D20连杆有限元分析
- 格式：pdf
- 大小：1.05 MB
- 文档页数：3
61
10.16638/ki.1671-7988.2018.04.019
D20连杆有限元分析
王 刚
（长安大学汽车学院，陕西 西安 710064）
摘 要：运用ABAQUS 对D20柴油机连杆进行了有限元分析，得出连杆应力分布和安全系数等参数，为发动机连杆的设计优化和强度校核提供了理论依据。
关键词：连杆；应力分布；安全系数；ABAQUS
中图分类号：U467 文献标识码：A 文章编号：1671-7988(2018)04-61-03
Finite Element Analysis of D20 Connecting Rod
Wang Gang
( Automotive College of Chang'an University, Shaanxi Xi'an 710064 )
Abstract: The finite element analysis of the connecting rod of D20 diesel engine is carried out by ABAQUS to get the parameters such as the stress distribution and safety factor of the connecting rod, which provides a theoretical basis for the design optimization and strength check of the connecting rod of the engine. Keywords: Connecting rod; Stress distribution; Safety factor; ABAQUS CLC NO.: U467 Document Code: A Article ID: 1671-7988(2018)04-61-03
前言
连杆是发动机中的重要零件，也是最易发生故障的零件，目前针对它的设计、分析都广泛地采用有限元法进行。
虽然连杆加工本身所包括的工艺内容不复杂，但材料、加工精度等经常给加工带来巨大困难。
锻造毛坯的精度及刚性差、孔加工的精度低、连续带状切屑的断屑、平面加工的毛刺、因夹具夹压使内应力重新分布而产生的几何变形等，都是我国加工工艺长期以来需要研究和解决的主要技术问题[1]。
通过有限元软件可以缩短内燃机的开发周期和减少成本，还提高了内燃机的可靠性、经济性。
1 三维模型建立
要得到理想的计算结果，精确可靠的模型是计算的前提，在合理简化结构的同时又要保证不失去其原有的特征[2]。
D20柴油机为直列四缸机，缸径和行程都为86mm ，最大扭矩转
速为5500rpm ，缸内最高爆发压力为80bar ，小头内径
23.5mm ，小头宽度20 mm ，衬套厚度1.25 mm ，工字断面平均高度25.4 mm ，宽度15.6 mm ，连杆长度为12.8 mm ，大头孔径51 mm ，宽度25 mm ，轴瓦厚度1.5 mm ，螺栓为M10，活塞组的质量为0.473kg ，所建模型如图1所示。
图1 连杆三维模型
为验证连杆三维模型的精度，经有限元计算，连杆三维模型质量与实物质量相差5.5%，说明所建立的分析模型是准确的。
2 连杆受力分析与载荷计算
2.1 连杆受力分析
连杆的基本载荷是拉伸和压缩，最大拉伸载荷出现在进
作者简介：王刚，就读于长安大学汽车学院。
汽车实用技术
62
气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力。
（1）
式中，m '、m '1分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量。
连杆组工作时条件十分恶劣，主要承受着三方面的作用力： 1）缸内的燃气压力；2）活塞连杆组的往复运动惯性力；3）连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。
对于四冲程发动机来说，这三种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化，综合起来的结果使连杆处于一种交变的复杂受力状态。
因此，在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度[3]。
2.2 载荷计算
2.2.1 最大拉力计算
在最大转速工况下，进气冲程开始的上止点附近，连杆小头承受的最大拉伸载荷可由经验公式计算：
（2）
计算结果为12073 N 。
2.2.2 最大压力计算
活塞在膨胀冲程开始上止点附近，连杆承受最大压缩载荷。
其中连杆小头孔承受的力为最大燃气作用力与活塞组、活塞销往复惯性力之差，即：
（3）
计算结果为34373N ，即需在模型上施加的最大压力为34373 N 。
3 有限元模型建立
3.1 网格划分
有限元分析的基础是单元，在有限元分析之前必须将实物模型划分为等效节点和单元。
各大有限元软件有不同的单元类型，不同的单元类型决定单元的自由度、代表不同的分析领域[5]。
本文采用有限元分析属于非线性分析，运算量庞大，为提高运算速度，要求参与运算的节点和单元应尽可能少，但为了保证计算精度，模型网格应小到足以表述出模型的形状，否则过粗的网格会造成较大的误差，网格划分完成后的模型如图2示。
图2 网格模型
3.2 接触对建立
在建立接触对时，指定接触面和目标面时应考虑以下准则：1）当凸面与平面或凹面接触时，应指定平面或凹面为目标面；2）如果一个面上的网格较细，应指定细网格所在面为接触面，粗网格所在面为目标面；3）当两个面的刚度不同时，较硬的表面为目标面，较软的表面为接触面；4）如果两个面大小明显不同，应将大面作为目标面。
3.3 载荷施加
不同工况下应有不同的边界条件，根据分析对象的实际情况，载荷可以直接加在实体模型上，也可以将载荷加在有限元模型上。
本文所分析的连杆受的外载荷主要有燃气压缩力载荷、离心载荷和过盈载荷，其中活塞组产生的离心载荷以集中力的方式施加，活塞销和连杆本身产生的离心载荷通过有限元程序施加。
将连杆小头所受的最大拉力和最大压力以RBE3的方式均布在活塞销受力面上，加载位置如图3所示。
图3 载荷加载位置及形式
4 有限元计算结果与分析
4.1 应力分布情况
图4与图5分别为连杆在受到最大压力和最大拉力作用下的应力分布图，从图中可以看出连杆在压缩工况下，最大主应力部位出现在连杆杆身与小头结合过渡的位置，最大主应力为-273.7MPa (负号表示压应力)；拉伸工况下最大主应力部位在连杆螺栓孔处，最大主应力为226.5 MPa 。
图4 最大压力作用下应力分布图
图5 最大拉力作用下应力分布图
图6为连杆小头与螺栓的应力分布图，最大应力出现在小头内表面靠近杆身处，最大主应力为132.6 MPa 。
连杆螺栓的应力主要集中螺栓凸台与螺栓预紧截面处，在螺栓凸台
王刚：D20连杆有限元分析
63
处的平均应力约为500 MPa ，而在螺栓预紧截面处却高达627 MPa ，这也验证了螺栓工作条件的苛刻性。
图6 连杆小头和螺栓的应力分布图
图7为工字形截面处最大压力（左）和最大拉力（右）的应力分布图，在压缩工况下平均应力约为-205 MPa ，在拉伸工况下的平均应力约为132MPa 。
图7 工字截面应力分布图
图8 大头盖应力分布图
图8为连杆大头盖在最大压力（左）和最大拉力（右）的应力分布图，大头盖在最大拉伸和压缩工况下面的应力区别并不是很大，而且最大应力均出现在轴瓦到螺栓孔的过渡薄壁区域，应力约为186MPa ，而在螺栓预紧的作用下，螺
栓凸台面的应力却达到了260MPa 左右。
4.2 连杆疲劳强度校核
连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把σx 或σv 看作循环中的最大应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。
在校验时应分别校验各个工况下的安全系数，由有限元分析结果可知，连杆在受最大压力情况下，最大主应力为273.66 MPa ，该部位为连杆的一个危险点，应进行疲劳强度校核。
该节点在连杆受最大拉伸载荷时的主应力为177.41 MPa ，计
算得出安全系数为 1.7。
在受最大受最大拉应力为231.88 MPa ，该单元受的压应力为226.48 MPa ，计算得出安全系数为4.7。
对于整条连杆，安全系数应取小值，即连杆的安全系数为1.7。
5 结论
通过前文的分析，连杆的安全系数为1.7，有必要对以下几个方面进行结构优化：
1）加大小头与杆身过渡部位处的圆弧半径；
2）加大小头与杆身过渡部位处的圆弧长度，使过渡部位
更加平缓；
3）将大头盖的螺栓孔的斜倒角变更为圆倒角，消除集中应力。
参考文献
[1] 牛彩,陆金华,陈浩平.某三缸发动机连杆有限元分析[J].装备制造
技术,2015(10):63-66.
[2] 白峭峰.发动机活塞销孔结构强度分析及改善对策研究[J].机械制
造与自动化,2012,（1）:33-36.
[3] 袁兆成.内燃机设计[M].北京:机械工业出版社,2008.7:118-127. [4] 范汪明,王鲁,杨俊杰,胡林.发动机连杆有限元网格划分方法[J].汽
车零部件,2012(08):69-71.
[5] 张红刚,胡玉平,李国祥等.基于ABAQUS 的连杆的有限元计算分
析[J].现代制造技术与装备,2008,(6):68-70.。
