朱德琦

（江南造船（集團(tuán)）有限責(zé)任公司，上海201913）

0 引言

伴隨經(jīng)濟(jì)社會(huì)的迅猛發(fā)展，能源需求量及消耗量大幅提升，人類(lèi)社會(huì)的發(fā)展面對(duì)著能源匱乏及環(huán)境保護(hù)的多重挑戰(zhàn)，所以對(duì)柴油機(jī)的性能、低排放、經(jīng)濟(jì)性等有著更加高的要求。近幾年內(nèi)，全球船舶制造業(yè)快速發(fā)展，船舶數(shù)量大幅增長(zhǎng)；與此同時(shí)，新發(fā)展理念的實(shí)施，對(duì)船舶柴油機(jī)的減排和節(jié)能性提出更高要求。柴油機(jī)連桿不但要重量輕、尺寸小，同時(shí)還需滿(mǎn)足剛度及強(qiáng)度的要求。在連桿可靠性設(shè)計(jì)方面，需以已知材料強(qiáng)度及載荷為基礎(chǔ)，根據(jù)概率統(tǒng)計(jì)理論，計(jì)算連桿可靠度，盡可能避免連桿失效狀況的出現(xiàn)。對(duì)船舶柴油機(jī)而言，其連桿部件的可靠性通常需超過(guò)0.9995。對(duì)于柴油機(jī)連桿的可靠性設(shè)計(jì)方法，國(guó)內(nèi)外專(zhuān)家學(xué)者已展開(kāi)大量研究。比如，20世紀(jì)80年代末到90年代初，采取邊界元、線(xiàn)性單元插值以及常單元插值等方式針對(duì)連桿的平面應(yīng)力應(yīng)變進(jìn)行分析；20世紀(jì)初期，吳昌華等從理論角度提出了與柴油機(jī)連桿彈性接觸有限元分析相關(guān)的諸多問(wèn)題；21世紀(jì)初，大多利用三維實(shí)體接觸模型來(lái)分析柴油機(jī)連桿部件。近年來(lái)，隨著有限元法的不斷成熟，有限元分析已在柴油機(jī)連桿分析中得到廣泛應(yīng)用[1]。

1 柴油機(jī)連桿概述

連桿是柴油機(jī)的關(guān)鍵運(yùn)動(dòng)部件，其主要是將活塞的直線(xiàn)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，同時(shí)在曲軸與活塞間進(jìn)行作用力的傳遞，其性能及強(qiáng)度對(duì)柴油機(jī)是否能夠穩(wěn)定運(yùn)行有決定性影響。在柴油機(jī)的日常運(yùn)行中，氣缸當(dāng)中的燃料通過(guò)燃燒以后體積迅速膨脹，所形成的氣體壓力帶動(dòng)活塞，而后經(jīng)由連桿傳遞到曲軸處。在此運(yùn)動(dòng)過(guò)程中，連桿不但發(fā)揮著氣體作用力傳遞的作用，還發(fā)揮著將活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化成曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的功能。恰由于此，柴油機(jī)在正常運(yùn)行過(guò)程中，連桿部件不但會(huì)跟隨活塞從上到下的反復(fù)運(yùn)行而上下運(yùn)行，并且還會(huì)跟隨曲軸的旋轉(zhuǎn)而左右搖擺，運(yùn)動(dòng)方式較為繁雜。與此同時(shí)，連桿部件的受力狀況同樣是十分復(fù)雜的，其同時(shí)承擔(dān)著自身運(yùn)動(dòng)所形成的慣性力、由活塞傳遞的往復(fù)慣性力及氣體作用力、摩擦損失所形成的力以及由曲柄銷(xiāo)傳遞的工作阻力等。所以，在具體研究過(guò)程中，為了降低研究工作的難度，通常采用忽視次要作用力的形式。但是，柴油機(jī)連桿部件所承受的主要作用力大都是周期變化的載荷，如此不僅提高了研究的復(fù)雜度，同時(shí)還會(huì)導(dǎo)致在研究中對(duì)連桿部件造成較大的損壞。如果在連桿部件設(shè)計(jì)時(shí)發(fā)生誤差，比如連桿剛度比較低，則在柴油機(jī)的具體運(yùn)行環(huán)節(jié)，連桿部件便或許會(huì)由于所遭受的復(fù)雜載荷而出現(xiàn)形變。如果連桿部件出現(xiàn)形變，與其相配合的部件則或許會(huì)出現(xiàn)位置上的改變，比如曲軸相較于軸瓦、活塞相較于缸套出現(xiàn)歪斜，上述變化均會(huì)導(dǎo)致零部件間產(chǎn)生更加嚴(yán)重的磨損。除此以外，連桿部件出現(xiàn)的形變還或許會(huì)造成連桿大、小頭位置處的圓孔出現(xiàn)失圓狀況，此將會(huì)嚴(yán)重影響到軸承與孔間的配合精準(zhǔn)度，或許會(huì)引起應(yīng)力的過(guò)度集中，造成軸承磨損加大。如果連桿部件的設(shè)計(jì)強(qiáng)度偏低，在柴油機(jī)正常運(yùn)行時(shí)，就或許會(huì)引起螺栓斷裂、桿身斷裂以及連桿蓋與連桿大頭分離等問(wèn)題；若疲勞強(qiáng)度不符合需求，連桿部件由于受交變應(yīng)力的影響，同樣或許會(huì)導(dǎo)致連桿斷裂的問(wèn)題，進(jìn)而造成柴油機(jī)發(fā)生破損，更有甚者還會(huì)危及到現(xiàn)場(chǎng)人員的生命安全[2]。

2 連桿部件的有限元分析與設(shè)計(jì)

2.1 建立三維模型

建立關(guān)于船舶柴油機(jī)連桿部件的三維模型（見(jiàn)圖1）其主要包含連桿、襯套、連桿蓋、連桿螺栓、軸瓦、曲柄銷(xiāo)以及活塞銷(xiāo)等。以設(shè)計(jì)圖紙為基礎(chǔ)，對(duì)連桿的所有構(gòu)成部件展開(kāi)模型的創(chuàng)新，同時(shí)完成對(duì)應(yīng)的裝配工作。在建模的具體環(huán)節(jié)，除了主要部件以外其他部件均實(shí)施簡(jiǎn)化模擬。

圖1 船舶柴油機(jī)連桿部件三維模型

在有限元軟件中錄入已經(jīng)創(chuàng)建好的模型，然而進(jìn)行網(wǎng)格區(qū)分，通常采取二次四面體單元的形式，因?yàn)榇舜斡?jì)算分析的關(guān)鍵在于連桿蓋和連桿，所以可合理增加主要部位的網(wǎng)格密度，尤其是連桿各組成部件中危險(xiǎn)程度最大部位處的網(wǎng)格密度，其主要包括連桿大小頭的過(guò)渡部位，連桿小頭油孔部位，桿身工字槽直線(xiàn)與圓弧的過(guò)渡部位等。與此同時(shí)，合理增大曲柄銷(xiāo)、活塞銷(xiāo)等非關(guān)鍵位置的網(wǎng)格尺寸，以縮小連桿部件的整體規(guī)模。劃分完成后的網(wǎng)格模型如圖2所示，該模型共計(jì)有434025個(gè)單元、275125個(gè)節(jié)點(diǎn)。

圖2 船舶柴油機(jī)連桿部件網(wǎng)格模型

柴油機(jī)連桿各部件間經(jīng)由設(shè)置接觸對(duì)以完成相關(guān)的數(shù)據(jù)計(jì)算工作，為了能夠提高計(jì)算工作的時(shí)效性以及精準(zhǔn)程度，現(xiàn)階段常用的主要有3種不同性質(zhì)的接觸對(duì)，其分別為粗糙接觸、綁定接觸以及摩擦接觸；而其常用選擇方法主要有MPC算法與增廣拉格朗日算法，同時(shí)需選擇適宜的摩擦系數(shù)。除此以外，經(jīng)過(guò)對(duì)接觸對(duì)偏移量的設(shè)置，以對(duì)接觸面間的閉合、間隙及過(guò)盈等形式進(jìn)行模擬，連桿和襯套間的過(guò)盈量按照?qǐng)D紙選擇最大的過(guò)盈量[3]。

2.2 計(jì)算工況及邊界條件

當(dāng)前，船舶柴油機(jī)連桿常見(jiàn)的工況主要包含預(yù)緊工況、最大拉力工況以及最大壓力工況等，所以，此處選擇對(duì)以上3種類(lèi)型的工況進(jìn)行計(jì)算。對(duì)于預(yù)緊工況而言，連桿小頭的受力大都是螺栓預(yù)緊力以及襯套過(guò)盈所形成的力；對(duì)于最大拉力而言，其通常會(huì)形成于排氣沖程的終端，如果活塞與上止點(diǎn)十分接近，氣缸中的氣體壓力非常低，可以不對(duì)其進(jìn)行計(jì)算，因此，可得：

Pj=-mja，mj=mp+mCA，

式中：a為連桿的運(yùn)動(dòng)加速度，mp為活塞組的質(zhì)量，mCA為連桿小頭代替質(zhì)量。

通過(guò)計(jì)算得到，連桿的螺栓預(yù)緊力是89729 N，連桿的最大壓力是265800 N、最大拉力是18520 N。對(duì)曲柄銷(xiāo)的2個(gè)側(cè)面進(jìn)行固定處理，施加給連桿螺栓以相應(yīng)的預(yù)緊力，且對(duì)活塞銷(xiāo)施加以最大拉力及壓力。

2.3 仿真計(jì)算結(jié)果

1）預(yù)緊工況

如圖3所示為預(yù)緊工況下連桿的等效應(yīng)力云圖，根據(jù)圖3可知，由于受預(yù)緊力影響，連桿的受力大多布局于連桿的兩頭位置處，桿身的受力基本上可忽略[4]。連桿大頭所受的應(yīng)力大都是因?yàn)槁菟A(yù)緊導(dǎo)致的，應(yīng)力較大的位置是連桿蓋螺栓的地方，此時(shí)，等效應(yīng)力的最大值是160 MPa；連桿小頭位置處的應(yīng)力大都是因?yàn)橐r套過(guò)盈造成的，孔內(nèi)上半部受力與下半部相比較大，最大等效應(yīng)力出現(xiàn)在小頭油孔部位，等效應(yīng)力的最大值是249 MPa。

圖3 預(yù)緊工況下連桿等效應(yīng)力云圖

2）最大拉力工況

如圖4所示為最大拉力工況下連桿的等效應(yīng)力云圖，根據(jù)圖4可知，由于遭受最大拉力帶來(lái)的影響，仍然是連桿的兩頭承擔(dān)著絕大部分的受力，其主要是由于拉力十分小，連桿部件的受力布局依然是以預(yù)緊力產(chǎn)生的應(yīng)力為主。在此情況下，桿身的最大受力是20 MPa，連桿蓋螺栓下端的受力最大值是158 MPa，小頭油孔部位的應(yīng)力是260 MPa。由此可知，連桿小頭油孔部位在拉力影響下相較于預(yù)緊狀態(tài)下呈現(xiàn)為不斷升高的態(tài)勢(shì)，而連桿大頭蓋應(yīng)力呈現(xiàn)為下降的態(tài)勢(shì)，其主要是由于在拉伸情況下連桿小頭孔部位的上端有更加嚴(yán)重的受力，造成連桿小頭油孔位置處的應(yīng)力過(guò)度集中，而大頭蓋在拉力影響下連桿螺栓表現(xiàn)出伸長(zhǎng)的態(tài)勢(shì)，導(dǎo)致大頭蓋因?yàn)檫B桿螺栓預(yù)緊產(chǎn)生的形變有所縮小，釋放出部分因?yàn)槁菟A(yù)緊所產(chǎn)生的應(yīng)力。

圖4 最大拉力工況下連桿效應(yīng)力云圖

3）最大壓力工況

如圖5所示為最大壓力工況下連桿的等效應(yīng)力云圖，根據(jù)圖5可知，由于受最大壓力的作用，連桿桿身承擔(dān)著連桿的絕大部分受力，尤其是連桿大小頭與桿身的過(guò)度圓弧部位。在最大壓力工況下，連桿桿身的最大等效應(yīng)力是330 MPa，連桿小頭油孔部位的最大等效應(yīng)力是220 MPa，大頭蓋連桿連桿螺栓下端的最大等效應(yīng)力是165 MPa。由此可知，在最大壓力工況下，連桿小頭油孔部位的應(yīng)力集中現(xiàn)象有或多或少的降低，連桿蓋螺栓下端位置處的應(yīng)力有不同程度的增加；在此情況下，連桿桿身則是受力最集中的部位[5]。

圖5 最大壓力工況下連桿等效應(yīng)力云圖

3 結(jié)語(yǔ)

船舶柴油機(jī)在正常運(yùn)行中，主要是通過(guò)連桿將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變成曲軸的回轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，將氣缸中的氣體所做的功傳至曲軸且通過(guò)扭矩的形式向外輸出?；钊袚?dān)著源自于活塞連桿組的慣性力以及汽缸作用于活塞的氣體壓力，其受力方向與大小隨著曲軸的轉(zhuǎn)角而呈現(xiàn)為周期性的變化。有限元分析法，作為柴油機(jī)連桿部件分析中可靠、實(shí)用的方法，在連桿分析和設(shè)計(jì)中已有大量的運(yùn)用。本文以船舶柴油機(jī)連桿部位作為具體研究對(duì)象，建立相應(yīng)的三維模型，同時(shí)借助有限元軟件對(duì)連桿部件的強(qiáng)度展開(kāi)分析。利用有限元分析法對(duì)船舶柴油機(jī)連桿部件的三大工況進(jìn)行計(jì)算、仿真，從而為船舶柴油機(jī)連桿的設(shè)計(jì)及優(yōu)化提供有益的參考。