某柴油機連桿力學響應分析

鄭國戰，薛冬新，王洪峰，殷玉龍

（1.116024 遼寧省 大連市 大連理工大學 能源與動力學院；2.116022 遼寧省 大連市 大連中車柴油機有限公司）

0 引言

隨著柴油機朝著大功率高壓縮比方向的發展，發動機連桿的工作條件也越來越惡劣，在實際工作過程中，既要承受往復運動、旋轉運動的慣性力，也要承受燃料燃燒釋放的氣體推力。在多種載荷的作用下，需要連桿具有足夠的強度指標。同時，柴油機作為一種傳統的動力機械，其能夠正常可靠地工作至關重要，這也要求發動機連桿具有良好的可靠性周期[1-2]。

本文首先對某機車廠生產的連桿進行最惡劣工況靜力學響應的提取，然后基于多體動力學和疲勞強度的相關理論對其進行動態分析，最后對該型號連桿的安全性進行評價和耐久性評估。

1 連桿典型工況靜力學分析

連桿正常工作過程中，進氣行程上止點附近由于活塞和連桿的往復慣性力而受到最大的拉伸載荷。做功行程上止點附近由于燃料燃燒產生的最大爆發壓力而受到最大的壓縮載荷，因此，首選此兩種工況對連桿結構的靜力學強度進行評價[3-5]。

在進氣行程上止點，連桿小頭受到的最大拉伸載荷為

式中:m1——活塞質量；γ——連桿比；r——曲柄半徑。

在進氣行程上止點，連桿大頭受到的最大拉伸載荷即曲柄連桿機構的往復慣性力，即

式中：mj——活塞質量加上連桿小頭等效轉換后的質量。

氣體力計算公式為

其中:pg——氣缸內絕對壓力；p0——大氣壓力；A——活塞頂部投影面積。

做功行程上止點連桿小頭受到的壓縮載荷為

做功行程上止點連桿大頭受到的壓縮載荷為

機車廠該型號發動機標定轉速為1 000 r/min，最低轉速為325 r/min，轉速越大，結構受到拉伸作用越大；同理，轉速越小，結構受到壓縮作用越大。根據以上各式計算結果如表1 所示。

表1 高低轉速下連桿受力情況Tab.1 Stress of connecting rod at high and low speed

轉速1 000 r/min，連桿小頭承受拉力，大端進行約束時，如圖1、圖2 所示。

圖1 小頭受拉，大端約束Fig.1 Small end under tension,big end under constraint

圖2 連桿應力分布Fig.2 Stress distribution of connecting rod

拉伸載荷以軸承力的形式進行施加[6-7]，并施加螺栓預緊力，后續邊界條件和其類似。從應力分布云圖可知，最大Von Mises 應力為244.7 MPa，應力最大值出現在連桿小端內壁面附近的油孔處。

轉速1 000 r/min，連桿大端承受拉力，小頭進行約束時，連桿大端下半周拉伸載荷以軸承載荷形式施加，連桿小頭上半周施加約束，并施加螺栓預緊力，邊界條件如圖3 所示，應力分布如圖4 所示。

從應力云圖可知，在連桿大小頭和連桿體過渡區域應力值比較大，應力分布趨勢和小頭受拉、大端約束相似。但是，應力峰值為223 MPa，低于第一種情況

圖3 大端受拉，小頭約束Fig.3 Big end under tension,small end under constraint

圖4 連桿應力分布Fig.4 Stress distribution of connecting rod

轉速為325 r/min 時，小端承受壓縮載荷，大端約束時，連桿小頭下半周120°（靠近桿身）承受的壓縮載荷按照余弦規律分布，大端上半周120°（靠近桿身）施加約束，并施加螺栓預緊力，邊界條件如圖5 所示，應力分布如圖6 所示。

圖5 小頭受壓，大端約束Fig.5 Small end under pressure,big end under constraint

圖6 小頭受壓，大端約束應力云圖Fig.6 Small end under pressure,big end under constraint

從受力云圖可以看出，應力比較大的區域主要是連桿體上，峰值應力為415 MPa。

轉速為325 r/min 時，大端承受壓縮載荷，小端約束時，連桿大端上半周120°（靠近桿身）承受壓縮載荷按照余弦規律分布，小頭下半周120°（靠近桿身）施加約束，并施加螺栓預緊力，邊界條件如圖7 所示，應力分布如圖8 所示。

圖7 大頭受壓，小端約束Fig.7 Big end under pressure,small end under constraint

圖8 大頭受壓，小端約束應力云圖Fig.8 Big end under pressure,small end under constraint

從受力云圖可以看出，在轉速325 r/min 時，連桿峰值應力為391 MPa，高應力主要集中在連桿體上，具體體現在幾何變化的過渡區域。

從計算結果可知，連桿在工作過程中受到的最大拉應力為245 MPa，最大壓應力為415 MPa。連桿材料的屈服極限為930 MPa，因此從傳統強度理論的角度出發，整個連桿機構的安全系數為

該方法計算出了靜載作用下的安全系數，由于典型工況下的最大應力遠小于材料的屈服極限，因此，從這個角度認為結構是足夠安全的[8-9]。

2 連桿動態工況危險點提取

根據前面典型工況的分析結果可知，在連桿大頭施加約束、連桿小頭施加拉伸載荷時出現了最大拉伸應力，由于拉伸載荷對疲勞壽命會產生不利影響，所以，為了更加準確地考察結構的疲勞耐久性，本文定義該最大拉伸應力點為危險點[10]，對其進行疲勞壽命的計算。

首先，借助多體動力學計算軟件提取連桿小頭在一個工作周期內載荷時間歷程，如圖9 所示。

根據靜力學分析結果可知，連桿的最大應力值小于材料的屈服極限，因此，整個結構處于彈性范圍內，借助這一點可以將危險點的應力和圖9 所示的載荷時間歷程進行耦合[11-15]，最終制作的危險點的應力時間歷程如圖10 所示。

圖9 連桿小頭一個工作循環內載荷時間歷程Fig.9 Load time history of small end of connecting rod in one working cycle

圖10 危險點一個工作循環內應力時間歷程Fig.10 Time history of internal stress of dangerous point in one working cycle

3 連桿動態工況耐久性分析

借助疲勞耐久性分析軟件，從表面質量、尺寸效應以及應力集中等方面修正材料的S-N 曲線如圖11 所示。

圖11 修正后的S-N 曲線Fig.11 Revised S-N curve

在連桿小頭施加單位拉伸載荷，連桿大頭施加約束進行線性靜力學分析，將計算結果傳遞至Ncode 計算軟件，在Ncode 中添加危險點的應力時間歷程和修正后的S-N 曲線，Ncode 首先經過雨流計數將隨機載荷轉化成變幅載荷，然后基于Miner 線性累計損傷理論計算一個周期內構件受到的損傷[16]，最后取倒數得到疲勞壽命如圖12所示。

從壽命分布云圖可以看出，最危險部位可以經歷的擾動載荷循環次數為8.24×108，此時，發動機為標定轉速1 000 r/min，平均行駛速度為60 km/h。發生破壞之前可以行駛的里程為

式中：N——計算疲勞壽命；v——行駛速度；n——發動機標定轉速。

圖12 連桿結構壽命分布云圖Fig.12 Cloud chart of life distribution of connecting rod structure

計算行駛總里程為82.4 萬km，根據機動車強制報廢的相關規定，行駛里程一般不超過60萬km。從使用周期的角度考慮該型號連桿滿足基本的可靠性周期。

4 結語

首先，從連桿的一個工作周期中提取了最惡劣的工況，即進氣行程上止點在轉速1 000 r/min時，由于往復慣性力的存在，使得此時的拉伸載荷最大，做功行程上止點在低轉速時連桿受到的壓縮載荷最大，從靜力學的角度對其強度進行評價，計算結果顯示，在最惡劣工況下，結構具有比較大的安全儲備，滿足基本靜強度要求。

基于連桿結構工作過程中受到擾動應力的事實，在靜載強度滿足的前提下，還應該考慮由于交變載荷引起的疲勞問題。因此，本文從典型工況中提取了受到拉伸應力最大的點作為疲勞危險點，借助多體動力學軟件提取了連桿小頭在一個工作周期內的載荷時間歷程，借助該載荷譜將其和單位載荷作用下的危險點的應力進行線性耦合，得到了危險點的應力時間歷程。

由于材料的S-N 曲線是由光滑試件在R=-1的對稱循環下獲得的，本文在使用之前從表面狀況以及應力集中等方面進行了修正，為提高壽命預測的精度做了基礎。

計算疲勞壽命時選取的轉速為1 000 r/min，低轉速的拉伸載荷會小于該轉速下的最大拉伸載荷，因此，本文計算的疲勞壽命是比較保守的，進而能保證結構具有一定的疲勞強度儲備。

從最終計算結果可以看出，該型號連桿具有良好的可靠性。