黎仕增，熊繼芬，蔣銀靜，吳 慧

（廣西機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院,廣西 南寧530007）

基于多體動(dòng)力學(xué)及有限元分析的發(fā)動(dòng)機(jī)連桿研究

黎仕增，熊繼芬，蔣銀靜，吳 慧

（廣西機(jī)電職業(yè)技術(shù)學(xué)院,廣西 南寧530007）

應(yīng)用UG對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)建立三維實(shí)體模型，將裝配體導(dǎo)入多體動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS中進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真，得到連桿小頭所受最大壓縮和最大拉伸載荷，并作為有限元分析的輸入數(shù)據(jù)，其較理論計(jì)算更接近真實(shí)值。連桿的有限元分析在ABAQUS中實(shí)現(xiàn)，特別考慮了連桿小頭油孔的影響以及裝配預(yù)緊力的作用，得到了連桿最大壓縮與拉伸兩種工況下的應(yīng)力分布。研究結(jié)果為連桿后續(xù)結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供有效依據(jù)，解決薄弱部位發(fā)生疲勞破壞的問(wèn)題。

多體動(dòng)力學(xué)；有限元；發(fā)動(dòng)機(jī)；連桿

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿作為重要受力件之一，需要滿足更高強(qiáng)度要求以適應(yīng)快速發(fā)展的汽車產(chǎn)業(yè)。連桿是往復(fù)活塞式發(fā)動(dòng)機(jī)的核心部件，在工作過(guò)程中作往復(fù)與旋轉(zhuǎn)的復(fù)合運(yùn)動(dòng)，主要承擔(dān)活塞銷傳遞的氣體爆發(fā)壓力和活塞組往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性力作用，負(fù)荷繁重，工作條件惡劣，并在周期性變化載荷的作用下不斷循環(huán)工作，易產(chǎn)生疲勞失效，因此，通過(guò)有效的方式分析出連桿應(yīng)力集中部位，為優(yōu)化與改進(jìn)結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)，保證安全可靠并降低生產(chǎn)成本具有重要作用。

1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)多剛體動(dòng)力學(xué)模型建立

1.1 模型建立

由于曲柄連桿機(jī)構(gòu)幾何結(jié)構(gòu)復(fù)雜，為實(shí)現(xiàn)復(fù)雜機(jī)構(gòu)的虛擬裝配及三維運(yùn)動(dòng)仿真，通過(guò)在UG中建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)三維模型，并完成各構(gòu)件的裝配。建模過(guò)程中，在不影響動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果的前提下，可以省略一些局部細(xì)節(jié)，如油孔、過(guò)渡圓角等。將模型以Parasolid格式導(dǎo)入ADAMS中，并且修改各構(gòu)件的材料、密度和彈性模量等屬性[1]。

1.2 運(yùn)動(dòng)副與載荷添加

建立曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)副中移動(dòng)副6個(gè)，轉(zhuǎn)動(dòng)副13個(gè)。發(fā)動(dòng)機(jī)在標(biāo)定工況下的曲軸轉(zhuǎn)速為2100，在范圍內(nèi)曲軸轉(zhuǎn)兩圈，完成一次進(jìn)氣→壓縮→做功→排氣的循環(huán)，將各缸示功圖中數(shù)據(jù)導(dǎo)入到ADAMS中形成六條二維樣條曲線，以便AKISPL函數(shù)調(diào)用。ADAMS

中建立的曲柄連桿機(jī)構(gòu)模型見(jiàn)圖1.

圖1 曲柄連桿機(jī)構(gòu)裝配圖

1.3 動(dòng)力學(xué)仿真

設(shè)置仿真時(shí)間為0.057 14 s，仿真步數(shù)為100步，動(dòng)力學(xué)仿真得到各缸連桿小頭受力情況，仿真結(jié)果如圖2所示。從圖中可得到，最大拉伸載荷位于活塞排氣形成上止點(diǎn)附近，最大壓縮載荷出現(xiàn)在最大爆發(fā)壓力點(diǎn)附近，分別為：拉伸7 077，壓縮135 060，其作為后續(xù)連桿有限元分析的輸入值。

圖2 各缸連桿小頭作用力曲線圖

2 連桿有限元分析

為減少計(jì)算運(yùn)行時(shí)間，提高效率，分析時(shí)可沿對(duì)稱面將連桿剖開(kāi)，取連桿一半模型在有限元分析軟件ABAQUS中進(jìn)行分析計(jì)算。其模型包括連桿桿身、連桿蓋、上下軸瓦、小頭襯套、連桿螺栓、活塞銷以及剛性殼體。其中活塞銷作為外載施加對(duì)象，載荷沿軸線方向按二次拋物線規(guī)律分布，沿圓周方向按余弦分布[2]，通常取作為加載面，可將力傳遞給連桿體；三維解析剛性殼體則模擬曲柄銷作用，為接觸分析提供剛性表面，兩者均不計(jì)入有限元分析，此處理方式與實(shí)際構(gòu)件受力更相符[3]。

2.1 網(wǎng)格劃分

為避免模型不能成功導(dǎo)入，減少模型讀取時(shí)間，提高網(wǎng)格劃分質(zhì)量，先在Hypermesh軟件中完成網(wǎng)格劃分。采用四面體十節(jié)點(diǎn)的單元?jiǎng)澐志W(wǎng)格，將連桿劃分為141 680個(gè)單元、238 034個(gè)節(jié)點(diǎn)?？紤]到連桿的單元雅克比最小值≥0.7為衡量標(biāo)準(zhǔn)[4]，檢驗(yàn)結(jié)果表明：100%的單元雅克比值≥0.7，其中最小雅克比值為0.71.因此，可認(rèn)為劃分的連桿有限元模型符合計(jì)算精度要求。連桿有限元模型示意圖如圖3所示。

圖3 連桿有限元模型示意圖

2.2 定義相互作用

在Assemble模塊下根據(jù)實(shí)際裝配位置創(chuàng)建30個(gè)接觸面。襯套與連桿小頭、連桿蓋與下軸瓦、連桿體與上軸瓦采用面與面接觸類型定義；剛性面與軸瓦、活塞銷與襯套添加間隙接觸類型定義；連桿體與連桿蓋、螺栓與連桿蓋、螺栓與桿身、連桿體與軸瓦，上軸瓦與下軸瓦采用綁定類型定義；剛性殼體與連桿大頭中心為剛體約束；連桿小頭中心與活塞銷上外載作用面采用耦合約束。

2.3 定義邊界條件

對(duì)該連桿分析模型的邊界約束為：由于選用的是對(duì)稱的1/2模型,需在連桿對(duì)稱面上施加對(duì)稱邊界條件（ZSYMM），表示沿關(guān)于Z軸垂直的平面對(duì)稱；剛性殼體、襯套端面、活塞銷端面、連桿桿身中間部位一部分節(jié)點(diǎn)約束x、y、z三個(gè)方向位移；連桿小頭中心孔添加除y方向位移約束以外的其余約束，連桿大頭中心孔添加全約束。

2.4 添加約束

連桿載荷包括最大壓縮力、最大拉伸力、襯套過(guò)盈配合產(chǎn)生的預(yù)緊力、軸瓦過(guò)盈配合產(chǎn)生的預(yù)緊力、連桿螺栓的預(yù)緊力。其中，最大壓縮力135 060、最大拉伸力7 077；ABAQUS軟件在模擬過(guò)盈效果時(shí)可以直接把接觸面的過(guò)盈尺寸加入到計(jì)算模型當(dāng)中，模擬過(guò)盈配合作用力。本次分析取軸瓦的最大直徑過(guò)盈量為0.121 4 mm，襯套的最大直徑過(guò)盈量為0.097 mm；在進(jìn)行螺栓接觸分析時(shí)，可設(shè)好幾個(gè)分析步，最大預(yù)緊力為79 167.

2.5 分析結(jié)果

連桿的主要破壞形式是拉壓疲勞斷裂，因此，主要選擇連桿受最大拉伸和最大壓縮兩種工況進(jìn)行連桿應(yīng)力分析。將考慮了螺栓裝配載荷和過(guò)盈配合載荷的最大壓縮工況、最大拉伸工況運(yùn)行求解結(jié)果顯示如圖4、圖5所示。

圖4 最大壓縮工況連桿應(yīng)力、位移變形云圖

圖5 最大拉伸工況連桿應(yīng)力、位移變形云圖

連桿材料為42CrMo，屬于中碳調(diào)質(zhì)鋼，應(yīng)以屈服強(qiáng)度作為極限應(yīng)力。經(jīng)調(diào)質(zhì)和表面噴丸強(qiáng)化處理，屈服強(qiáng)度σ s取930 MPa，考慮安全系數(shù)n=1.5的情況得許用應(yīng)力[σ]=σs/n=620 MPa.連桿小頭油孔、連桿小頭與桿身過(guò)渡處兩部位受拉和受壓兩種工況的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力值如表1所示。

表1 連桿危險(xiǎn)部位的應(yīng)力值

最大壓縮工況下的最大應(yīng)力值347.3 MPa，出現(xiàn)在連桿小頭與桿身過(guò)渡部位，同時(shí)，連桿小頭孔下端以及連桿桿身中部應(yīng)力水平也較大；最大拉伸工況下的最大應(yīng)力值199.4 MPa，出現(xiàn)在小頭油孔處，兩工況最大應(yīng)力均遠(yuǎn)小于其許用應(yīng)力，滿足靜強(qiáng)度方面的要求。最大變形量分別為0.128 7 mm和0.050 75 mm，均是彈性變形，變形量在彈性變形范圍內(nèi)。

由于連桿長(zhǎng)時(shí)間受交變載荷作用，以上分析出的薄弱部位容易發(fā)生疲勞破壞，因此可以根據(jù)分析結(jié)果對(duì)連桿小頭油孔、連桿小頭與桿身過(guò)渡處進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，提高連桿疲勞壽命，減少樣件生產(chǎn)和試驗(yàn)驗(yàn)證工作，節(jié)約成本，縮短生產(chǎn)周期，保證零件壽命。

3 總結(jié)

通過(guò)對(duì)六缸曲柄連桿機(jī)構(gòu)整體而非單拐模型進(jìn)行精確的動(dòng)力學(xué)分析，利用仿真分析得到相應(yīng)工況載荷而非采用傳統(tǒng)計(jì)算方法，進(jìn)行有限元分析時(shí)，特別考慮了模型連桿小頭油孔以及裝配預(yù)緊力的作用等，使分析結(jié)果更接近實(shí)際情況，為連桿后續(xù)結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供有效依據(jù)，解決薄弱部位發(fā)生疲勞破壞。

[1]李 勤，盧漢奎，陳樹(shù)勛．關(guān)于發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)分析的一種高效建模方法[J]．裝配制造技術(shù)，2011（3）：48-49．

[2]葛正浩．ADAMS2007虛擬樣機(jī)技術(shù)[M]．北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2010.

[3]萬(wàn) 欣，林大淵．內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M]．天津：天津大學(xué)出版社，1998：229.

[4]劉 展．ABAQUS6.6基礎(chǔ)教程與實(shí)例詳解[M]．北京：中國(guó)水利水電出版社，2008.

The Research of Engine Connecting Rod Based on Multi-body Dynamics Simulation and Finite Element Analysis

LI Shi-zeng，XIONG Ji-fen，JIANG Yin-jing，WU Hui
（Guangxi Technological College of Machinery and Electricity，Nanning Guangxi 530007，China）

This paper applies UG to establish three-dimensional solid models of crank and connecting rod mechanism,imports assembly parts into multi-body dynamics simulation software ADAMS to carry out dynamic simulation，use the maximum compressive loading and maximum tensile loading as the finite element analysis input data makes measurements closer to the true value than calculated value.Finite element analysis of connecting rod by finite element software ABAQUS，considers the influence of small-end of connecting rod and the preload in the process of assembly.Analysis result obtains stress distribution of connecting rod with maximum compressive and tensile operating condition.The research result provides evidence for connecting rod’s structure optimization,solves the problems of weak part about fatigue rupture.

multi-body dynamics simulation；finite element；engine；connecting rod

TH122

A

1672-545X（2017）08-0024-03

2017-05-08

黎仕增(1969-)，男，廣西武鳴人，工學(xué)碩士，副教授、高級(jí)工程師，主要從事汽車技術(shù)應(yīng)用研究。