王鵬利，權(quán)春鋒

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿總成動(dòng)力學(xué)分析

王鵬利，權(quán)春鋒

（陜西國(guó)防工業(yè)職業(yè)技術(shù)學(xué)院 汽車工程學(xué)院，陜西 西安 710300）

文章基于ALTAIR/HyperMesh建立發(fā)動(dòng)機(jī)連桿總成動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿總成進(jìn)行應(yīng)力分析，并在此基礎(chǔ)上借助疲勞分析軟件Fatigue對(duì)連桿總成關(guān)鍵點(diǎn)進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析。在汽缸最大爆發(fā)壓力、材料磨損等因素影響下，考察連桿總成變形結(jié)果、應(yīng)力結(jié)果和軸瓦背壓結(jié)果等，從而判斷連桿變形是否滿足磨損、潤(rùn)滑及強(qiáng)度要求，為連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和性能改良提供依據(jù)。

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)；連桿總成；動(dòng)力學(xué)分析；有限元分析

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿與活塞相連接，把活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，發(fā)動(dòng)機(jī)工作過(guò)程中，連桿總成承受高溫高壓及交變載荷作用，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)，需要考慮的因素較多，如：裝配間隙、螺栓預(yù)緊力、慣性載荷、關(guān)鍵部位網(wǎng)絡(luò)劃分及邊界條件設(shè)置等影響，不同部位的材料類型也不相同。因此，連桿總成的基本參數(shù)及材料性能也是建模時(shí)關(guān)鍵點(diǎn)，而傳統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)分析并未考慮以上諸多因素，分析結(jié)果較片面，如王鵬飛[1]在2019年采用ANSYS對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿部件進(jìn)行模態(tài)分析和靜力學(xué)分析，得到應(yīng)力應(yīng)變圖及階次譜圖；夏尚飛等[2]對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿進(jìn)行逆向設(shè)計(jì)與有限元分析，分析連桿在不同工況下應(yīng)力應(yīng)變情況，并計(jì)算了拉伸及壓縮工況下連桿疲勞壽命的最小安全系數(shù)，以上兩種都是僅在連桿軸瓦接觸部位施加作用力，而并未考慮運(yùn)動(dòng)時(shí)的慣性載荷、材料磨損及裝配間隙等因素，對(duì)工程實(shí)際指導(dǎo)意義不大。

汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)重要零部件之一，其性能直接影響發(fā)動(dòng)機(jī)工作可靠性。而對(duì)發(fā)機(jī)連桿的動(dòng)力學(xué)分析需要盡可能模擬實(shí)際運(yùn)行環(huán)境，以得到更準(zhǔn)確的分析結(jié)果，這就要求在設(shè)計(jì)階段全面考慮連桿總成各部件材料及運(yùn)動(dòng)時(shí)的相互作用力，本文區(qū)別于傳統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)分析在于建立連桿總成動(dòng)力學(xué)模型，將連桿總成的裝配間隙、螺栓預(yù)緊力、慣性載荷工況及邊界條件等因素進(jìn)行綜合考慮后，對(duì)連桿總成動(dòng)力模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，具有重要的工程指導(dǎo)意義。

1 建立實(shí)體模型并分析

連桿總成的幾何模型是有限元計(jì)算網(wǎng)格的基礎(chǔ)，包括活塞銷、連桿小頭襯套、連桿桿身、連桿大頭蓋、軸瓦和簡(jiǎn)易連桿軸頸，根據(jù)表1中連桿總成的基礎(chǔ)數(shù)據(jù)，建立如圖1所示模型爆炸圖，在實(shí)體模型建成后，同時(shí)對(duì)連桿質(zhì)心位置進(jìn)行計(jì)算，其材料性能如表2所示。

圖1 連桿幾何模型爆炸圖

表1 連桿總成基礎(chǔ)參數(shù)

名稱參數(shù) 各個(gè)部件的材料屬性C70S6+Steel 連桿小頭與襯套之間的過(guò)盈量(直徑方向或半徑方向)/mm0.020～0.039 連桿大頭與軸瓦之間的過(guò)盈量(直徑方向)/mm0.066 1 活塞銷與小頭襯套之間間隙量(直徑方向)/mm0.055 大頭軸瓦與連桿軸頸之間的間隙量(直徑方向)/mm0.022～0.040 活塞的質(zhì)量(包括活塞環(huán)、不包括活塞銷)/g287.3 發(fā)動(dòng)機(jī)超速轉(zhuǎn)速/額定轉(zhuǎn)速/(r/min)6 800/6 500 曲拐半徑/mm41.4 連桿長(zhǎng)度(小頭圓心到大頭圓心之間的距離)/mm151.36 連桿質(zhì)心位置到連桿大頭中心的距離/mm32.547 32

表2 連桿總成材料參數(shù)

零件名稱材料名稱彈性模量/GPa泊松比密度/(kg/m3)拉伸強(qiáng)度極限/MPa屈服強(qiáng)度極限/MPa疲勞強(qiáng)度極限/MPa 螺栓STEEL2100.37 850920680360 襯套STEEL2100.37 850920680360 軸瓦STEEL2100.37 850920680360 活塞銷STEEL2100.37 850920680360 連桿體C70S62100.37 850870640345 大頭蓋C70S62100.37 850870640345

1.1 載荷邊界條件計(jì)算

連桿總成載荷邊界條件包括螺栓預(yù)緊力、等效爆發(fā)壓力和各部件的慣性力等。

1.1.1螺栓預(yù)緊力計(jì)算

對(duì)于螺栓預(yù)緊力[3]，通常測(cè)得的是擰緊力矩，而在施加邊界條件時(shí)采用的是力的形式，為此需要對(duì)其進(jìn)行換算。螺栓擰緊力矩與預(yù)緊力之間的換算關(guān)系如下：

式中，為預(yù)緊力；為擰緊力矩；為螺栓直徑。

1.1.2缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力計(jì)算

通過(guò)缸內(nèi)氣體壓力可以計(jì)算出活塞承受的爆發(fā)力[4]，活塞可承受的最大爆發(fā)力可由下式得出，其關(guān)系如下：

式中，p為活塞承受的爆發(fā)力；為缸內(nèi)氣體最大爆發(fā)壓力；為活塞直徑。

1.1.3慣性載荷計(jì)算

最大慣性載荷工況的載荷共包含三部分：活塞慣性載荷、活塞銷慣性載荷和其他部分的慣性載荷?；钊麘T性載荷用下式計(jì)算[5]：

式中，piston為活塞、活塞環(huán)質(zhì)量；為轉(zhuǎn)速；為曲拐半徑；為連桿曲拐比。

2 建立有限元模型

整體坐標(biāo)系采用右手法則的直角坐標(biāo)系，軸的方向與曲軸同向，坐標(biāo)系的中心在曲軸中心，軸與氣缸軸同向，軸指向發(fā)動(dòng)機(jī)的側(cè)向，如圖2所示。為了便于網(wǎng)格劃分，連桿總成所用單元為二階十節(jié)點(diǎn)四面體單元，單元數(shù)量如表3所示。

圖2 連桿大頭網(wǎng)格劃分

表3 連桿總成網(wǎng)格數(shù)量

部件單元數(shù)部件單元數(shù) 螺栓3 500活塞銷6 000 襯套1 500連桿體20 000 軸承瓦3 000連桿大頭蓋10 000

2.1 通用邊界條件

在建立連桿強(qiáng)度分析的邊界條件時(shí)，需要注意連桿大頭分界面上的節(jié)點(diǎn)定義[6]，這既有軸瓦與連桿的連接，又有連桿體和連桿大頭蓋、軸瓦上下部分的連接。采用四分之一模型，在2個(gè)對(duì)稱面法向施加對(duì)稱邊界條件。為了避免模型的整體位移，在連桿桿身部位的中心線上，選擇2個(gè)節(jié)點(diǎn)（最少2個(gè)節(jié)點(diǎn)），施加輔助的自由度約束，確保后續(xù)求解順利，如圖3所示。

圖3 四分之一模型的對(duì)稱邊界條件

2.2 載荷工況

連桿強(qiáng)度分析需要著重考慮以下四種載荷工況：螺栓裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況、最大爆發(fā)壓力工況和最大慣性載荷工況。

為了施加螺栓預(yù)載荷，在螺栓桿身的橫截面定義預(yù)緊力作用面，施加螺栓預(yù)載荷，如圖4所示。

圖4 螺栓預(yù)載荷施加的接觸面

3 結(jié)果評(píng)估

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿強(qiáng)度分析需要重點(diǎn)考察連桿的變形結(jié)果、應(yīng)力結(jié)果和軸瓦背壓評(píng)估三個(gè)方面[6]。變形結(jié)果分析主要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，連桿大頭、小頭的變形是否滿足磨損和潤(rùn)滑要求，因?yàn)檫B桿大頭、小頭分別與活塞銷和曲軸軸頸直接接觸，是變形發(fā)生的重點(diǎn)區(qū)域；應(yīng)力結(jié)果分析主要考察連桿各關(guān)鍵部位的當(dāng)量應(yīng)力是否在材料安全極限以內(nèi)，分析幾個(gè)極限工況，查看其應(yīng)力結(jié)果分布；軸瓦背壓結(jié)果主要考慮過(guò)盈配合下兩部件的接觸壓力是否在要求的范圍內(nèi)，材料磨損的評(píng)估非常復(fù)雜，本文主要通過(guò)對(duì)軸瓦背壓和剪切應(yīng)力水平分布的研究來(lái)初步預(yù)測(cè)其磨損情況。

3.1 變形結(jié)果分析

發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，連桿大頭孔的向和向變形尤為重要。在軸瓦最大過(guò)盈裝配和最大慣性工況下，需要考慮連桿大頭孔的向變形，其臨界值主要依賴于發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)和發(fā)動(dòng)機(jī)排量的大小。該型號(hào)發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭臨界變形量約為0.004 mm，連桿小頭臨界變形量約為0.001 mm，變形量小于該臨界值才可以保證部件間的最小潤(rùn)滑油膜厚度。變形結(jié)果如圖5所示。

圖5 連桿大頭孔變形量分析

3.2 應(yīng)力結(jié)果分析

應(yīng)力結(jié)果評(píng)價(jià)，重點(diǎn)考慮靜強(qiáng)度的破壞，靜強(qiáng)度評(píng)估是判斷連桿各部件的應(yīng)力水平是否在其材料的強(qiáng)度極限范圍以內(nèi)，通常情況下，除螺紋以及螺栓頭部（螺母）下的區(qū)域外的連桿各部位在各工況下最大Von Mises應(yīng)力都應(yīng)該小于屈服極限。不同工況下應(yīng)力分布如圖6—圖9所示。

圖6 螺栓預(yù)緊工況應(yīng)力分布

螺栓預(yù)緊工況，如圖6所示，在連桿分界面內(nèi)側(cè)、螺栓與連桿接觸面上壓應(yīng)力很大，通常超過(guò)1 000 MPa，這是由于有限元模型中螺紋和螺栓接觸區(qū)域使用EQUATIONs約束，并且計(jì)算是按照材料線彈性假設(shè)進(jìn)行的，沒(méi)有考慮材料的塑性變形，經(jīng)驗(yàn)表明，該處大應(yīng)力不會(huì)引起結(jié)構(gòu)失效，分析中可不必關(guān)注。另外在連桿螺栓裝配以后，連桿大頭孔還要加工以保證連桿大頭孔的圓度，因此，螺栓裝配載荷工況引起的連桿大頭孔變形可以不予考慮。該工況下最大應(yīng)力為309 MPa，發(fā)生在連桿蓋外側(cè)，見圖6中箭頭指示位置。

圖7 裝配載荷工況應(yīng)力分布

圖8 最大爆發(fā)壓力載荷工況分布

圖9 最大慣性載荷工況應(yīng)力分布

軸瓦裝配載荷工況，如圖7所示，該工況下較大應(yīng)力區(qū)域?yàn)檫B桿小頭內(nèi)孔一側(cè)以及連桿小頭油孔處，見圖7中箭頭指示位置。該處應(yīng)力對(duì)連桿高周疲勞有重要的影響，分析中應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注。

最大爆發(fā)壓力載荷工況[7]，如圖8所示，該工況下較大應(yīng)力區(qū)域?yàn)檫B桿在大頭、小頭過(guò)渡處，見圖8中箭頭指示位置，由于這兩個(gè)位置是連桿尺寸變化較大處，因此應(yīng)力也比較大，該處應(yīng)力對(duì)連桿高周疲勞有重要的影響，分析中應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注。

最大慣性載荷工況，如圖9所示，該工況下較大應(yīng)力區(qū)域?yàn)檫B桿在大頭和小頭過(guò)渡處，以及連桿小頭油孔位置，見圖中箭頭指示位置。該處應(yīng)力對(duì)連桿高周疲勞有重要的影響，分析中應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注。

3.3 軸瓦背壓結(jié)果評(píng)估

軸瓦的背壓水平和分布趨勢(shì)對(duì)軸瓦和連桿之間的相對(duì)運(yùn)動(dòng)有重要的影響[8]。此外，軸瓦接觸區(qū)域的剪切應(yīng)力和拉伸應(yīng)力對(duì)其磨損也有著重要的影響。首先軸瓦背壓的分布應(yīng)該是均勻的，其次在最小軸瓦過(guò)盈配合下根據(jù)經(jīng)驗(yàn)分析，大頭軸瓦不發(fā)生磨損的最小允許背壓是10 N/mm2。此外，軸瓦裝配工況、慣性工況、慣性加軸瓦裝配工況下軸瓦背壓的分布也應(yīng)該分別進(jìn)行判斷。

在最大慣性載荷和壓力載荷下對(duì)剪切應(yīng)力分布的計(jì)算也有助于發(fā)現(xiàn)磨損發(fā)生的臨界值。磨損是一種很復(fù)雜的現(xiàn)象，目前在沒(méi)有進(jìn)行瞬態(tài)分析的情況下較難發(fā)現(xiàn)磨損的發(fā)生機(jī)理。上面提到的背壓臨界壓力值僅僅是一個(gè)經(jīng)驗(yàn)值，從宏觀上給出判斷軸瓦的磨損臨界特性。

4 結(jié)論

1）通過(guò)對(duì)汽車發(fā)動(dòng)機(jī)連桿總成進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，發(fā)現(xiàn)連桿大頭變形量為0.034 mm，大于連桿大頭臨界變形量0.004 mm，因此，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程中，連桿大頭不能滿足磨損及潤(rùn)滑的要求；應(yīng)力強(qiáng)度分析中，除了螺栓預(yù)緊工況下螺栓接觸區(qū)域應(yīng)力超過(guò)極限應(yīng)力以外，其他位置都能滿足應(yīng)力強(qiáng)度要求，但對(duì)螺栓區(qū)域的大應(yīng)力而言，由于沒(méi)有考慮材料的塑性變形，因此該處大應(yīng)力不會(huì)引起結(jié)構(gòu)失效。

2）可能存在的局限性。連桿的實(shí)際運(yùn)行環(huán)境非常復(fù)雜，計(jì)算工況僅模擬了連桿運(yùn)行過(guò)程中的幾種極限工況；同時(shí)在建立模型時(shí)對(duì)連桿的邊界條件做了適當(dāng)?shù)暮?jiǎn)化，致使計(jì)算結(jié)果可能存在偏差。

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Dynamic Analysis of Automobile Engine Connecting Rod Assembly

WANG Pengli, QUAN Chunfeng

( School of Automobile, Shaanxi Institute of Technology, Xi'an 710300, China )

In this paper, the mechanical model of engine connecting rod assembly is established based on ALTAIR/HyperMesh. The stress analysis of automobile engine connecting rod assembly is carried out, on this basis, the dynamics analysis of the key point of connecting rod assembly is carried out with the help of Fatigue analysis software.Under the influence of the maximum explosion pressure of cylinder, material wear and other factors, check the deformation results, stress results and bearing bush back pressure results of the connecting rod assembly, so as to judge whether the deformation of connecting rod meets the requirements of wear and lubrication and strength requirements. It provides the basis for structural design and performance improvement of connecting rod.

Automobile engine; Connecting rod assembly; Analysis of dynamics; Finite element analysis

TH113

A

1671-7988(2023)11-86-05

王鵬利（1987－），男，碩士，講師，研究方向?yàn)闄C(jī)械結(jié)構(gòu)可靠性設(shè)計(jì)，E-mail:395027204@qq.com。

10.16638/j.cnki.1671-7988.2023.011.015