孫久洋 張洋洋 王厚權(quán) 高坤 陳海瑞 宮繼儒

摘要：為解決某柴油發(fā)動(dòng)機(jī)搗缸故障，通過連桿受力、疲勞試驗(yàn)及有限元仿真分析確定故障原因。分析結(jié)果表明：連桿大頭垂直于桿身方向受力主要由連桿自身慣性力引起；疲勞試驗(yàn)僅能反映連桿最大拉伸載荷及壓縮載荷下的受力情況，不能體現(xiàn)其他時(shí)刻連桿受力情況；連桿定位齒形處疲勞安全因數(shù)最小，為1.05，確定連桿定位齒形處產(chǎn)生疲勞斷裂，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)搗缸故障。對(duì)連桿加工工藝進(jìn)行改進(jìn)，將齒形定位改為脹斷定位，解決了定位齒形疲勞安全因數(shù)較低的問題，未出現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)搗缸故障。

關(guān)鍵詞：連桿；疲勞試驗(yàn)；疲勞強(qiáng)度分析；疲勞斷裂；有限元仿真

中圖分類號(hào)：TK426文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A文章編號(hào)：1673-6397（2024）02-0085-05

引用格式：孫久洋，張洋洋，王厚權(quán)，等.某柴油機(jī)連桿運(yùn)行全過程疲勞分析［J］.內(nèi)燃機(jī)與動(dòng)力裝置，2024，41（2）：85-89.

SUN Jiuyang， ZHANG Yangyang， WANG Houquan，et al.Fatigue analysis of the entire process of connecting rod operation for a diesel engine［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：85-89.

0 引言

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿將作用在活塞上的力傳遞給曲軸，將活塞往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)活塞與曲軸之間力和運(yùn)動(dòng)的傳遞^[1-2]。發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中，連桿承受氣體壓力、往復(fù)慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力和裝配預(yù)緊力產(chǎn)生的交變載荷，活塞及連桿質(zhì)量越大，連桿承受的慣性力也越大，當(dāng)連桿采用齒形定位時(shí)，對(duì)連桿定位齒形的可靠性要求較高。

目前，連桿疲勞試驗(yàn)難以判定連桿體和連桿蓋之間定位齒形的可靠性，可通過有限元仿真計(jì)算判定不同工況下定位齒形的可靠性，并優(yōu)化連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，提高連桿工作可靠性。近年來，學(xué)者們圍繞連桿進(jìn)行了大量仿真及試驗(yàn)研究：Silvia 等^[3]仿真分析拉壓狀態(tài)下拓?fù)鋬?yōu)化后連桿應(yīng)力薄弱部位，并與疲勞試驗(yàn)斷裂位置進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明，仿真薄弱部位與試驗(yàn)斷裂位置一致，拓?fù)鋬?yōu)化的連桿滿足可靠性要求；Rezvani等^[4]通過模態(tài)試驗(yàn)及仿真分析，對(duì)某機(jī)型連桿進(jìn)行屈曲分析，得到臨界屈曲載荷，確定該連桿失效模式為屈曲失效；Chakravarthy等^[5]對(duì)不同材料的活塞-連桿-曲軸總成進(jìn)行柔性化處理并建立多體動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析和熱負(fù)荷分析，實(shí)現(xiàn)對(duì)不同材料優(yōu)、劣勢的評(píng)估；周友全等^[6]分析了不同表面粗糙度下連桿疲勞強(qiáng)度，發(fā)現(xiàn)連桿表面粗糙度幾乎不對(duì)疲勞安全系數(shù)分布產(chǎn)生影響，但粗糙度較大降低連桿疲勞安全系數(shù)；王鵬利等^[7]分析了連桿在最大爆發(fā)壓力、螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈裝配作用下的動(dòng)力學(xué)性能，并基于動(dòng)力學(xué)分析選取極限工況進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析，為連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和性能改進(jìn)提供依據(jù)；宋研研^[8]分析了連桿處于最大拉伸工況和最大壓縮工況下的疲勞強(qiáng)度，預(yù)測了疲勞壽命。由于疲勞失效是連桿的主要失效模式，以上研究主要分析部分極限工況下連桿疲勞強(qiáng)度，但未對(duì)連桿運(yùn)行全過程疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析。

本文中針對(duì)某柴油發(fā)動(dòng)機(jī)搗缸故障，通過連桿受力、疲勞試驗(yàn)、有限元仿真，分析連桿運(yùn)行全過程疲勞強(qiáng)度，彌補(bǔ)連桿疲勞試驗(yàn)不足，使連桿在設(shè)計(jì)階段及時(shí)規(guī)避相關(guān)風(fēng)險(xiǎn)。

1 連桿受力分析

連桿小頭與活塞銷連接，隨活塞組件作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷配合，隨曲軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此整個(gè)連桿體作上下往復(fù)運(yùn)動(dòng)及左右擺動(dòng)，是一個(gè)復(fù)雜的運(yùn)動(dòng)。連桿的基本載荷是拉伸和壓縮，最大拉伸載荷及最大壓縮載荷分別位于進(jìn)氣行程上止點(diǎn)、做功行程上止點(diǎn)附近。

連桿某截面最大拉伸載荷^[9]

F_w=（m′+m″）（1+λ）rω/g，（1）

式中：m′為活塞組合質(zhì)量，kg；m′′為連桿該截面以上部分對(duì)應(yīng)的質(zhì)量，kg；λ為連桿比（曲柄半徑與連桿中心距之比）；r為曲柄半徑，mm；ω為曲軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)角速度，rad/s；g為重力加速度，m/s²。

燃?xì)庾饔迷诨钊系膲毫?/p>

F_g=πD²p_max/4，（2）

式中：D為氣缸直徑，mm；p_max為爆發(fā)壓力，MPa。

最大壓縮載荷

F_c=F_g－F_w。（3）

連桿所受的最大拉伸、壓縮載荷均沿桿身方向，但不能表示連桿在一個(gè)循環(huán)內(nèi)載荷的變化。分析一個(gè)循環(huán)內(nèi)連桿的載荷變化時(shí)，連桿受到活塞組件的作用力可簡化為二力桿進(jìn)行分析，連桿所受活塞組件作用力簡化示意如圖1所示，圖中F₁為活塞產(chǎn)生的慣性力，F(xiàn)_S、F_N分別為F_g和F₁的合力分解為沿桿身作用在連桿上的力、垂直于氣缸方向作用在氣缸上的力。連桿所受慣性力示意如圖2所示，圖中A為連桿小頭中心，B為連桿大頭中心，C為質(zhì)心，M_cl為變速擺動(dòng)及角加速度產(chǎn)生的慣性力矩，F(xiàn)_jl為往復(fù)加速度產(chǎn)生的慣性力，F(xiàn)_nl為變速擺動(dòng)的向心加速度產(chǎn)生的慣性力，l_a為連桿小頭中心到連桿大頭中心的距離。

由圖2可知：連桿自身慣性力F_z包括F_jl、F_nl、M_cl。F_nl通過連桿質(zhì)心C沿桿身方向；F_jl在上止點(diǎn)及下止點(diǎn)時(shí)沿桿身方向，其余時(shí)刻均通過C平行于氣缸中心線；M_cl不沿桿身方向，在上止點(diǎn)及下止點(diǎn)時(shí)為0。

往復(fù)加速度產(chǎn)生的慣性力^[10-11]

F_jl=-m₁a，

式中：m₁為連桿質(zhì)量，kg；a為連桿往復(fù)運(yùn)動(dòng)的加速度，m/s²。

變速擺動(dòng)的向心加速度產(chǎn)生的慣性力

F_nl=m_ll_aω²₁，

式中：ω₁為連桿繞小頭旋轉(zhuǎn)的角速度，rad/s。

變速擺動(dòng)及角加速度產(chǎn)生的慣性力矩

M_cl=－J_aα_l，

式中：J_a為連桿繞小頭中心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m²；α_l為連桿繞小頭旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生的角加速度，rad/s²。

連桿除受到F_g、F_l、F_z外，連桿徑還對(duì)連桿大頭產(chǎn)生反作用力，各種受力相互平衡。以曲軸轉(zhuǎn)角0°～180°為做功行程為例，一個(gè)周期內(nèi)，連桿各參數(shù)，即M_cl對(duì)應(yīng)的連桿變速擺動(dòng)產(chǎn)生的角加速度α′、連桿大頭垂直于桿身受力F′、連桿大頭沿桿身受力F′′隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化如圖3所示。

由圖3可知：α′與F′變化趨勢基本一致。由于連桿大頭沿桿身受力起主要作用，經(jīng)以上受力分析可知，垂直于桿身方向受力主要由F_z引起。

2 連桿故障分析及改進(jìn)

某發(fā)動(dòng)機(jī)出現(xiàn)搗缸故障，機(jī)體觀察窗被打破，連桿從觀察口飛出，拆機(jī)后發(fā)現(xiàn)連桿大頭定位齒形被打碎，連桿螺栓斷裂，大頭與連桿體完全分離。

2.1 疲勞試驗(yàn)

選3件同機(jī)型連桿，對(duì)連桿大頭和桿身進(jìn)行疲勞試驗(yàn)。發(fā)動(dòng)機(jī)工作狀態(tài)下，根據(jù)最高爆發(fā)壓力、最大持續(xù)運(yùn)行轉(zhuǎn)速、往復(fù)質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量等計(jì)算連桿大頭載荷^[12-14]。

為準(zhǔn)確測試連桿大頭的疲勞強(qiáng)度，規(guī)定連桿小頭與活塞銷為過盈配合，曲柄銷與連桿大頭為間隙配合；試驗(yàn)載荷因數(shù)為2.0；載荷比k為最大壓縮載荷（為負(fù)值）與最大拉伸載荷的比，k＝-3.63；將連桿沿桿身方向最大、最小受力分別乘以放大因數(shù)轉(zhuǎn)換為最大拉伸、壓縮載荷，轉(zhuǎn)換后最大拉伸載荷為128.47 kN，最大壓縮載荷為-466.50 kN，按正弦波加載相應(yīng)載荷，循環(huán)基數(shù)為10⁷次，試驗(yàn)頻率為30 Hz；根據(jù)螺栓緊固要求緊固連桿螺栓；連桿大、小頭均為機(jī)油冷卻。

試驗(yàn)結(jié)果均是連桿桿身發(fā)生斷裂，連桿大頭未出現(xiàn)故障，與實(shí)際故障模式不符。分析原因?yàn)槠谠囼?yàn)過程中桿身受力相比實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)更苛刻，但僅模擬了活塞處于做功行程上止點(diǎn)及進(jìn)氣行程上止點(diǎn)時(shí)的連桿大、小頭受力狀態(tài)，未體現(xiàn)其他時(shí)刻連桿受力狀態(tài)，不能真實(shí)反映實(shí)際連桿運(yùn)行狀態(tài)及定位齒形受力狀態(tài)。為彌補(bǔ)連桿疲勞試驗(yàn)的不足，對(duì)連桿運(yùn)行全過程疲勞強(qiáng)度進(jìn)行仿真分析。

2.2 連桿疲勞強(qiáng)度仿真分析

2.2.1 疲勞強(qiáng)度計(jì)算

連桿運(yùn)行全過程受力較為復(fù)雜，通過試驗(yàn)很難進(jìn)行準(zhǔn)確模擬，采用Abaqus軟件仿真模擬連桿疲勞試驗(yàn)，對(duì)曲柄銷施加沿桿身方向的拉伸、壓縮載荷，不考慮垂直于桿身方向受力情況，活塞銷約束x、y、z 3個(gè)方向的自由度，活塞銷與連桿小頭襯套設(shè)置過盈配合，曲柄銷與連桿大頭軸瓦設(shè)置間隙配合，曲柄銷僅約束x方向的自由度，曲柄銷質(zhì)心施加沿桿身即z方向的最大壓縮載荷和最大拉伸載荷，螺栓施加最大預(yù)緊力。疲勞試驗(yàn)載荷及約束施加方式如圖4所示，模擬疲勞試驗(yàn)連桿安全因數(shù)云圖如圖5所示。

由圖5可知：疲勞試驗(yàn)中連桿桿身處安全因數(shù)最小，為1.04；定位齒形安全因數(shù)較大，為1.56，與疲勞試驗(yàn)桿身發(fā)生斷裂的情況一致，驗(yàn)證疲勞強(qiáng)度仿真方法的可行性。

2.2.2 運(yùn)行狀態(tài)仿真

將連桿動(dòng)力學(xué)狀態(tài)轉(zhuǎn)換為靜力學(xué)，對(duì)連桿進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，評(píng)估連桿極限裝配條件下即最大螺栓預(yù)緊力與最大軸瓦過盈狀態(tài)對(duì)應(yīng)的應(yīng)力云圖，極限裝配條件下連桿應(yīng)力分布云圖如圖6所示。

由圖6可知：除連桿蓋螺栓承壓面內(nèi)孔附近齒形外，其他區(qū)域均未超過材料屈服強(qiáng)度850 MPa。對(duì)于該處齒形，需結(jié)合疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)價(jià)。

在極限裝配條件下，采用Abaqus仿真模擬實(shí)際連桿運(yùn)行狀態(tài)，并進(jìn)行分析計(jì)算^[15-17]。連桿運(yùn)行過程中受到時(shí)變的油膜載荷和慣性載荷，油膜載荷和慣性載荷相互平衡，將連桿大頭及小頭所受的油膜壓力直接映射到有限元網(wǎng)格模型上，模擬連桿大頭、小頭實(shí)際所受油膜載荷；采用Abaqus體載荷命令模擬施加的慣性載荷，根據(jù)直線加速度、旋轉(zhuǎn)加速度和轉(zhuǎn)速3種方式定義體載荷，可精確模擬慣性力分布；疲勞強(qiáng)度評(píng)價(jià)工況為最大螺栓預(yù)緊力、最大軸瓦過盈下實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)；連桿實(shí)際運(yùn)行過程中狀態(tài)自由，為了便于收斂，僅在連桿頂部和底部約束小部分節(jié)點(diǎn)；為模擬油膜載荷、慣性載荷時(shí)變性，曲軸轉(zhuǎn)角每10°分析一次，使用Femfat軟件計(jì)算全部動(dòng)載荷應(yīng)力分布下，仿真模擬連桿疲勞安全因數(shù)云圖如圖7所示。

由圖7可知：采用Abaqus仿真模擬實(shí)際連桿運(yùn)行狀態(tài)，最小疲勞安全因數(shù)在齒形處，為1.05，小于最小疲勞安全因數(shù)為1.10的要求；桿身安全因數(shù)較大，為1.86。結(jié)合故障現(xiàn)象分析，由于齒形部位疲勞安全因數(shù)較小，引起齒形部位疲勞斷裂，導(dǎo)致發(fā)動(dòng)機(jī)搗缸故障。

2.3 改進(jìn)措施

不同的脹斷機(jī)承受的連桿質(zhì)量不同，該機(jī)型連桿質(zhì)量為62 kg，在脹斷工藝可控質(zhì)量范圍內(nèi)，將連桿體及連桿蓋結(jié)合面由齒形定位改為脹斷斷面定位，將改進(jìn)后的連桿裝配3臺(tái)發(fā)動(dòng)機(jī)上進(jìn)行市場驗(yàn)證，穩(wěn)定進(jìn)行5 000 h后，發(fā)動(dòng)機(jī)均未再出現(xiàn)搗缸故障，市場運(yùn)行結(jié)果表明，采用該方案有效解決了定位齒形疲勞斷裂問題。

3 結(jié)論

1）連桿疲勞試驗(yàn)?zāi)芊磻?yīng)最大拉伸載荷、壓縮載荷2個(gè)極限工況的工作狀態(tài)，無法反應(yīng)其他時(shí)刻連桿實(shí)際受力，無法模擬垂直桿身受力，不能考核定位齒形的疲勞強(qiáng)度，因此，連桿大頭齒形受力狀態(tài)與實(shí)際受力狀態(tài)有差異。

2）采用有限元仿真方法對(duì)疲勞試驗(yàn)受力狀態(tài)進(jìn)行分析，疲勞強(qiáng)度最小位置為桿身處，其疲勞安全因數(shù)為1.04，與疲勞試驗(yàn)桿身斷裂結(jié)果一致；采用Abaqus仿真分析連桿實(shí)際運(yùn)行過程的疲勞強(qiáng)度，連桿蓋螺栓承壓面內(nèi)孔附近齒形不滿足最小疲勞安全因數(shù)為1.10的限值要求，最小安全因數(shù)在連桿齒形處，為1.05，低于限值規(guī)定，與實(shí)際故障發(fā)生位置一致。

3）仿真分析可以模擬連桿實(shí)際運(yùn)行狀態(tài)，彌補(bǔ)連桿疲勞試驗(yàn)的不足，在設(shè)計(jì)階段規(guī)避相關(guān)風(fēng)險(xiǎn)。

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Fatigue analysis of the entire process of connecting rod operation for

a diesel engine

SUN Jiuyang， ZHANG Yangyang， WANG Houquan， GAO Kun， CHEN Hairui， GONG Jiru

Weichai Power Co.，Ltd.，Weifang 261061，China

Abstract：In order to solve the cylinder tampering fault of a certain diesel engine， the reason is determined?through connecting rod force analysis， fatigue tests， and finite element simulation analysis. The analysis results show that the force on the connecting rod head perpendicular to the rod direction is mainly caused by the inertia force of the connecting rod itself. The fatigue test can only reflect the force situation of the connecting rod under the maximum tensile load and compressive load， and can not reflect the force situation of the connecting rod at other times. The fatigue safety factor at the tooth profile of the connecting rod positioning is the smallest， which is 1.05. It is determined that fatigue fracture occurs at the tooth profile of the connecting rod positioning， leading to cylinder tampering failure in the engine. The machining process of the connecting rod is improved by changing the tooth shape positioning to the expansion and fracture positioning， which solve the problem of low fatigue safety factor of the positioning tooth shape and does not result in engine cylinder tampering failure.

Keywords：connecting rod; fatigue test; fatigue strength analysis; fatigue fracture; finite element simulation

（責(zé)任編輯：胡曉燕）