發動機連桿有限元設計

2013-06-19  by:廣州有限元分析、培訓中心-1CAE.COM  來源:仿真在線

蔣光福 李智勇 楊輝煌 郭樨 來源:萬方數據
關鍵字:汽車 發動機 連桿 輕量化 CAE MSC Nastran

采用CAE技術,對某發動機連桿多種方案進行張度、剛度對比分析,選出最優設計方案,最終達到減輕連桿重量、降低連桿制造成木的目的。

0 引 言

連桿是發動機中傳遞動力的重要零件。它將活塞的往復運動變為區軸的旋轉運動并把作用在活塞組上的力傳給曲軸。連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷。因此在設計連桿時應首先保證其具有足夠的疲勞強度和結構剛度。顯然為了增加連桿的強度和剛度不能簡單地加大結構尺寸因為連桿重量的增加會使慣性力相應增加所以連桿設計的一個重要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的強度和剛度即連桿輕量化設計是最終設計目標。

為了優化設計某發動機連桿減輕連桿重量選用朝柴發動機連桿作為評判的參考樣品。分析某連桿發動機連桿現生產方案及其3 種改進設計方案以連桿疲勞安全系數為量的指標從3種改進設計方案中選出滿足強度和剛度設計要求的重量最輕的方案為最終優化設計方案。

1 有限元模型的建立

    1.1 網格劃分

發動機連桿是由連桿體連桿蓋連桿軸瓦和連桿螺栓等零件組成連桿螺栓以巨大的預緊力5104 N 把連桿體和連桿蓋連接在一起連桿軸瓦主要起耐磨作用因此進行有限元分析時不考慮連桿軸瓦和連桿螺栓而代之以連接預緊力作用于連桿體和連桿蓋上連桿體和連桿蓋接觸面考慮接觸和摩擦力。由于連桿結構和載荷的對稱性。在建模型時僅取其一半結構進行有限元模型化。連桿的有限元模型采用四面體單元。

本文CAE分析前后處理軟件為Altair/Hyper Mesh V7.0 分析軟件為MSC Nastran 2001 各方案有限元模型規模見表1,有限元分析模型見圖1。

    圖 1 有限元模型和連桿邊界條件示意圖

    1.2 連桿有限元模型受力和約束

    連桿總成的往復和旋轉慣性力:

    活塞組的往復慣性力:

    拉伸工況下連桿大頭載荷:

    拉伸工況下連桿小頭載荷:

    活塞最大爆發壓力載荷:

    壓縮工況下連桿大頭受壓力:

    壓縮工況下連桿小頭受壓力:

    拉伸工況下沿連桿小頭方向施加連桿總成的往復和旋轉慣性力:

    壓縮工況下沿連桿小頭方向施加連桿總成的往復和旋轉慣性力:

連桿大頭壓縮載荷和連桿小頭拉伸載荷均按120 范圍內成余弦規律分布連桿大頭拉伸載荷和連桿小頭壓縮載荷均按180 范圍內成余弦規律分布。

慣性力均勻作用于模型中所有節點上。約束連桿對稱面上所有節點的法向移動自由度為限制連桿剛體運動約束連桿對稱上一節點的所有移動自由度和連桿蓋對稱面一節點的橫向移動自由度,見圖1。

2 方案描述

某發動機連桿3種改進設計方案結構改進部位重點在連桿大頭螺栓連接處連桿大頭小頭內徑和寬度沒有變化而連桿桿身厚度和寬度均有變化見表2。

3 連桿剛度計算

    連桿變形重點關注4個位置的變形值連桿小頭橫向直徑變化量δ小橫,連桿小頭豎向直徑變化量δ小豎,連桿大頭橫向直徑變化量δ大橫和連桿大頭豎向直徑變化量δ大豎,見表3。

4 連桿安全系數計算

由于連桿承受拉壓載荷作用而產生拉壓交變循環應力連桿拉壓疲勞安全系數按下式計算:

    應力幅值:

    平均應力:

式中σ-1為材料在對稱循環下的拉壓疲勞極限。朝柴CY6102B發動機連桿σ-1和某汽車公司發動機連桿σ-1均取422MPa。εσ為工藝系數取0.75;Φσ為角系數,表示平均應力對脈動部分的影響,此處取0.2。

考慮到連桿工作中由于偏斜引起壓力沿軸分布不均勻及發生活塞卡缸的可能性一般取n =1.5~2.5。 具體見表4。

5 方案選擇

分析表4可知,某連桿改進方案3重量最輕,爆壓125 bar 時的安全系數2.41 也高于朝柴改進連桿的安全系數2.37,而朝柴連桿作為參考樣品,其疲勞強度經實踐檢驗安全可靠。因此改進方案3強度可行。

根據連桿剛度設計要求,連桿在拉伸工況下應重點關注連桿大頭和連桿小頭橫向直徑收縮量;連桿在壓縮工況下應重點關注連桿大頭和連桿小頭豎向直徑收縮量。分析表3可知,某連桿改進方案3在爆壓125 bar時,拉伸工況下連桿大頭橫向直徑收縮量 0.064 mm 小于某連桿原方案爆壓100bar 連桿大頭橫向直徑收縮量0. 07 mm 連桿小頭橫向直徑收縮量0. 033 mm 小于朝柴改進方案爆壓100 bar 時,連桿小頭橫向直徑收縮量0.0416 mm;壓縮工況下,連桿大頭豎向直徑收縮量0.0196 mm,小于朝柴改進方案爆壓100 bar 連桿大頭豎向直徑收縮量0.044 mm,連桿小頭豎向直徑收縮量0.0127 mm 小于朝柴改進方案爆壓100 bar 連桿小頭豎向直徑收縮量0.0135 mm。

即某連桿改進方案3 剛度大于某連桿連桿原方案和朝柴改進方案。而某連桿原方案和朝柴改進方案的剛度已經實踐檢驗可靠。因此改進方案3的剛度可行。

根據以上分析某連桿輕量化設計方案應選方案3為最終優化設計方案。

6 結 論

綜上所述改進方案3為最終輕量化設計方案。該方案度和強度均優于朝柴連桿,而且重量也比朝柴連桿輕。在爆壓增至125 bar 工況下本課題連桿減重123.4 g 減輕7.1 % 效果相當明顯。如果發動機爆壓仍保持100 bar 工況連桿重量還可以繼續減輕減重效果會更明顯。將本研究成果應用于現生產產品中將會產生巨大的經濟效益。

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