某柴油機(jī)連桿部件CAE分析

章亮，曾小春

(江鈴汽車(chē)股份有限公司，江西南昌 330001)

某柴油機(jī)連桿部件CAE分析

章亮，曾小春

(江鈴汽車(chē)股份有限公司，江西南昌 330001)

連桿部件在工作過(guò)程中，要承受周期性不斷變化的最高燃燒壓力和慣性力的交變載荷作用。通過(guò)建立某柴油機(jī)連桿部件CAE模型，并對(duì)其進(jìn)行軸承EHD液體動(dòng)力潤(rùn)滑分析、應(yīng)力計(jì)算和疲勞強(qiáng)度校核以及分型面處的接觸分析與研究。結(jié)果表明，該連桿部件滿足液力動(dòng)力潤(rùn)滑和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求。

連桿部件；軸承EHD潤(rùn)滑分析；裝配分析；強(qiáng)度分析；接觸分析

0 引言

連桿部件作為發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)系統(tǒng)(曲軸、連桿、活塞、曲軸減震器等)的重要部件，在工作過(guò)程中要承受周期性不斷變化的最高燃燒壓力和慣性力的交變載荷作用[1]。連桿部件設(shè)計(jì)總體要求為： 連桿大頭軸承潤(rùn)滑正常；連桿必須具有足夠的結(jié)構(gòu)剛度和疲勞強(qiáng)度。為此作者從軸承潤(rùn)滑和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度兩個(gè)方面對(duì)某柴油機(jī)連桿部件進(jìn)行全面CAE分析，以驗(yàn)證該連桿部件設(shè)計(jì)是否滿足使用要求。

1 連桿大頭軸承CAE分析

連桿大頭軸承是發(fā)動(dòng)機(jī)能否長(zhǎng)期運(yùn)轉(zhuǎn)的關(guān)鍵部件之一，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)潤(rùn)滑油在高溫下工作，其隨溫度增高而降低，影響油膜承載能力。通過(guò)CAE計(jì)算，可以判斷軸瓦和軸頸可能的潤(rùn)滑狀態(tài)：液動(dòng)潤(rùn)滑/臨界潤(rùn)滑/干摩擦，避免因干摩擦導(dǎo)致的磨損和異常的油膜壓力分布的出現(xiàn)。

當(dāng)對(duì)軸承進(jìn)行詳細(xì)校核時(shí)，可以采用EHD(Elastic HydroDynamic)類(lèi)型的軸承模型。該模型可以充分考慮軸瓦與軸頸的彈性變形，并考慮了機(jī)油填充狀態(tài)，同時(shí)計(jì)算軸承間隙等非線性因素對(duì)軸承載荷的影響，計(jì)算干摩擦。從計(jì)算結(jié)果中，可詳細(xì)了解油膜狀態(tài)、彈性邊界與油膜間的耦合作用、機(jī)油流入和流出狀態(tài)以及軸承間隙等非線性因素對(duì)軸承載荷的影響。

1.1 模型建立

連桿大頭CAE分析模型采用EHD模型，該模型可以充分考慮軸瓦與軸頸的彈性變形，并考慮了機(jī)油填充狀態(tài)，同時(shí)計(jì)算軸承間隙等非線性因素對(duì)軸承載荷的影響。連桿EHD模型(CON6類(lèi)型的連桿模型)在有限元模型的基礎(chǔ)上進(jìn)行縮減得到，其中軸承、連桿與軸承裝配部位不做縮減且節(jié)點(diǎn)一一對(duì)應(yīng)。連桿有限元模型如圖1所示，CON6類(lèi)型的連桿模型如圖2所示。

圖1 連桿有限元模型 圖2 CON6類(lèi)型的連桿模型

1.2 結(jié)果評(píng)價(jià)

1.2.1 連桿大頭軸承的受力分析

連桿大頭在不同工況下隨曲柄轉(zhuǎn)角變化的受力如圖3所示，該力為大頭所受慣性力、燃?xì)鈮毫Α⑤S承背壓等的合力。可以明確看到：不同轉(zhuǎn)速下，燃?xì)鈮毫εc慣性力在不同的曲柄轉(zhuǎn)角下的影響各不相同，其中慣性力隨轉(zhuǎn)速增加而增加。

圖3 連桿大頭軸承受力

1.2.2 連桿大頭軸承的EHD液體動(dòng)力潤(rùn)滑分析

通過(guò)軸承的EHD計(jì)算,可以得到對(duì)軸承潤(rùn)滑性能更為全面、更為精確的評(píng)估。圖4—6則反映了不同轉(zhuǎn)速下的最小油膜厚度、最大液動(dòng)油膜壓力、最大粗暴接觸壓力等。

圖7、圖8為瓦的展開(kāi)圖，兩圖分別給出了最大液動(dòng)油膜壓力、最大粗暴接觸壓力在軸瓦表面的三維分布，以標(biāo)定工況3 600 r/min時(shí)的連桿大頭軸瓦油膜壓力分布為例。

圖4 最小油膜厚度

圖5 最大液動(dòng)油膜壓力

圖6 最大粗暴接觸壓力

圖7 液動(dòng)油膜壓力分布

圖8 粗暴接觸壓力分布

2 連桿裝配應(yīng)力CAE分析

在連桿裝配完成之后，軸瓦以很大的過(guò)盈安裝在座孔中，同時(shí)螺栓預(yù)緊力的存在也使得連桿大頭孔發(fā)生變形，這將影響到大頭孔的圓柱副要求。

2.1 模型建立

連桿是由各個(gè)分離的部件組裝而成的，各部分之間存在許多配合面，其接觸狀態(tài)極其復(fù)雜，所以只有對(duì)連桿的計(jì)算模型采用三維接觸模型才更接近真實(shí)狀態(tài)。參與有限元分析的零部件有桿身、桿蓋、軸瓦、螺栓和螺母等，需分別按照實(shí)際情況來(lái)定義各種非線性接觸。主要的接觸對(duì)如圖9所示。

圖9 在ABAQUS中定義的各種接觸對(duì)

2.2 結(jié)果評(píng)價(jià)

具有自由彈勢(shì)的薄壁軸瓦完全依靠過(guò)盈量緊貼于大頭孔表面，形成剛性的軸瓦孔。過(guò)盈量須合理選擇，嚴(yán)格控制。

同時(shí)，連桿大頭軸承剛度要足夠，在螺栓預(yù)緊力作用下變形不能太大，要能夠滿足連桿大頭運(yùn)動(dòng)副的圓柱度要求。連桿大頭軸瓦背壓分布和大頭孔變形仿真結(jié)果如圖10所示，其中大頭軸瓦背壓為15 MPa，經(jīng)驗(yàn)值13 MPa，考慮到螺栓預(yù)緊力提供額外背壓，可認(rèn)為該仿真值與經(jīng)驗(yàn)值一致，該FE模型精度滿足要求；大頭孔最大變形0.001 8 mm，滿足剛度要求。

圖10 連桿大頭軸瓦背壓分布和大頭孔變形

3 連桿超速下接觸分析

在最大超速4 000 r/min情況下，校核連桿桿身與桿蓋之間的接觸情況。在最大拉力的情況下，連桿大頭孔發(fā)生變形，沿拉伸方向伸長(zhǎng)，并且在靠近軸瓦的內(nèi)側(cè)出現(xiàn)縫隙，最大值為0.025 mm左右，而在外側(cè)由于剛度較大，仍緊密貼合在一起，從接觸壓強(qiáng)上可以明顯反映出這一點(diǎn)，如圖11、12所示。

圖11 連桿大頭孔的變形

圖12 分型面處的接觸壓強(qiáng)

4 連桿疲勞強(qiáng)度分析

連桿疲勞強(qiáng)度分析流程：首先進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)分析，得到最大拉力和最大壓力；其次，建立連桿部件有限元模型并將動(dòng)力學(xué)結(jié)果考慮到模型中去；然后進(jìn)行有限元應(yīng)力計(jì)算；最后將應(yīng)力結(jié)果輸入到疲勞分析軟件進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算。

圖13 連桿強(qiáng)度校核分析流程

4.1 連桿最大拉壓應(yīng)力

連桿工作時(shí)承受復(fù)雜的周期性變化外力，最危險(xiǎn)的工況是受最大拉力和最大壓力工況。根據(jù)連桿的受力分析結(jié)果可知:最大壓力時(shí)刻對(duì)應(yīng)于最大爆壓時(shí)刻，也就是在作功行程上止點(diǎn)附近；最大拉力時(shí)刻對(duì)應(yīng)于最大慣性力時(shí)刻，在排氣行程上止點(diǎn)附近。如圖14所示，經(jīng)過(guò)AVL Excite PowerUnit計(jì)算可知：在標(biāo)定工況3 600 r/min時(shí)，連桿大、小頭的最大拉力分別為18 943和8 900 N，最大壓力分別為56 398和64 448 N。

連桿在受壓工況下所受的力較大，桿身及其與大小頭過(guò)渡處的應(yīng)力達(dá)到了120～210 MPa，小于連桿材料最小屈服強(qiáng)度440 MPa。

圖14 標(biāo)定工況時(shí)受力

4.2 連桿疲勞強(qiáng)度校核

將拉壓兩種工況下的應(yīng)力進(jìn)行疊加，考慮材料性質(zhì)與表面處理方式，對(duì)標(biāo)定工況下的連桿進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算，最小安全系數(shù)為1.55>1.5，滿足要求，發(fā)生在桿身與大頭過(guò)渡處，具體計(jì)算結(jié)果如圖15所示。

圖15 連桿疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

5 結(jié)論

對(duì)連桿大頭軸瓦進(jìn)行了有限元彈性體與液體動(dòng)力學(xué)的綜合計(jì)算，得到了連桿大、小頭的受力與油膜潤(rùn)滑狀況。

對(duì)連桿進(jìn)行了裝配應(yīng)力計(jì)算，結(jié)果表明：軸瓦過(guò)盈引起的背壓正常，最大螺栓預(yù)緊力下大頭孔變形沒(méi)有超過(guò)軸瓦的削薄量，能夠滿足連桿大頭孔的剛度要求。

對(duì)最大超速時(shí)引起的最大慣性力時(shí)刻進(jìn)行了拉工況的計(jì)算，計(jì)算結(jié)果表明桿身與桿蓋在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過(guò)程當(dāng)中能夠較好地貼合在一起。

對(duì)標(biāo)定工況下的連桿進(jìn)行最大拉工況與最大壓工況的應(yīng)力分析，并進(jìn)行了疲勞強(qiáng)度計(jì)算。結(jié)果表明：最大應(yīng)力小于材料的屈服極限，并且桿身與大、小頭的過(guò)渡處等危險(xiǎn)局部的疲勞安全系數(shù)大于1.5，能夠滿足當(dāng)前的使用要求。

【1】曾小春,駱旭薇,石勇,等.發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸減振器匹配設(shè)計(jì)[J].南方農(nóng)機(jī)，2014(3):23-24.

Conrod CAE Analysis for a Diesel Engine

ZHANG Liang, ZENG Xiaochun

(Jiangling Motor Co., Ltd.,Nanchang Jiangxi 330001,China)

During the conrod work process, alternating cycle peak combustion pressure and the maximum inertia load apply to conrod. A conrod CAE model of a certain diesel engine was established. The bearing EHD(Elastic Hydrodynamic) lubrication analysis, stress calculation, fatigue (HCF) safety factors calculation and the contact conditions analysis on the bearings and split line were completed. The results show that the designed conrod is feasible.

Conrod; Bear EHD lubrication analysis; Assembly analysis; Strength analysis; Load analysis

2016-10-18

章亮,男，大學(xué)本科，研究方向?yàn)樾虏牧蠎?yīng)用與分析。E-mail:lzhang69@ford.com。

10.19466/j.cnki.1674-1986.2017.02.012

U463.32+5

A

1674-1986(2017)02-048-04