基于ANSYS對柴油機連桿受拉工況有限元分析【含有限元】【說明書+CAD+PROE】

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Through strength analysis of the connecting rod, determine its stress distribution in dangerous operating conditions, identify weak links, in order to provide a theoretical basis for the design of connecting rod. Key words:connecting rod; strength analysis; finite element method; design 0 引言 連桿作為車用發(fā)動機的主要零件，在工作過程 中承受著急劇變化的動載荷 ,若其強度和剛度不夠， 就會影響到發(fā)動機的正常工作，甚至發(fā)生嚴重的事 故，因此對其強度提出了很高的要求 。以往的連桿 設(shè)計是靠經(jīng)驗及參考資料 ,沒有合理的設(shè)計依據(jù)，而 有限元法作為一種有效的分析方法，在連桿設(shè)計中 第 29 卷第 12 期 2010 年 12 期 煤 炭 技 術(shù) Coal Technology Vol.29,No.12 December,2010 圖 3 經(jīng)驗?zāi)Ｊ椒纸饨Y(jié)果圖 圖 4 HHT 能量譜 基本對應(yīng) 。因此，能夠確定齒輪箱故障為中間軸保 持架與軸承內(nèi)圈的復(fù)合故障 。 3 結(jié)束語 對信號進行 Hilbert -Huang 變換 所 得 到 的 Hilbert 能量譜能夠準確地描述振動信號各頻率成 分的能量值 ,基于 HHT 能量譜分析結(jié)合對齒輪箱零 件特征頻率的理論計算進行故障模式分類 。文中實 驗結(jié)果表明 ,基于 HHT 的故障診斷方法可以有效診 斷齒輪箱的復(fù)合故障 。 參考文獻： 1 李輝，鄭海起，唐力偉 .應(yīng)用 Hilbert- Huang 變換的齒輪磨損故 障診斷研究 J.振動 、測試與診斷 ,2005,25(3):25. 2 沈仁發(fā) ,祁彥潔 ,康海英 ,等 .基于階次小波包與粗糙集的軸承復(fù) 合故障診斷 J.軸承， 2009， (9):53- 56. 3 曾海平 .基于經(jīng)驗?zāi)B(tài)分解法的滾動軸承故障診斷系統(tǒng)研究 D. 浙江：浙江大學， 2005. （責任編輯 王秀麗） ! 已 得到廣泛的應(yīng)用 1 。 首先采用 UG軟件對某四缸發(fā)動機的連桿進行 實體建模，然后采用 ANSYS 軟件對連桿進行有限 元分析，根據(jù)分析結(jié)果，從應(yīng)力云圖來獲取在危險 工況下連桿應(yīng)力的分布情況，從而為連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計 提供合理的依據(jù) 。 1 連桿有限元模型建立 1.1 建模方案的確定 傳統(tǒng)的方法一般采用連續(xù)體模型對連桿進行 分析，這種方法具有明顯的缺陷，因為這樣必然將 連桿的所有組件認為是緊密融合在一起的，而連桿 是由各個分離的組件組裝而成的，包括連桿體 、襯 套 、軸瓦 、連桿蓋及連桿螺栓等 。各部件之間存在許 多配合面，接觸狀態(tài)非常復(fù)雜，對連桿的強度分析 有很大影響，如果不考慮這些因素，計算結(jié)果會跟 實際情況有相當大的差距，近乎于錯誤 ?？紤]到這 些因素，根據(jù)連桿體和連桿蓋之間的接觸方式，將 二者用接觸單元連為一個整體 。而襯套 、軸瓦 、螺栓 對連桿的作用將以連接預(yù)緊力的形式作用于連桿 體及連桿蓋上 。 1.2 模型的建立 采用 UG軟件來完成建模，建好的模型以 mod- el 格式導(dǎo)入 ansys 軟件 。圖 1 為連桿的三維視圖 ?；?于連桿在幾何形狀上的對稱性，采用 1/2 連桿模型 進行分析，可以節(jié)省大量計算機內(nèi)存，把這些內(nèi)存 用于劃分網(wǎng)格中，可以節(jié)省計算時間 。如圖 2 為連 桿 1/2 模型 。 2 連桿有限元分析 2.1 計算工況的選擇 發(fā)動機工作的過程中，連桿小端隨活塞作往復(fù) 直線運動，大端隨曲軸作旋轉(zhuǎn)運動，而連桿體本身 為平動 。通過分析可以得出，連桿的最大載荷出現(xiàn) 在進氣沖程的上止點附近 ,此時產(chǎn)生最大拉應(yīng)力，膨 脹沖程的上止點附近此時產(chǎn)生最大壓應(yīng)力，因此選 擇這兩個位置進行應(yīng)力分析 2 。工況 1：連桿受活塞 組的慣性力作用 、連桿自身的擺動慣性力 、連桿小 頭襯套和大頭軸瓦的徑向裝配應(yīng)力和連桿大頭所 承受的螺栓預(yù)緊力；工況 2：連桿載荷包括活塞組的 慣性力 、連桿自身的擺動慣性力 、小頭上承受的燃 氣壓力 、連桿小頭襯套和大頭軸瓦的徑向裝配應(yīng)力 和連桿大頭所承受的螺栓預(yù)緊力 。 2.2 網(wǎng)格的劃分 該連桿材料為中碳鋼 ,密度為 7 850 kg/m 3 ，楊氏 模量為 210 GPa，泊松比為 0.3。由于連桿形狀復(fù)雜 且不規(guī)則，因此采用高階四面體單元 Solid 92，進行 自由網(wǎng)格劃分，共有 159 669 個單元， 247 821 個節(jié) 點，圖 3 為 1/2 連桿網(wǎng)格劃分圖 。 2.3 邊界條件及載荷處理 2.3.1 位移邊界條件 因所選模型為 1/2 連桿，故在連桿的對稱面上 施加對稱約束，約束連桿在 Z 方向平移和在 X， Y 方向的轉(zhuǎn)動，并選取 2 個節(jié)點約束住 X， Y 方向的平 移和 Z 方向的轉(zhuǎn)動 。工況 1 時，在連桿大頭內(nèi)孔下 部的 120施加 Y 向約束；工況 2 時，在連桿大頭 內(nèi)孔上部的 120施加 Y 向約束 3 。 2.3.2 連桿載荷處理 （ 1）螺栓預(yù)緊力：螺栓作為承載體系的一部分， 作用是拉緊大端和大端蓋，其預(yù)緊力可采用以下公 式計算： M=0.2P 0 d M 10 -2 式中 M螺栓擰緊力矩； P 0 螺栓預(yù)緊力； d M 螺栓直徑 。 計算得螺栓預(yù)緊力約為 3 758.6 N。 （ 2）連桿小頭孔的載荷沿軸線方向按二次拋物 線分布，沿孔圓周方向在 120范圍內(nèi)按余弦規(guī)律 分布，而連桿大頭孔與曲柄銷接觸角為 120，載荷 同樣按余弦規(guī)律分布 4 。假設(shè)所受載荷曲線方程為 p=ax 2 +bx+c 而軸向受力長度為 2l，當 x=0 時， p=p max ，故 c= p max 。而當 x=-l,l 時， p=0，這樣可以得出 a=-p max /l 2 ， b=0。 則作用在軸頸上的總載荷為： P C =4 l 0 乙 60 0 乙 p x cos 3/ 乙 乙 2 Rddx= 8 3 l 0 乙 p x dx 得出 p x = 8 3 p max R l 0 乙 1- x 2 l 2乙 乙 dx= 16 9 p max Rl 由此可得 p max = 9P C 16RL ， p x = 9P C 16RL 1- x 2 l 2乙 乙 圖 1 連桿三維實體模型 圖 2 1/2 連桿模型 圖 3 1/2 連桿網(wǎng)格劃分 馮垣潔，等：車用發(fā)動機連桿有限元分析及結(jié)構(gòu)設(shè)計第 12 期 27 煤 炭 技 術(shù) 第 29 卷28 圖 4 最大拉伸情況下有限元模型 圖 5 最大壓縮情況下有限元模型 則沿軸頸圓周方向有 p x, =p x cos 3/ 2 其中， x=0l， =- 6060 （ 3）連桿小頭與襯套，大頭與軸瓦之間，由于過 盈裝配存在預(yù)緊力，通過計算可得出連桿小頭預(yù)緊 力約為 211.52N，連桿大頭預(yù)緊力約為 70.25N。 2.3.3 計算結(jié)果與分析 使用 ANSYS 軟件，定義材料屬性，并施加必要 的位移邊界條件和力邊界條件，進行求解后，可以 得出連桿在最大受拉和最大受壓兩種工況下的應(yīng) 力云圖，如圖 4 和圖 5 所示 。 從應(yīng)力云圖可以看出，連桿在最大受拉工況下 的最大應(yīng)力在連桿大頭頂部，以及連桿大頭和連桿 蓋用螺栓連接處，還有連桿小頭底部油孔處 ,而在最 大受壓工況下最大應(yīng)力發(fā)生在連桿小頭孔下部的 油孔處，同時連桿大小頭和桿身過渡處應(yīng)力也相對 集中 。 3 連桿設(shè)計的改進方案 基于連桿在兩種受力工況下的應(yīng)力集中情況， 可以得出連桿在工作過程中主要承受氣體壓力和 往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，在設(shè)計時應(yīng)首先保 證連桿具有足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)剛度，不能簡單 依靠加大結(jié)構(gòu)尺寸 5 ，因為連桿重量的增加勢必導(dǎo) 致慣性力增加，下面對連桿的設(shè)計提出幾點建議 。 （ 1）連桿材料的選擇要保證在結(jié)構(gòu)輕巧的條件 下有足夠的剛度和強度，一般可選中碳鋼 、中碳合 金鋼 、球墨鑄鐵 、鑄鋁合金等 5 。 （ 2）連桿桿身應(yīng)具有足夠的斷面積，因為連桿 在高速擺動時的橫向慣性力會使連桿彎曲變形 。一 般高速內(nèi)燃機的連桿桿身斷面是工字形的，考慮慣 性力依不同連桿截面的變化，從小頭到大頭截面逐 漸加大 。 （ 3） 連桿大頭蓋的內(nèi)徑和寬度與連桿大頭一 致 。連桿大頭蓋主要考慮的是剛度問題，對于四沖 程發(fā)動機，其承受慣性載荷，因此可以在連桿蓋上 設(shè)置加強筋，有單筋和雙筋兩類 。 （ 4）連桿螺栓在設(shè)計時應(yīng)首先滿足具有足夠的 抗拉強度，在預(yù)緊力和工作載荷下不產(chǎn)生塑性變 形，而且要有足夠的耐疲勞載荷能力，沒有應(yīng)力集 中，因此可采用細牙螺紋，螺栓剛度要小于被聯(lián)接 件的剛度 。 4 結(jié)論 （ 1）在連桿的最大受拉工況下，連桿大頭與連 桿蓋的螺栓連接處應(yīng)力較為集中，在連桿的最大受 拉和受壓兩種工況下，連桿小頭都是應(yīng)力集中的主 要位置，在最大受壓工況下，連桿大小頭與桿身的 連接處應(yīng)力集中 。 （ 2） 針對這些情況對連桿的設(shè)計提出一些建 議，從連桿材料及設(shè)計特點出發(fā)，旨在增強連桿的 剛度和強度 。 （ 3）在今后的連桿結(jié)構(gòu)改進或設(shè)計中，應(yīng)有意 識的考慮連桿的應(yīng)力集中情況 ,盡量使應(yīng)力減小，延 長其使用壽命及增強其工作效率，如采用增大連桿 大小頭和桿身的連接處的過渡圓角等措施 。 參考文獻： 1 葉年業(yè)，申立中，畢玉華，等 . 490QBZL柴油機連桿強度與剛度 分析 J.內(nèi)燃機與動力裝置 .2007， 99（ 3）： 1- 4. 2 張鐸澤，侯發(fā)玲 .195 柴油機連桿有限元分析 J.內(nèi)燃機與動力裝 置， 2007， 99（ 3）： 9- 11. 3 江敏 .B3E 汽油機連桿的有限元分析 D.大連：大連理工大學， 2003. 4 潘瓊瑤，陳凱 .車用發(fā)動機連桿強度分析與結(jié)構(gòu)改進 J.車用發(fā) 動機 .2008， 176： 140- 142. 5 袁兆成 .內(nèi)燃機設(shè)計 M.北京：機械工業(yè)出版社， 2008. （責任編輯 王秀麗）