散性的影響,同一種載荷水平下疲勞斷裂位置也不一致,如在3.0倍工作載荷時(shí)集中在連桿小頭,3.1倍工作載荷時(shí)分別出現(xiàn)在桿身和小頭油孔處。實(shí)際工作時(shí)影響產(chǎn)品最終疲勞壽命的因素錯(cuò)綜復(fù)雜,也是至今為止疲勞相關(guān)理論沒有獲得重大突破的重要原因,這樣就決定了疲勞壽命的理論計(jì)算結(jié)果會(huì)有一定的分散性甚至產(chǎn)生較大的誤差。按照一般的經(jīng)驗(yàn),與通過材料S-N(或E-N)曲線計(jì)算得到的構(gòu)件虛擬壽命的結(jié)果相比,試驗(yàn)的絕對(duì)壽命結(jié)果如果在N/2~2N的范圍內(nèi)都是可以接受的。4關(guān)注連桿疲勞壽命的預(yù)測分析1