基于聯合仿真與Haigh模型的連桿疲勞強度分析

周愛博，孫嵩松，張營

（210037江蘇省 南京市 南京林業大學 汽車與交通工程學院）

0 引言

相關資料顯示，目前汽車發動機零部件的可靠性問題中，80%以上都是疲勞問題[1]，造成這一現象的主要原因是，汽車發動機在運行過程中，一些關鍵零部件如連桿、曲軸等會受到來自不同激勵源的交變載荷的持續作用[2-3]，導致零部件的疲勞失效，并進而導致發動機乃至整車的失效。另一方面，作為發動機的關鍵零部件之一，連桿在工作過程中會受到非對稱的拉-壓交變載荷的持續作用。現有研究表明，構件在受到交變載荷時，其疲勞強度不僅與應力幅值有關，還受到應力比的影響，因此有必要針對連桿在給定拉壓載荷比作用下的疲勞特性進行分析，以確定其在該工況下的疲勞安全特性[4]。

近年來，隨著計算機軟件的開發和利用，有限元法在零部件疲勞分析時得到了廣泛的應用。本文采用該方法對某款六缸柴油機的連桿進行建模，并分析其在給定拉-壓工況下的應力狀態，在此基礎上采用Haigh模型對其進行等效載荷的修正以及疲勞安全系數分析。研究表明，當采用42CrMo鋼制備該型號的連桿時，能夠滿足額定工況下的疲勞強度要求，但是無法滿足發動機增壓后的疲勞強度要求。

1 連桿的建模以及網格劃分

表1為連桿主要結構參數。該連桿為某國產六缸柴油機連桿，其中桿身、桿蓋等部位的材料為42CrMo合金鋼，表面強化處理工藝為滲氮；而軸瓦采用08號鋼，表面強化處理工藝為滾壓，二者相應的材料屬性如表2所示。

表1 連桿主要結構參數Tab.1 Main structural parameters of connecting rod

表2 材料屬性表Tab.2 Material properties

采用CATIA軟件對該連桿的各個部件進行建模，并將其導入HyperMesh軟件對其進行網格劃分，相應的結果如圖1所示。

該三維網格模型包括連桿的桿身、桿蓋、螺栓、軸瓦以及曲柄銷等部件，其網格單元類型為C3D10二階網格，網格數量為87 951個。

2 連桿有限元分析

2.1 連桿受力分析

如圖2所示，氣缸的中心線經過曲軸的中心，其中O代表的是連桿，AB代表的是曲柄，B代表的是曲柄銷中心，A代表的是連桿小頭內孔徑的中心點。當連桿繞著O點運動時，相應的慣性力為[5]

式中：Pj——連桿所承受的直線慣性力；mp，m1——活塞質量與連桿只做直線往復運動部分的質量。

圖2 連桿運動示意圖Fig.2 Schematic diagram of connecting rod motion

當活塞運動到下止點時，該載荷即為連桿所受到的最大拉力；而當活塞運行至上止點時，連桿所受到的壓力最大，相應的壓縮力為

式中：PY——壓縮力；Pz——活塞氣體壓力。本文中，連桿在標準工況下的最大拉伸以及壓縮載荷分別為42.1，162.5 kN。

2.2 連桿接觸定義

本文中，連桿不同零部件之間一共有8個接觸對：連桿體與連桿蓋之間的2個接觸對、連桿體與上軸瓦之間的接觸對、連桿蓋與下軸瓦之間的接觸對、上下軸瓦與曲柄銷之間的2個接觸對、以及上下軸瓦之間的2個接觸對。將劃分好的連桿三維網格模型導入ABAQUS軟件平臺，采用Tie約束設置連桿體與連桿蓋之間的2對接觸，同時采用面與面接觸設置其余的6對。

2.3 載荷與邊界條件定義

如圖3所示，本文中連桿的拉壓載荷都施加在連桿小頭，通過將連桿小頭中心與內表面耦合，從而將載荷施加至桿身。通過改變載荷的正負值，實現不同方向（拉-壓）的加載。同時，采用位移邊界條件，將曲柄銷的兩側截面所有節點的自由度完全固定住，如圖4所示。

圖3 載荷施加點Fig.3 Reference points of load

圖4 邊界條件示意圖Fig.4 Schematic diagram of boundary condition

2.4 有限元結果分析

采用上述有限元模型對連桿在拉壓載荷工況下的應力應變狀態進行分析，結果分別如圖5、圖6所示。

如圖5、圖6所示，最大拉伸工況下主要應力集中的部位是連桿小頭和桿身連接的地方，相應的值為420 MPa；而最大壓縮工況下應力最大值位于連桿小頭內兩側，其值為641 MPa。

圖5 拉伸工況下的應力云圖Fig.5 Stress nephogram of tensile condition

圖6 壓縮工況下的應力云圖Fig.6 Stress nephogram of compression condition

3 連桿疲勞強度分析

由有限元分析結果可以看出，連桿在受到額定交變載荷作用時，其應力狀態并非對稱，因此有必要采用平均應力對其進行等效載荷修正。現有研究表明，Haigh模型在修正金屬零部件的高周疲勞特性時具有較高的精度，其表達式為[6]

式中：α——Haigh系數；S6——修正前的平均載荷；Sa1——修正到平均載荷的交變載荷，Sa2——修正前的交變載荷。

目前一些疲勞分析軟件如Femfat已經集成了Haigh模型模塊，采用該軟件對連桿在99%存活幾率下的疲勞安全系數進行分析計算，相應的結果如圖7所示。

如圖7所示，該連桿在標準工況下最小疲勞安全系數值為1.3，位于連桿小頭與桿身連接處，滿足大于1.1的極限要求，因此該連桿能夠滿足發動機在額定工況下的疲勞強度要求[7]。

圖7 疲勞安全系數云圖（標準工況下）Fig.7 Fatigue safety factor nephogram(under standard working condition)

4 增壓可行性分析

近年來隨著渦輪增壓技術的應用，內燃機尤其是柴油機的爆壓已經得到了極大的提升。本文中柴油機在標準額定工況下的爆壓為14 MPa，而一些柴油機在實施渦輪增壓之后爆壓已經超過了20 MPa[8]。由連桿的受力分析可以看出，當爆壓增大之后，連桿所受到的拉伸載荷并不受影響，但是壓縮載荷會產生變化，因此有必要對增壓后的連桿的疲勞安全性能進行分析，為發動機實施增壓的可行性進行評估。采用相同的技術路線對發動機爆壓增壓至20 MPa后連桿的疲勞安全性能進行分析，相應的結果如圖8所示。

圖8 疲勞安全系數云圖（增壓工況下）Fig.8 Fatigue safety factor nephogram(under supercharged working condition)

由圖8可以看出，發動機的爆壓增壓至20 MPa之后，連桿的疲勞安全系數有了明顯的下降，其中桿身的疲勞安全系數下降至不足1，已無法滿足該工況下的疲勞強度的要求。

5 結論

針對某款連桿的疲勞強度要求，采用多種CAD以及CAE軟件對其進行聯合仿真，在此基礎上采用Haigh模型對其高周疲勞安全性能進行分析。研究結果表明，該連桿能夠滿足額定工況下的疲勞強度要求，但是無法滿足增壓后的發動機的疲勞性能要求。