某型單缸機連桿結構強度仿真與試驗研究

汪宏偉 歐陽光耀 趙建華 黃映云

（海軍工程大學動力工程學院 武漢 430033）

0 引 言

作為發動機的動力傳遞組件關鍵一環的連桿，其結構強度直接影響整機的可靠性及其壽命.在發動機的運行過程中，連桿在高壓燃氣及其本身和其他機件慣性力的共同作用下承受著強大的交變載荷.在這種交變載荷作用下，保持連桿工作的可靠性對發動機來說至關重要［1-4］.目前，對于發動機連桿的研發，一般是以某型成熟發動機連桿為基礎，結合新設計的技術指標要求和工作條件進行三維建模、傳統的強度校核及仿真分析，最后根據試驗結果進行定型［5-7］.

本文以某型單缸機連桿的研發為背景，在對連桿試驗與仿真計算的基礎上，考核了該型連桿在最大壓力及最大拉力2種工況條件下的應力分布情況，找到了其結構強度設計中的薄弱環節，為該型連桿的強度設計提供了依據.

1 連桿的靜強度試驗

1.1 試驗裝置

試驗參試產品為連桿總成，含連桿體、連桿蓋、連桿螺栓、大端軸瓦、小端襯套.以上零件的裝配形式見圖1.試驗件工裝夾具加載示意圖見圖2：連桿大端穿過的工藝銷軸與夾板相連被固定在大梁上，連桿小端穿過銷軸、傳力夾板與油缸動力活塞桿相連，傳力夾板可以左右移動，前后通過槽鋼導向，避免試件拱起，油缸另一端通過銷軸與大梁固定.為保證力傳感器的軸線與連桿軸線在一條直線上，在夾板上下表面安裝有調整墊片；為了防止工裝具發生塑性變形，在大梁上固定有紅外位移傳感器對其進行實時監測，一旦發生較大變形，將立即停止試驗.試驗現場見圖3（相對圖2翻轉了90°）.試驗控制設備為美國MOOG 公司的SmarTest協調加載控制系統，數據采集設備為美國VXI公司的EX1629數據采集系統.試驗中拉壓力傳感器的型號為LC-7型，額定量程為±1 000kN，力傳感器生產廠家為莆田鴻飛傳感器有限公司.最大拉載荷試驗中力傳感器標定按檢定證書給定的靈敏度系數進行標定；最大壓載荷試驗中最大試驗載荷超過力傳感器額定量程，力傳感器的標定是將1 000kN 力傳感器量程設定為1 500kN，靈敏度系數按線性關系將1 000kN系數延伸到對應1 500kN 靈敏度系數.圖4為試驗件應變片測點的布置情況.試驗共布有82個測點，其中單向應變片54個測點，直角應變片（由兩個單向應變片組成）20個測點，三向應變花8 個測點，共118個數據傳輸通道.單向應變片和45°夾角.三向應變片型號分別為BE120-5AA 和BE120-4CA，由中航電測儀器股份有限公司生產.

圖1 連桿裝配圖

圖2 工裝夾具加載圖

圖3 試驗件安裝現場圖

圖4 應變片測點布置圖

1.2 試驗過程

為保證試驗的順利進行，試驗前進行了設備聯調，調試過程中加載不超過20%最大試驗載荷.試驗取5%最大試驗載荷作為零載狀態，測試設備在零載狀態下進行校準調零并開始采集數據.試驗加載分級進行，載荷以10%最大試驗載荷值的幅度逐級加載，每完成一級載荷的加載至反饋力穩定后，點采試驗數據，在85%，90%，95%，100%級別處保載3 min，在無異常現象發生后繼續加載，在加載完畢后回到5%最大試驗載荷并采集數據，每次拉、壓試驗均重復進行3次.根據動力學計算的結果，拉工況最大拉載荷為341kN；壓工況最大壓載荷為1 317kN.

1.3 試驗數據處理及分析

觀察原始試驗數據，發現1＃，7＃，8a，8c4個通道故障，所得應變測試數據無效，其余數據正常.由于試驗得到的是各測點的形變量，為便于試驗與仿真數據對比，利用泊松定律將其換算成各點應力值，由此得出以下結論.

1）通過對比所有測點3次拉工況及壓工況（100%載荷）時的應力值，發現試驗重復性很好，特別是第2次與第3次加載時，數據非常接近.圖5～6分別為3次拉載、壓載試驗的測試結果.

圖5 3次拉載試驗的各測點測試結果

圖6 3次壓載試驗各測點的測試結果

2）由于試件是上下左右對稱結構，各測點應變片的布置是在連桿上下表面及左右兩側對稱布置，所測得的數據也反映出以上對稱特點.圖7～8分別為第3次拉載、壓載100%工況對稱點的應力值比較.

3）觀察測點1～8及測點67～74數據，發現連桿在小端受拉時，除測點4及測點70外，其余均為拉應力，小端受壓時，依然為拉應力，但數值減小趨向于0.

以上數據說明連桿小端明顯受到小端襯套的裝配過盈力影響，測點4和測點70處壓載荷下依然沒有得到釋放.

圖7 拉載100%工況對稱點的應力值比較

4）觀察測點9～18及測點75～84數據，發現連桿受拉時，測點9～17及75～83為拉應力，測點18及84為壓應力；連桿受壓時，所有測點均為壓應力，但測點18及84的壓應力明顯較小.以上數據說明測點18及84明顯受到連桿大端軸瓦的裝配過盈力作用.

圖8 壓載100%工況對稱點的應力值比較

在以上數據中，測點11所得的拉應力數據是所有測點最大的，其值為102 MPa；測點78所得的壓應力數據是所有測點最大的，其值為286 MPa.這說明連桿受拉時，測點11所在的小端與桿身的過渡處應力值最大，連桿受壓時，測點78所在的連桿中部最小截面處應力值最大.

5）觀察測點19～48 及測點85～102數據，這些數據在拉壓工況均有正有負，但數值不是很大，最大值為對稱測點26及95所得，其值為124 MPa及140 MPa，均為壓應力，這體現了連桿大端的圓形結構特點.

6）觀察測點49～52及測點57～60數據，受拉時，大端與桿身過渡位置應力較大，達到了112 MPa，最小截面處測點51處受壓時應力值最大，其值為281 MPa.該結論說明最小截面處確實是最薄弱環節.

7）觀察測點53，54，61，62 所得數據以及測點55，56，63，64所得數據，發現連桿受拉時測點53，54，61，62所得數據均為正值，且數值較大，最大達到143 MPa；測點55，56，63，64所得數據均為負值，且數值較大，最大達到130 MPa；這些測點的數據在連桿受壓時數值均趨向于0.這說明這些地方也明顯受到小端襯套的裝配過盈力作用.

8）觀察測點65，66所得數據，發現連桿在受拉時其值較大達到225 MPa，受壓時其值趨向于0.這一方面說明油孔所在的位置受到了小端襯套裝配過盈力作用，一方面說明小端油孔在受拉時產生了應力集中，應注意其強度.

2 連桿的仿真計算結果

2.1 連桿的有限元模型

利用三維制圖軟件PROE與ANSYS接口技術，將實體模型導入到ANSYS中.在ANSYS中定義材料的彈性模量為205GPa，泊松比為0.3，密度為7.8×103kg／m3，采用四面體solid192號單元對連桿實體模型進行網格劃分，共得單元42 079個.

2.2 連桿的靜強度仿真計算結果

計算分2種工況進行.拉工況約束大端軸瓦內徑靠近連桿蓋的下表面，工作載荷作用在連桿小端襯套內徑上表面；壓工況約束大端軸瓦內徑靠近小端的上表面，工作載荷作用在連桿小端襯套內徑下表面.工作載荷以余弦分布加載，軸瓦過盈力以面壓力的形式均勻作用到大端內徑表面.圖9為拉載作用下桿身方向連桿受力分布云圖.由圖9可見，最大拉應力出現在小端襯套內側，達到259 MPa左右；小端頂部由于結構的原因出現了壓應力（藍色區域），大小約為87MPa.圖10為壓載作用下桿身方向連桿受力分布云圖.由圖10可見，最大壓應力出現在桿身與大端的過渡截面處，達到445 MPa左右，明顯出現了應力集中現象.

圖9 拉載作用下連桿桿身方向應力分布

圖10 壓載作用下連桿桿身方向應力分布

3 試驗與仿真計算對比分析

對比2種工況下單缸機連桿試驗與仿真的應力分布情況見表1～2.由表1可見，拉載工況下，試驗與仿真的結果絕對誤差最大為9 MPa，相對誤差最大為12.6%；由表2可見，壓載工況下，試驗與仿真的結果絕對誤差最大為19MPa，相對誤差最大為6.9%.仿真計算與試驗的結果真實反映了連桿的實際應力分布情況，其中，連桿桿身最小截面、小端孔與桿身過渡位置、大端孔與桿身過渡位置、小端油孔位置仿真及試驗的結果均表明其受到較大的應力作用，因此這些位置在設計加工時應注意其強度.仿真與試驗的數據個別地方誤差可能的原因來自以下幾個方面：（1）選取的測點位置與仿真選取的節點位置不可能完全一致所產生的誤差；（2）試驗得到的應變轉化應力時存在計算誤差.比如，使用的泊松比不可能與材料完全一樣；沒有測到3個方向的應變；（3）仿真的加載與約束條件與試驗條件不可能完全一致導致的誤差；（4）仿真過程中對模型進行了簡化處理.

表1 拉載工況下連桿應力試驗值與仿真值對比

表2 壓載工況下連桿應力試驗值與仿真值對比

4 結束語

通過對連桿最大拉載和最大壓載下的仿真與試驗，得到了連桿在這2種極端情況下的應力分布情況，結果表明，連桿桿身最小截面、小端孔與桿身過渡位置及小端油孔位置為連桿強度薄弱環節，設計加工時應注意其強度.但由于實際工作過程中的連桿是受到交變載荷作用的，根據多年來連桿實際故障的情況來看，連桿的破壞往往是因為加工等各方面原因所造成的疲勞裂紋的擴展，最后導致其斷裂，因此對連桿的設計應該還要進行動強度的校核及疲勞試驗.

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