不同裝夾方式下的連桿疲勞壽命

張帷，李輝，梅華生，王輝

（西南技術工程研究所，重慶 400039）

隨著汽車技術［1—2］的不斷進步，人們對汽車的可靠性［2］要求越來越高，在保證高動力性和高經濟性的基礎上，其可靠性己經成為最重要的指標。所謂可靠性即產品在規定的條件下，規定的時間內，完成規定功能的能力。疲勞壽命［3—4］不僅取決于應力水平，而且還與材料抵抗疲勞破壞能力有關。據統計，汽車90%以上的零部件損壞都屬于疲勞損壞［5］。對于汽車行業來說，疲勞是可靠性研究的重要內容［6—9］。連桿［10—11］是發動機動力傳遞中的重要零部件之一，其可靠性對整機壽命具有重要的影響。連桿疲勞壽命［10，12—13］是指連桿在正常使用條件下疲勞失效斷裂前所經歷的應力循環周次，是工程應用中進行可靠性設計的一個重要指標。

連桿在工作過程中受力狀態比較復雜，承受著氣體作用力、本身慣性力和活塞組慣性力。隨著發動機動力性要求不斷提高，各種載荷不斷增大，對連桿可靠性的要求也就越來越高［4，14］。連桿的疲勞性能已成為衡量設計是否合理的重要指標。

連桿的疲勞性能測試試驗［14—17］主要分為實機試驗和模擬試驗。實機試驗在專用發動機臺架上進行，試驗結果真實可靠，是發動機定型和可靠性檢驗不可替代的手段;但這種方法周期長、成本高，無法進行強化試驗。模擬試驗［18—19］是模擬連桿真實工況，這種試驗方法具有設計多樣化，并隨著傳感器技術和測試技術的進步和發展，能達到較高的控制精度和測試精度。相比試驗法，這種方法試驗周期短，成本費用低，過程簡單，估算結果精度滿足要求，且能充分利用現有的材料的基本性能數據，進一步指導結構設計，在工程上已被廣泛應用［15］。雖然模擬試驗法不能模擬發動機連桿的真實工況，但仍然是連桿疲勞性能測試、結構改進和工藝優選的理想方法，具有不可替代的作用。

整個連桿的安全系數取決于連桿不同部位失效時的最低疲勞強度，連桿承受的拉壓載荷受安裝方式影響較大［11，20—21］。基于此，文中通過模擬發動機工況，比較2種不同的裝夾方式對連桿使用安全性和失效概率的影響。采用 MTS880±500 kN和MTS322±250 kN疲勞試驗系統，對比研究大頭間隙配合及大頭小頭均間隙配合的2種裝夾方式下，其疲勞壽命和斷裂情況。

1 試驗

1.1 設備與規范

連桿疲勞試驗在MTS880±500 kN和MTS322±250 kN電液伺服疲勞試驗系統上進行。

試驗頻率:14 Hz;加載波形:正弦波;加載形式:拉-壓加載不對稱循環疲勞。試驗平均載荷P0為:-9 kN;交變載荷幅P為:±25.0～±50.0 kN;載荷循環基數為107次。

數據處理方式:采用“可靠性試驗SAFL方法”進行數據處理，對同一批次2組連桿樣品進行不同裝配條件的疲勞壽命評價。

脫碳層的檢測參照鋼的脫碳層深度測定法［22］（GB/T 224—2008）。

斷口形貌測試采用掃描電子顯微鏡（SEM）進行觀察。

1.2 樣品裝夾方式

通過模擬發動機工況，比較2種不同的連桿疲勞裝配方法（A組和B組）對連桿斷裂位置和失效概率的影響。

A組樣品裝夾方式:大頭間隙配合，間隙量為0.013 mm，并使用油泵對連桿大頭供15W/40SH發動機機油，油壓為3倍大氣壓，小頭為緊配合，過盈量為0.0125 mm。樣品裝配圖如圖1a所示。

B組樣品裝夾方式:大頭小頭均間隙配合，間隙量為0.013 mm，并使用油泵對連桿大頭、小頭供油，油壓為3倍大氣壓。裝配圖如圖1b所示。

圖1 樣品裝夾方式裝配圖Fig.1 Clamping manners of the samples

1.3 樣品

試驗使用的連桿樣品為C70S6高碳微合金非調質鋼合格品成形件，樣品經探傷無缺陷顯示，其力學性能為:抗拉強度Rm=1000 MPa;規定塑性延伸強度Rp0.2=610 MPa;斷后伸長率A=15.0%;斷面收縮率Z=31.5%;布氏硬度值=284HBW。化學成分:C，S，Si，Mn，Cr，P 元素的質量分數分別為0.70% ，0.058% ，0.18% ，0.46% ，0.15% ，0.022% 。

2 結果與討論

在疲勞試驗過程中，連桿的裝夾方式應盡量模擬連桿實際工作狀態，以保證試驗結果準確。但在實際試驗過程中，按照委托方要求，不得不采用不同的配合方式進行試驗，但從未有人考慮過裝夾方式不同會對試驗造成什么影響。試驗所得整個連桿的安全系數取決于連桿不同部位失效時的最低疲勞強度，而試驗中連桿承受的拉壓載荷與發動機實際工況不同，受試驗裝夾方式影響較大，通常在連桿疲勞試驗前需要確定連桿強度最薄弱部位。基于此，比較2種不同的裝夾方式對連桿斷裂位置和失效概率的影響，對比研究大頭間隙配合及大頭小頭均間隙配合的2種裝夾方式下，其疲勞壽命和斷裂情況。

2.1 疲勞性能研究

2.1.1 疲勞壽命測試

A組樣品裝夾方式為大頭間隙配合，間隙量為0.013 mm，并使用油泵對連桿大頭供15W/40SH發動機機油，油壓為3倍大氣壓，小頭為緊配合，過盈量為0.0125 mm。通過交變載荷幅（±25.0～±50.0 kN）進行測試，來研究在改變拉載荷幅的條件下，樣品的循環周次、斷裂部位以及截斷疲勞強度，其測試結果如表1所示。

由表1中的數據可以知道，在A組樣品裝夾條件下，幾乎所有的樣品的斷口部位均是小頭斷裂;樣本疲勞強度均值為26.0793 kN，疲勞強度標準差為2.7442 kN。

為了比較裝夾方式的不同對連桿疲勞性能的影響，在相同的試驗條件下，對比研究了B組樣品，即大頭小頭均間隙配合（間隙量為0.013 mm，并使用油泵對連桿大頭、小頭供油，油壓為3倍大氣壓），在改變拉載荷幅的條件下，樣品的循環周次、斷裂部位以及截斷疲勞強度測試結果如表2所示。

由表1中的數據可以知道，在B組樣品裝夾條件下，幾乎所有的樣品的斷口部位均是小頭油孔斷裂;樣本疲勞強度均值為26.7347 kN，疲勞強度標準差為2.5371 kN。

通過對比表1和2中的測試結果，可以發現，在相同的測試條件下，連桿的裝配方式對連桿的疲勞壽命和斷口部位有很大的影響。B組樣品（大頭小頭均間隙配合）的疲勞強度標準差要好于A組樣品（大頭間隙配合），A組樣品的斷裂部位大部分為小頭斷裂，而B組樣品的斷裂部位大部分為小頭油孔處斷裂。

2.1.2 可靠性分析和失效概率計算

根據表中的數據，在連桿的配合形式不同情況下，對其可靠性和失效概率進行了分析和計算。其中，工作載荷幅為14.10 kN，工作載荷標準離差為1.41 kN。由連桿疲勞強度和工作載荷的概率分布得到可靠度系數b和可靠度R:

表1 A組樣品桿疲勞試驗結果和斷裂部位及疲勞強度Table 1 Fatigue life，fracture location and fatigue strength of connecting rod A

通過計算，A組樣品:R=0.999 948，在循環基數1000萬次（長期服役）下，失效概率為5.2×10-5。B組樣品:R=0.999 991 3，在循環基數1000萬次（長期服役）下，失效概率為0.87×10-5。

2.1.3 連桿的安全系數估算

同時，也研究了連桿的配合形式對安全系數的影響。按連桿的工作拉伸載荷14.10 kN計算，用SAFL方法所得的A組樣品疲勞強度為26.0793 kN，計算連桿疲勞設計的安全系數為1.850;用SAFL方法所得的B組樣品疲勞強度為26.7347 kN，計算連桿疲勞設計的安全系數為1.896。該連桿有足夠的安全裕度。

2.2 斷裂連桿的金相分析

2.2.1 脫碳層研究

分別選擇了2組樣品中的3號樣品進行了脫碳層檢測試驗，其結果表明，A組樣品中3號樣品，其脫碳層深度的平均值為110 μm;B組樣品中3號樣品，其脫碳層深度的平均值為100 μm。兩件樣品均未見全脫碳層。

2.2.2 金相組織觀察

2組樣品中的3號樣品進行金相組織測試結果如圖2所示，金相組織為片狀珠光體+斷續網狀鐵素體。

圖2 樣品斷口金相圖（100×）Fig.2 Fracture metallographic images of the samples

同時，選取了B組中的4號樣品，通過改變放大倍率，進行金相組織測試，其測試結果見圖3所示。

2.2.3 斷口形貌研究

連桿疲勞試驗后，選取了B組中的4號樣品，采用掃描電子顯微鏡（SEM）對斷口形貌進行研究。結果表明連桿屬正常疲勞斷裂。圖4顯示了裂紋起始位置、裂紋源形貌。

同時，對B組中的4號樣品，分別選取了疲勞裂紋慢速擴展區、快速擴展區和瞬間斷裂區（韌窩斷口）進行SEM觀測，其SEM圖譜如圖5所示。

圖3 B組樣品中4號樣品斷口金相圖Fig.3 Fracture metallographic images of sample number 4 in group B

圖4 B組中的4號樣品斷口形貌Fig.4 Fracture morphology of sample number 4 in group B

圖5 B組中4號樣品的疲勞裂紋Fig.5 Fatigue cracks of sample number 4 in group B

3 總結

通過模擬發動機工作狀態，分析連桿的不同裝夾方式對連桿斷裂部位和疲勞壽命的影響。連桿疲勞試驗結果顯示，采用大頭間隙配合裝夾的連桿失效概率為5.2×10-5，進行疲勞試驗后樣品幾乎全部斷裂在小頭部位;采用大頭小頭均間隙配合裝夾的連桿失效概率為0.87×10-5;進行疲勞試驗后樣品幾乎全部斷裂在小頭油孔部位。不同的裝夾方式會導致同樣的連桿疲勞試驗結果幾十倍的誤差，且導致連桿疲勞斷裂位置大有差別，所以在進行連桿疲勞試驗前，一定要確定好裝夾方式。

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