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柴油機(jī)連桿受力強(qiáng)度分析、載荷計(jì)算及試驗(yàn)方法 |
摘 要：連桿作為柴油發(fā)電機(jī)的主要傳遞動力的構(gòu)件，承受著由活塞傳遞的周期性變化的氣體壓力作用，工作環(huán)境極其惡劣，因而其結(jié)構(gòu)非常容易損壞。文中通過傳統(tǒng)的方法得出連桿的受力大小、方向與運(yùn)動情況，并求解出了靜態(tài)研究所需要的邊界條件。本文借助于有限元軟件極強(qiáng)的計(jì)算能力和功能，仿真分析柴油發(fā)電機(jī)連桿強(qiáng)度和其動態(tài)運(yùn)動特性，對最大應(yīng)力值和最大變形量為約束條件對連桿的形狀進(jìn)行優(yōu)化分析，從而實(shí)現(xiàn)合理優(yōu)化。
一、連桿強(qiáng)度研究方法
連桿是柴油機(jī)中最重要的運(yùn)動部件之一，其質(zhì)量和強(qiáng)度直接影響著柴油機(jī)的可靠性和壽命。無論設(shè)計(jì)新型柴油機(jī)或?qū)袭a(chǎn)品進(jìn)行改造，都必須嚴(yán)格校核連桿的強(qiáng)度。
連桿強(qiáng)度研究大都?xì)w于疲勞強(qiáng)度研究，其目的是關(guān)心連桿的工作壽命，考察其在反復(fù)承受交變工作應(yīng)力下的最小強(qiáng)度儲備，通常以安全系數(shù)的形式表示；其次，連桿強(qiáng)度研究要考慮大小頭孔的變形，關(guān)心潤滑油膜能否正常建立。通常以這兩種方法考核連桿模型設(shè)計(jì)的合理性。
研究連桿強(qiáng)度的方法有試驗(yàn)和計(jì)算兩種。前者花費(fèi)時間長、費(fèi)用昂貴，且無法在概念設(shè)計(jì)階段進(jìn)行。理論研究和實(shí)踐證明，計(jì)算分析的方法對于預(yù)估連桿的強(qiáng)度具有很好的價(jià)值，并在柴油機(jī)的概念設(shè)計(jì)階段得到了廣泛的應(yīng)用，其中有限元法是最成功、最廣泛的方法。
有限元法是把連續(xù)的彈性體劃分為有限大小的、彼此只在有限個點(diǎn)相連的、有限個單元的組合體來研究的。這種把實(shí)際連續(xù)體劃分為離散結(jié)構(gòu)的過程，叫做有限元離散化，這些有限大小的單元，稱為有限元，各單元間相連接的點(diǎn)，稱為節(jié)點(diǎn)。
目前，應(yīng)用最廣泛的有限元實(shí)質(zhì)就是先從單元分析入手，找出單元節(jié)點(diǎn)上對單元的作用力與單元節(jié)點(diǎn)位移、應(yīng)變、應(yīng)力的關(guān)系。整個有限元分析過程是先建立每個單元的剛度方程，然后進(jìn)行結(jié)構(gòu)的整體分析，即組集聯(lián)系整個結(jié)構(gòu)的節(jié)點(diǎn)位移與結(jié)點(diǎn)載荷的總剛度方程。由于總剛度方程是包含有限個未知節(jié)點(diǎn)位移量的線性代數(shù)方程組，故可利用電子計(jì)算機(jī)來求解。最后根據(jù)所求得的各單元的節(jié)點(diǎn)位移，利用單元分析得到的關(guān)系，就可求出各單元的應(yīng)力和應(yīng)變。
二、有限元模型的邊界條件
由于連桿模型較小，為了準(zhǔn)確考察連桿的應(yīng)力分布，所以模型采用整根連桿模型，對于應(yīng)力敏感區(qū)域和關(guān)心區(qū)域網(wǎng)格應(yīng)適當(dāng)加密，如圖1所示；由于隨著四面體單元密度的增加，應(yīng)力會增大，在某些結(jié)構(gòu)或受力復(fù)雜的區(qū)域網(wǎng)格加密并不是最合理的方法；對于這種情況可在局部建立用六面體網(wǎng)格劃分的子模型。
邊界條件的確定是影響有限元分析計(jì)算結(jié)果正確與否的最關(guān)鍵因素，主要包括載荷邊界條件和位移（約束）邊界條件兩種，它們也是隨著計(jì)算條件與計(jì)算模型的改進(jìn)而不斷發(fā)展的，研究者們一直在追求如何在實(shí)際計(jì)算可行的條件下盡量使邊界條件接近實(shí)際。
1、載荷邊界條件
連桿的作用是將活塞的往復(fù)直線運(yùn)動變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動,并在活塞和曲軸之間傳遞作用力，結(jié)構(gòu)如圖2所示。連桿的作用載荷主要有6種：
（1）拉伸力。
最大拉伸力出現(xiàn)在進(jìn)氣沖程開始的上止點(diǎn)附近，其數(shù)值是活塞組和計(jì)算斷面以上部分連桿質(zhì)量的往復(fù)慣性力。最大拉伸力的主要計(jì)算公式為：
P?=G'（1+λ）Υω²/g（N）........................（公式1）
式中，G′———活塞組重力，N；
g——重力加速度，m /s²；
λ ——連桿比；
Υ——曲柄半徑，mm；
ω——曲軸角速度，rad /s。
（2）壓縮力。
最大壓縮力出現(xiàn)在膨脹沖程開始的上止點(diǎn)附近，其數(shù)值是最大爆發(fā)壓力減去此轉(zhuǎn)速時的慣性力。最大壓縮力的主要計(jì)算公式為：
P'。=πD²（P′z）/4-P′? （N）........................（公式2）
式中，P′z——作用在活塞頂上單位面積的氣壓力，N /mm2；
D——氣缸直徑，mm。
（3）連桿螺栓預(yù)緊力。
由于連桿承受的是交變載荷，連桿螺栓與大端蓋、連桿體間的作用力也是交變的。最大預(yù)緊力P。的主要計(jì)算公式為：
P?=P?+P?=（2～2.5）P”j+P?（N）........................（公式3）
式中，P?——裝配時所加的預(yù)緊力，N；
P?——壓緊軸瓦的預(yù)緊力，N；
P”j——工作時連桿螺栓承受的工作載荷，N。
（4）連桿小端與襯套間的作用力。
由于襯套（或活塞銷）是以一定的過盈量壓入小端孔內(nèi),所以存在著壓力。在工作時連桿小端溫度會升高,使過盈進(jìn)一步增大,壓力也增大。
（5）連桿大端軸承孔與軸瓦間作用力。
連桿大端與軸瓦間存在著過盈配合力。在螺栓作用力的作用下,大端軸瓦被進(jìn)一步壓緊在大端內(nèi)孔表面。壓力的計(jì)算公式與式（3）類似。
（6）附加彎矩。
由于制造誤差導(dǎo)致的桿身彎曲,會產(chǎn)生附加彎矩。在實(shí)際的計(jì)算分析中,忽略不計(jì)。根據(jù)式（1）～（3）可計(jì)算出連桿的各項(xiàng)載荷。
目前，對于連桿有限元計(jì)算時對連桿大小頭作用拉伸與壓縮載荷的模擬主要有兩種方式：一是沿圓周120°均勻分布；二是沿軸線方向均布或呈拋物線分布，沿圓周方向120°或180°呈余弦分布，其中又尤以沿軸線呈二次拋物線分布，沿圓周方向120°范圍內(nèi)呈余弦分布的載荷邊界條件形式應(yīng)用的最多。
2、位移邊界條件
位移邊界條件的作用是消除計(jì)算過程中連桿的剛性位移。連桿的位移邊界條件應(yīng)盡可能的接近實(shí)際情況，目前對于唯一邊界條件的施加還沒有統(tǒng)一的方式，用的最多的是連桿受慣性力時約束連桿下軸瓦內(nèi)側(cè)，連桿受壓力時約束連桿上周瓦內(nèi)側(cè)，約束點(diǎn)應(yīng)關(guān)于連桿軸向?qū)ΨQ。
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圖1 柴油機(jī)連桿三維模擬圖 |
圖2 連桿組件結(jié)構(gòu)示意圖 |
三、連桿疲勞試驗(yàn)方法
1、試驗(yàn)設(shè)備與試驗(yàn)規(guī)范
連桿疲勞試驗(yàn)在四通道液壓伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)上進(jìn)行，液壓伺服疲勞試驗(yàn)機(jī)采用液壓方式加載，為避免設(shè)備發(fā)生較大的振動響應(yīng)而影響試驗(yàn)準(zhǔn)確度，試驗(yàn)中所采用的加載頻率一般不超過30 Hz，本試驗(yàn)中加載頻率為20 Hz，試驗(yàn)在拉一壓載荷的作用下進(jìn)行，采用正弦波標(biāo)準(zhǔn)波形進(jìn)行連桿機(jī)械強(qiáng)度耐久性考核。
目前，連桿疲勞試驗(yàn)規(guī)范一般執(zhí)行行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)或企業(yè)標(biāo)準(zhǔn)，常見加載方式主要有恒定負(fù)荷比法和恒定最大壓力法[]。本試驗(yàn)采用恒定負(fù)荷比法，即在試驗(yàn)加載時保持負(fù)荷比不變，用名義負(fù)荷中的最大壓力和最大拉力乘以一個安全系數(shù)來確定試驗(yàn)載荷。采用升降法測定連桿的疲勞強(qiáng)度，循環(huán)基數(shù)為1000萬次，試驗(yàn)名義最大壓縮力為一177.3 kN，最大拉伸力為32 kN，試驗(yàn)中保持循環(huán)載荷應(yīng)力比恒定不變。
2、疲勞試驗(yàn)流程與方案確定
通過試驗(yàn)所得整個連桿的安全系數(shù)取決于連桿不同部位失效時的最低疲勞強(qiáng)度，而試驗(yàn)中連桿承受的拉壓載荷與發(fā)動機(jī)實(shí)際工況不同，受試驗(yàn)安裝方式影響較大。因此，連桿疲勞試驗(yàn)時常分為3個區(qū)域進(jìn)行疲勞強(qiáng)度考核，分別為連桿小頭、連桿大頭和連桿桿身區(qū)域。
通常在連桿疲勞試驗(yàn)前需要確定連桿強(qiáng)度最薄弱部位，以確定試驗(yàn)夾具安裝方式和具體試驗(yàn)方案。采用試驗(yàn)方法確定薄弱位置時，需要在不同試驗(yàn)條件下針對小頭、大頭和桿身進(jìn)行疲勞強(qiáng)度考核，按照標(biāo)準(zhǔn)至少需9個樣件，試驗(yàn)成本較高。本研究采用有限元分析方法來確定連桿最危險(xiǎn)區(qū)域，通過建立連桿有限元分析模型，在正常軸承間隙下施加拉壓載荷，得到了連桿在拉壓載荷下的受力狀態(tài)，進(jìn)而求得平均應(yīng)力和應(yīng)力幅；然后通過傳統(tǒng)安全系數(shù)計(jì)算方法可知該連桿桿身區(qū)域?yàn)樽钗ｋU(xiǎn)部位，因此連桿疲勞試驗(yàn)方案針對桿身進(jìn)行，連桿大小頭均采用過盈裝配方式。
四、連桿疲勞壽命預(yù)測
1、基本理論
通過有限元計(jì)算或電測試驗(yàn)獲得了連桿表面局部的應(yīng)力狀態(tài)，考慮平均應(yīng)力、加工工藝、尺寸效應(yīng)和表面粗糙度等因素對材料S-N曲線的影響，然后基于MINER線性損傷累積原則和圖3所示修正后的SN曲線可預(yù)測連桿疲勞壽命。為預(yù)測構(gòu)件應(yīng)力幅水平低于疲勞極限時的疲勞壽命，采用修正MINER法則。各種因素對材料S-N曲線的修正可歸結(jié)為對S-N曲線起決定性的3個參數(shù)的影響函數(shù)，即材料疲勞極限、疲勞循環(huán)次數(shù)和曲線斜率的影響函數(shù)，這些影響函數(shù)可通過由大量試驗(yàn)獲得的經(jīng)驗(yàn)公式來描述。
材料S-N曲線一般為對稱循環(huán)下的S-N曲線，本研究采用如圖4所示Haigh圖對非對稱循環(huán)載荷進(jìn)行平均應(yīng)力修正，Haigh圖由對稱循環(huán)和脈動循環(huán)疲勞極限及材料力學(xué)性能參數(shù)確定。由于連桿承受高周循環(huán)載荷，試驗(yàn)過程中未發(fā)生較大塑性變形，通過測量發(fā)現(xiàn)該連桿表面殘余應(yīng)力在疲勞試驗(yàn)前后數(shù)值接近，因此，預(yù)測模型中將殘余應(yīng)力按照平均應(yīng)力效應(yīng)來處理。
2、預(yù)測結(jié)果
疲勞試驗(yàn)中桿身W字處為該連桿最薄弱部位，且失效與該處殘余應(yīng)力密切相關(guān)，因此，連桿壽命預(yù)測針對W部位進(jìn)行。該連桿材料為42CrMoA，材料拉伸極限為1100 MPa，屈服極限為900 MPa，對稱疲勞極限為432.9 MPa，脈沖疲勞極限為337 MPa，SN曲線斜率為12，表面粗糙度和鍛造度綜合影響系數(shù)取為0.6，平均應(yīng)力、應(yīng)力幅及殘余應(yīng)力均采用實(shí)測值。
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圖3 柴油機(jī)連桿疲勞壽命S-N曲線圖 |
圖4 Haigh圖對連桿載荷應(yīng)力修正 |
總結(jié)：
通過有限元分析結(jié)果可判定連桿最薄弱位置，進(jìn)而確定連桿疲勞試驗(yàn)方案；電測試驗(yàn)可有效評估疲勞試驗(yàn)系統(tǒng)的線性響應(yīng)特性，同時與仿真模擬值相互校核；疲勞試驗(yàn)結(jié)果表明，該連桿疲勞失效形式極具規(guī)律性，斷裂位置主要位于桿身某標(biāo)志字處和靠近小頭桿身部位，其中標(biāo)志字處失效與局部殘余應(yīng)力大小和分布密切相關(guān)，可見，通過部件疲勞試驗(yàn)可有效評估連桿設(shè)計(jì)水平和加工工藝水平；建立了連桿疲勞壽命預(yù)測模型，將殘余應(yīng)力作平均應(yīng)力處理，基于Haigh圖考慮平均應(yīng)力對S-N曲線的影響，預(yù)測得到了在不同載荷系數(shù)和殘余應(yīng)力下連桿標(biāo)志處疲勞壽命和疲勞安全系數(shù)，預(yù)測結(jié)果與試驗(yàn)值在趨勢上一致，因此，后續(xù)可利用該模型來指導(dǎo)疲勞試驗(yàn)和連桿強(qiáng)度設(shè)計(jì)工作。
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