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柴油机连杆受力强度分析、载荷计算及试验方法 |
摘 要：连杆作为柴油发电机的主要传递动力的构件，承受着由活塞传递的周期性变化的气体压力作用，工作环境极其恶劣，因而其结构非常容易损坏。文中通过传统的方法得出连杆的受力大小、方向与运动情况，并求解出了静态研究所需要的边界条件。本文借助于有限元软件极强的计算能力和功能，仿真分析柴油发电机连杆强度和其动态运动特性，对最大应力值和最大变形量为约束条件对连杆的形状进行优化分析，从而实现合理优化。
一、连杆强度研究方法
连杆是柴油机中最重要的运动部件之一，其质量和强度直接影响着柴油机的可靠性和寿命。无论设计新型柴油机或对老产品进行改造，都必须严格校核连杆的强度。
连杆强度研究大都归于疲劳强度研究，其目的是关心连杆的工作寿命，考察其在反复承受交变工作应力下的最小强度储备，通常以安全系数的形式表示；其次，连杆强度研究要考虑大小头孔的变形，关心润滑油膜能否正常建立。通常以这两种方法考核连杆模型设计的合理性。
研究连杆强度的方法有试验和计算两种。前者花费时间长、费用昂贵，且无法在概念设计阶段进行。理论研究和实践证明，计算分析的方法对于预估连杆的强度具有很好的价值，并在柴油机的概念设计阶段得到了广泛的应用，其中有限元法是最成功、最广泛的方法。
有限元法是把连续的弹性体划分为有限大小的、彼此只在有限个点相连的、有限个单元的组合体来研究的。这种把实际连续体划分为离散结构的过程，叫做有限元离散化，这些有限大小的单元，称为有限元，各单元间相连接的点，称为节点。
目前，应用最广泛的有限元实质就是先从单元分析入手，找出单元节点上对单元的作用力与单元节点位移、应变、应力的关系。整个有限元分析过程是先建立每个单元的刚度方程，然后进行结构的整体分析，即组集联系整个结构的节点位移与结点载荷的总刚度方程。由于总刚度方程是包含有限个未知节点位移量的线性代数方程组，故可利用电子计算机来求解。最后根据所求得的各单元的节点位移，利用单元分析得到的关系，就可求出各单元的应力和应变。
二、有限元模型的边界条件
由于连杆模型较小，为了准确考察连杆的应力分布，所以模型采用整根连杆模型，对于应力敏感区域和关心区域网格应适当加密，如图1所示；由于随着四面体单元密度的增加，应力会增大，在某些结构或受力复杂的区域网格加密并不是最合理的方法；对于这种情况可在局部建立用六面体网格划分的子模型。
边界条件的确定是影响有限元分析计算结果正确与否的最关键因素，主要包括载荷边界条件和位移（约束）边界条件两种，它们也是随着计算条件与计算模型的改进而不断发展的，研究者们一直在追求如何在实际计算可行的条件下尽量使边界条件接近实际。
1、载荷边界条件
连杆的作用是将活塞的往复直线运动变成曲轴的旋转运动,并在活塞和曲轴之间传递作用力，结构如图2所示。连杆的作用载荷主要有6种：
（1）拉伸力。
最大拉伸力出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值是活塞组和计算断面以上部分连杆质量的往复惯性力。最大拉伸力的主要计算公式为：
P₃=G'（1+λ）Υω²/g（N）........................（公式1）
式中，G′———活塞组重力，N；
g——重力加速度，m /s²；
λ ——连杆比；
Υ——曲柄半径，mm；
ω——曲轴角速度，rad /s。
（2）压缩力。
最大压缩力出现在膨胀冲程开始的上止点附近，其数值是最大爆发压力减去此转速时的惯性力。最大压缩力的主要计算公式为：
P'。=πD²（P′z）/4-P′₃ （N）........................（公式2）
式中，P′z——作用在活塞顶上单位面积的气压力，N /mm2；
D——气缸直径，mm。
（3）连杆螺栓预紧力。
由于连杆承受的是交变载荷，连杆螺栓与大端盖、连杆体间的作用力也是交变的。最大预紧力P。的主要计算公式为：
P₀=P₁+P₂=（2～2.5）P”j+P₂（N）........................（公式3）
式中，P₁——装配时所加的预紧力，N；
P₂——压紧轴瓦的预紧力，N；
P”j——工作时连杆螺栓承受的工作载荷，N。
（4）连杆小端与衬套间的作用力。
由于衬套（或活塞销）是以一定的过盈量压入小端孔内,所以存在着压力。在工作时连杆小端温度会升高,使过盈进一步增大,压力也增大。
（5）连杆大端轴承孔与轴瓦间作用力。
连杆大端与轴瓦间存在着过盈配合力。在螺栓作用力的作用下,大端轴瓦被进一步压紧在大端内孔表面。压力的计算公式与式（3）类似。
（6）附加弯矩。
由于制造误差导致的杆身弯曲,会产生附加弯矩。在实际的计算分析中,忽略不计。根据式（1）～（3）可计算出连杆的各项载荷。
目前，对于连杆有限元计算时对连杆大小头作用拉伸与压缩载荷的模拟主要有两种方式：一是沿圆周120°均匀分布；二是沿轴线方向均布或呈抛物线分布，沿圆周方向120°或180°呈余弦分布，其中又尤以沿轴线呈二次抛物线分布，沿圆周方向120°范围内呈余弦分布的载荷边界条件形式应用的最多。
2、位移边界条件
位移边界条件的作用是消除计算过程中连杆的刚性位移。连杆的位移边界条件应尽可能的接近实际情况，目前对于唯一边界条件的施加还没有统一的方式，用的最多的是连杆受惯性力时约束连杆下轴瓦内侧，连杆受压力时约束连杆上周瓦内侧，约束点应关于连杆轴向对称。
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图1 柴油机连杆三维模拟图 |
图2 连杆组件结构示意图 |
三、连杆疲劳试验方法
1、试验设备与试验规范
连杆疲劳试验在四通道液压伺服疲劳试验机上进行，液压伺服疲劳试验机采用液压方式加载，为避免设备发生较大的振动响应而影响试验准确度，试验中所采用的加载频率一般不超过30 Hz，本试验中加载频率为20 Hz，试验在拉一压载荷的作用下进行，采用正弦波标准波形进行连杆机械强度耐久性考核。
目前，连杆疲劳试验规范一般执行行业标准或企业标准，常见加载方式主要有恒定负荷比法和恒定最大压力法[]。本试验采用恒定负荷比法，即在试验加载时保持负荷比不变，用名义负荷中的最大压力和最大拉力乘以一个安全系数来确定试验载荷。采用升降法测定连杆的疲劳强度，循环基数为1000万次，试验名义最大压缩力为一177.3 kN，最大拉伸力为32 kN，试验中保持循环载荷应力比恒定不变。
2、疲劳试验流程与方案确定
通过试验所得整个连杆的安全系数取决于连杆不同部位失效时的最低疲劳强度，而试验中连杆承受的拉压载荷与发动机实际工况不同，受试验安装方式影响较大。因此，连杆疲劳试验时常分为3个区域进行疲劳强度考核，分别为连杆小头、连杆大头和连杆杆身区域。
通常在连杆疲劳试验前需要确定连杆强度最薄弱部位，以确定试验夹具安装方式和具体试验方案。采用试验方法确定薄弱位置时，需要在不同试验条件下针对小头、大头和杆身进行疲劳强度考核，按照标准至少需9个样件，试验成本较高。本研究采用有限元分析方法来确定连杆最危险区域，通过建立连杆有限元分析模型，在正常轴承间隙下施加拉压载荷，得到了连杆在拉压载荷下的受力状态，进而求得平均应力和应力幅；然后通过传统安全系数计算方法可知该连杆杆身区域为最危险部位，因此连杆疲劳试验方案针对杆身进行，连杆大小头均采用过盈装配方式。
四、连杆疲劳寿命预测
1、基本理论
通过有限元计算或电测试验获得了连杆表面局部的应力状态，考虑平均应力、加工工艺、尺寸效应和表面粗糙度等因素对材料S-N曲线的影响，然后基于MINER线性损伤累积原则和图3所示修正后的SN曲线可预测连杆疲劳寿命。为预测构件应力幅水平低于疲劳极限时的疲劳寿命，采用修正MINER法则。各种因素对材料S-N曲线的修正可归结为对S-N曲线起决定性的3个参数的影响函数，即材料疲劳极限、疲劳循环次数和曲线斜率的影响函数，这些影响函数可通过由大量试验获得的经验公式来描述。
材料S-N曲线一般为对称循环下的S-N曲线，本研究采用如图4所示Haigh图对非对称循环载荷进行平均应力修正，Haigh图由对称循环和脉动循环疲劳极限及材料力学性能参数确定。由于连杆承受高周循环载荷，试验过程中未发生较大塑性变形，通过测量发现该连杆表面残余应力在疲劳试验前后数值接近，因此，预测模型中将残余应力按照平均应力效应来处理。
2、预测结果
疲劳试验中杆身W字处为该连杆最薄弱部位，且失效与该处残余应力密切相关，因此，连杆寿命预测针对W部位进行。该连杆材料为42CrMoA，材料拉伸极限为1100 MPa，屈服极限为900 MPa，对称疲劳极限为432.9 MPa，脉冲疲劳极限为337 MPa，SN曲线斜率为12，表面粗糙度和锻造度综合影响系数取为0.6，平均应力、应力幅及残余应力均采用实测值。
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图3 柴油机连杆疲劳寿命S-N曲线图 |
图4 Haigh图对连杆载荷应力修正 |
总结：
通过有限元分析结果可判定连杆最薄弱位置，进而确定连杆疲劳试验方案；电测试验可有效评估疲劳试验系统的线性响应特性，同时与仿真模拟值相互校核；疲劳试验结果表明，该连杆疲劳失效形式极具规律性，断裂位置主要位于杆身某标志字处和靠近小头杆身部位，其中标志字处失效与局部残余应力大小和分布密切相关，可见，通过部件疲劳试验可有效评估连杆设计水平和加工工艺水平；建立了连杆疲劳寿命预测模型，将残余应力作平均应力处理，基于Haigh图考虑平均应力对S-N曲线的影响，预测得到了在不同载荷系数和残余应力下连杆标志处疲劳寿命和疲劳安全系数，预测结果与试验值在趋势上一致，因此，后续可利用该模型来指导疲劳试验和连杆强度设计工作。
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