搜索發(fā)動(dòng)機(jī)連桿有限元設(shè)計(jì)
2013-06-19 by:廣州有限元分析、培訓(xùn)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(shù)據(jù)
關(guān)鍵字:汽車 發(fā)動(dòng)機(jī) 連桿 輕量化 CAE MSC Nastran
采用CAE技術(shù),對(duì)某發(fā)動(dòng)機(jī)連桿多種方案進(jìn)行張度、剛度對(duì)比分析,選出最優(yōu)設(shè)計(jì)方案,最終達(dá)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(fā)動(dòng)機(jī)中傳遞動(dòng)力的重要零件。它將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)變?yōu)閰^(qū)軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)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(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。因此在設(shè)計(jì)連桿時(shí)應(yīng)首先保證其具有足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度。顯然為了增加連桿的強(qiáng)度和剛度不能簡(jiǎn)單地加大結(jié)構(gòu)尺寸因?yàn)檫B桿重量的增加會(huì)使慣性力相應(yīng)增加所以連桿設(shè)計(jì)的一個(gè)重要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的強(qiáng)度和剛度即連桿輕量化設(shè)計(jì)是最終設(shè)計(jì)目標(biāo)。
為了優(yōu)化設(shè)計(jì)某發(fā)動(dòng)機(jī)連桿減輕連桿重量選用朝柴發(fā)動(dòng)機(jī)連桿作為評(píng)判的參考樣品。分析某連桿發(fā)動(dòng)機(jī)連桿現(xiàn)生產(chǎn)方案及其3 種改進(jìn)設(shè)計(jì)方案以連桿疲勞安全系數(shù)為量的指標(biāo)從3種改進(jìn)設(shè)計(jì)方案中選出滿足強(qiáng)度和剛度設(shè)計(jì)要求的重量最輕的方案為最終優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。
1 有限元模型的建立
1.1 網(wǎng)格劃分
發(fā)動(dòng)機(jī)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(yù)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(jìn)行有限元分析時(shí)不考慮連桿軸瓦和連桿螺栓而代之以連接預(yù)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(jié)構(gòu)和載荷的對(duì)稱性。在建模型時(shí)僅取其一半結(jié)構(gòu)進(jìn)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(guī)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(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力:
活塞組的往復(fù)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(fā)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(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力:
壓縮工況下沿連桿小頭方向施加連桿總成的往復(fù)和旋轉(zhuǎn)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(nèi)成余弦規(guī)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(nèi)成余弦規(guī)律分布。
慣性力均勻作用于模型中所有節(jié)點(diǎn)上。約束連桿對(duì)稱面上所有節(jié)點(diǎn)的法向移動(dòng)自由度為限制連桿剛體運(yùn)動(dòng)約束連桿對(duì)稱上一節(jié)點(diǎn)的所有移動(dòng)自由度和連桿蓋對(duì)稱面一節(jié)點(diǎn)的橫向移動(dòng)自由度,見圖1。
2 方案描述
某發(fā)動(dòng)機(jī)連桿3種改進(jìn)設(shè)計(jì)方案結(jié)構(gòu)改進(jìn)部位重點(diǎn)在連桿大頭螺栓連接處連桿大頭小頭內(nèi)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(jì)算
連桿變形重點(diǎn)關(guān)注4個(gè)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(shù)計(jì)算
由于連桿承受拉壓載荷作用而產(chǎn)生拉壓交變循環(huán)應(yīng)力連桿拉壓疲勞安全系數(shù)按下式計(jì)算:
應(yīng)力幅值:
平均應(yīng)力:
式中σ-1為材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限。朝柴CY6102B發(fā)動(dòng)機(jī)連桿σ-1和某汽車公司發(fā)動(dòng)機(jī)連桿σ-1均取422MPa。εσ為工藝系數(shù)取0.75;Φσ為角系數(shù),表示平均應(yīng)力對(duì)脈動(dòng)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(fā)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(jìn)方案3重量最輕,爆壓125 bar 時(shí)的安全系數(shù)2.41 也高于朝柴改進(jìn)連桿的安全系數(shù)2.37,而朝柴連桿作為參考樣品,其疲勞強(qiáng)度經(jīng)實(shí)踐檢驗(yàn)安全可靠。因此改進(jìn)方案3強(qiáng)度可行。
根據(jù)連桿剛度設(shè)計(jì)要求,連桿在拉伸工況下應(yīng)重點(diǎn)關(guān)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(yīng)重點(diǎn)關(guān)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(jìn)方案3在爆壓125 bar時(shí),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(jìn)方案爆壓100 bar 時(shí),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(jìn)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(jìn)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(jìn)方案3 剛度大于某連桿連桿原方案和朝柴改進(jìn)方案。而某連桿原方案和朝柴改進(jìn)方案的剛度已經(jīng)實(shí)踐檢驗(yàn)可靠。因此改進(jìn)方案3的剛度可行。
根據(jù)以上分析某連桿輕量化設(shè)計(jì)方案應(yīng)選方案3為最終優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。
6 結(jié) 論
綜上所述改進(jìn)方案3為最終輕量化設(shè)計(jì)方案。該方案度和強(qiáng)度均優(yōu)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(dāng)明顯。如果發(fā)動(dòng)機(jī)爆壓仍保持100 bar 工況連桿重量還可以繼續(xù)減輕減重效果會(huì)更明顯。將本研究成果應(yīng)用于現(xiàn)生產(chǎn)產(chǎn)品中將會(huì)產(chǎn)生巨大的經(jīng)濟(jì)效益。
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