柴油機連桿的三維有限元分析

柴油機連桿的三維有限元分析

0a、流量仿真模型及有限元分析現(xiàn)代高速汽機的設(shè)計趨勢是盡量利用平截面。結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，可以減少強度，降低振動，減少摩擦損失?？得魉?CT柴油機連桿是典型的平切口連桿,在運用中曾發(fā)生過連桿螺釘斷裂、連桿斷裂及大端過渡部分裂紋等故障。為此,對連桿高速運動中的受力狀況進行了理論分析,結(jié)合有限元軟件ANSYS對活塞連桿進行三維準(zhǔn)靜態(tài)有限元分析研究,計算模型與實際結(jié)構(gòu)、工作狀況相符;采用接觸算法,以理論分析為依據(jù),模擬分析為手段,找出導(dǎo)致連桿失效的主要因素,為后續(xù)的理論計算提供可信的數(shù)據(jù),也為今后機構(gòu)的選型、優(yōu)化設(shè)計提供參考依據(jù)。1連續(xù)工藝和載荷連桿是柴油機重要運動部件之一,對于四沖程柴油機來說,氣缸內(nèi)氣體壓力隨活塞的運動而時刻發(fā)生變化,特別是在燃燒前后,變化程度非常劇烈。在做功沖程時,活塞從上止點移動到下止點,曲軸轉(zhuǎn)角從365°～540°,此期間由于噴入氣缸的燃料在高溫空氣中著火燃燒,使氣缸內(nèi)的燃氣溫度和壓力急劇升高。連桿將作用在活塞上極高的燃氣壓力轉(zhuǎn)變成曲軸的旋轉(zhuǎn)力矩,在排氣沖程末和吸氣沖程開始時,將承受著很大的往復(fù)慣性力(尤其是大端),運轉(zhuǎn)中應(yīng)力交變十分頻繁。連桿既受到氣體的壓力,運動過程的摩擦阻力,又受到所帶動負載的阻力,這些力隨著活塞的運動而變化。活塞連桿組的運動狀況如圖1所示。其中,小頭端隨活塞組做往復(fù)直線運動,大頭端繞曲柄銷做旋轉(zhuǎn)運動,桿身部分為往復(fù)運動和擺動所合成的復(fù)合運動;連桿的受力情況較為復(fù)雜,在其桿身的每一個截面上都會有彎矩、剪力和法向力,但彎矩和剪力都不大,桿身的主要載荷是交變的拉壓負荷。柴油機活塞連桿組的運動極不均勻,伴隨著很大的加減速度,產(chǎn)生超重上千倍的慣性負荷,對連桿的強度和耐久性影響很大,并導(dǎo)致振動和噪聲。這些慣性負荷主要有:活塞組件往復(fù)運動所產(chǎn)生的往復(fù)慣性力,曲軸不平衡回轉(zhuǎn)質(zhì)量回轉(zhuǎn)運動所產(chǎn)生的離心力,連桿運動所產(chǎn)生的慣性力。計算時,采用連桿兩個質(zhì)點組成的系統(tǒng)代替的方法來處理連桿的分布慣性力;動態(tài)分析時,以活塞為參照物,連桿繞活塞銷作平面轉(zhuǎn)動,根據(jù)達朗貝爾原理,采用動靜法進行準(zhǔn)靜態(tài)應(yīng)力分析。往復(fù)慣性力的方向與活塞加速度的方向相反,作用線與氣缸中心線平行。連桿運動所產(chǎn)生的往復(fù)慣性力Fj可根據(jù)下式計算,即Fj=mjRω2(cosα+λcos2α)式中R—曲柄半徑;ω—角速度;λ—曲柄連桿比;α—與x軸的夾角。2壓力和速度由于連桿的形狀及其載荷比較復(fù)雜,采用經(jīng)典力學(xué)的方法進行結(jié)構(gòu)分析具有局限性,使用有限元法計算連桿的應(yīng)力比用傳統(tǒng)的材力公式計算的結(jié)果更為精確。連桿的負荷和約束邊界條件比較明確,適于用三維有限元法進行受力分析,進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計。連桿的受力邊界條件如下:連桿與活塞銷和曲柄銷構(gòu)成接觸對,在某一角度范圍內(nèi)按余弦規(guī)律分布,沿連桿厚度方向不變,詳見下式。連桿小頭襯套和連桿大頭軸瓦的過盈量和熱膨脹引起的內(nèi)表面壓力按均布力處理;連桿大頭組件與螺栓視為整體,不考慮螺栓的預(yù)緊力。f=AcosαP=∫0θf×r×dαdx式中r—連桿軸頸的半徑;θ—分布角。分析時選取柴油機的最大功率工況進行計算,此時轉(zhuǎn)速為2500r/min,功率為160kW(增壓),最大爆發(fā)壓力為13.1MPa(增壓),以排氣沖程上止點為曲軸0°轉(zhuǎn)角,每隔60°進行一次有限元受力計算;考慮到兩個危險工況:①發(fā)生在進排氣沖程上止點的最大拉工況;②發(fā)生在膨脹沖程上止點附近的最大壓工況。連桿內(nèi)孔受活塞銷的接觸力,按余弦規(guī)律分布,在壓工況時分布角θ=120°,拉工況時θ=150°。根據(jù)曲軸轉(zhuǎn)角依次計算出活塞傳遞給連桿的作用力,計算數(shù)據(jù)詳如表1所示,所有數(shù)值均對應(yīng)于活塞受到的氣壓力單位。活塞總作用力:P=Pg+Fj側(cè)壓力:Pn=Ptgβ連桿大頭離心慣性力:Prc=mcbFpRω2Ρrc=mcbFpRω2切向分量:T=Psin(α+β)cosβΤ=Ρsin(α+β)cosβ法向分量:K=Pcos(α+β)cosβΚ=Ρcos(α+β)cosβ連桿壓力:Fs=PcosβFs=Ρcosβ回轉(zhuǎn)慣性力:Pr=mrFpRω2Ρr=mrFpRω23連塔連線連續(xù)式中連分法的計算方法由于連桿幾何形體結(jié)構(gòu)復(fù)雜,在工作載荷和裝配應(yīng)力復(fù)合作用下,各部位產(chǎn)生復(fù)雜的三向應(yīng)力狀態(tài),文獻中稱為多軸非比例或非同相循環(huán)應(yīng)力。FEM應(yīng)用于計算康明斯柴油機6CT連桿具有上述特征的應(yīng)力狀態(tài),本文采用VonMiss應(yīng)力或應(yīng)變判據(jù)對其分析。VonMises應(yīng)力是基于剪切應(yīng)變能的一種等效應(yīng)力,它遵循材料力學(xué)第四強度理論,對于大多數(shù)碳鋼和合金鋼與疲勞試驗的結(jié)果比較吻合,VonMiss等效應(yīng)力判據(jù)給出下列結(jié)果δc=12√(σ1?σ2)2+(σ2?σ3)2+(σ3?σ1)2?????????????????????????????√δc=12(σ1-σ2)2+(σ2-σ3)2+(σ3-σ1)2式中σ1,σ2,σ3—主應(yīng)力;δe—等效應(yīng)力。通過對連桿進行運動受力計算,獲得各曲軸轉(zhuǎn)角對應(yīng)的連桿應(yīng)力及最大位移偏移量,如表2所示。在曲軸370°轉(zhuǎn)角(膨脹沖程上止點附近)連桿受到最大的燃氣壓力作用,應(yīng)力集中在桿身受壓側(cè)面與大頭的過渡部位,最大的位移偏移量出現(xiàn)在連桿大頭端;在曲軸720°轉(zhuǎn)角(排氣沖程上止點附近)連桿受到最大拉力作用,應(yīng)力集中在小頭內(nèi)孔表面。圖2為連桿在曲軸370°轉(zhuǎn)角的VonMises應(yīng)力分布,此時連桿受到來自活塞的最大爆發(fā)壓力,在靠近連桿小頭的桿身單側(cè)面以及桿身與大頭過渡部位出現(xiàn)應(yīng)力集中,數(shù)值在270～315MPa之間,在桿身側(cè)面與大頭過渡部分邊沿的微小區(qū)域出現(xiàn)應(yīng)力峰值,為404MPa。該連桿(材質(zhì)為40MnBH)經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后屈服極限可達到500MPa,連桿各部位等效應(yīng)力狀態(tài)處在極限應(yīng)力范圍之內(nèi)。在靠近小頭的桿身側(cè)面和桿身與大頭過渡圓弧面的中部分別選擇2個特征節(jié)點888和5178,由計算結(jié)果獲得其應(yīng)力變化曲線,如圖3所示。連桿在高速往復(fù)運動過程中受到多軸非比例或非同相循環(huán)應(yīng)力的作用,在小頭桿身側(cè)以及桿身與大頭過渡部分的邊沿出現(xiàn)不同程度的應(yīng)力集中;連桿長期工作過程中將會產(chǎn)生局部的失效以至破壞斷裂:過渡部位邊沿易產(chǎn)生細微裂紋,而靠近小頭的桿身部分則在剪切力作用下有可能沿著45°～60°的截面方向斷裂。這與該連桿實際使用中斷裂情況相符,斷裂面沿小頭桿身45°～60°的截面方向。另外,柴油機發(fā)生爆震的情況下,會加速連桿裂紋的生長并導(dǎo)致連桿斷裂。4疲勞性能1)因為幾何形體結(jié)構(gòu)復(fù)雜,在工作載荷和裝配應(yīng)力的復(fù)合作用下,連桿各部位三向應(yīng)力狀態(tài)具有多軸非比例(非同相)循環(huán)應(yīng)力的特征。為此,應(yīng)用有限元法對交變載荷作用下康明斯6CT柴油機連桿的三向應(yīng)力狀態(tài)進行了計算?；赩onMiss屈服條件,對連桿疲勞性能進行計算評估,連桿各部位等效應(yīng)力狀態(tài)處在極限應(yīng)力線范圍之內(nèi)。2)平切口柴油機連桿的結(jié)構(gòu)緊湊,連桿大頭形狀的設(shè)計要特別注意降低應(yīng)力集中,膨脹沖程應(yīng)力主要集中在桿身與大頭過渡部位和靠近小頭端的桿身側(cè)面。在多軸非比例或非同相循環(huán)應(yīng)力的作用下,桿身與大、小頭過渡部位容易產(chǎn)生疲勞裂紋。由于連桿小頭部