某柴油機連桿運行全過程疲勞分析

孫久洋 張洋洋 王厚權 高坤 陳海瑞 宮繼儒

摘要：為解決某柴油發動機搗缸故障，通過連桿受力、疲勞試驗及有限元仿真分析確定故障原因。分析結果表明：連桿大頭垂直于桿身方向受力主要由連桿自身慣性力引起；疲勞試驗僅能反映連桿最大拉伸載荷及壓縮載荷下的受力情況，不能體現其他時刻連桿受力情況；連桿定位齒形處疲勞安全因數最小，為1.05，確定連桿定位齒形處產生疲勞斷裂，導致發動機出現搗缸故障。對連桿加工工藝進行改進，將齒形定位改為脹斷定位，解決了定位齒形疲勞安全因數較低的問題，未出現發動機搗缸故障。

關鍵詞：連桿；疲勞試驗；疲勞強度分析；疲勞斷裂；有限元仿真

中圖分類號：TK426文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2024）02-0085-05

引用格式：孫久洋，張洋洋，王厚權，等.某柴油機連桿運行全過程疲勞分析［J］.內燃機與動力裝置，2024，41（2）：85-89.

SUN Jiuyang， ZHANG Yangyang， WANG Houquan，et al.Fatigue analysis of the entire process of connecting rod operation for a diesel engine［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2024，41（2）：85-89.

0 引言

發動機連桿將作用在活塞上的力傳遞給曲軸，將活塞往復運動轉化為曲軸旋轉運動，實現活塞與曲軸之間力和運動的傳遞^[1-2]。發動機工作過程中，連桿承受氣體壓力、往復慣性力、旋轉慣性力和裝配預緊力產生的交變載荷，活塞及連桿質量越大，連桿承受的慣性力也越大，當連桿采用齒形定位時，對連桿定位齒形的可靠性要求較高。

目前，連桿疲勞試驗難以判定連桿體和連桿蓋之間定位齒形的可靠性，可通過有限元仿真計算判定不同工況下定位齒形的可靠性，并優化連桿結構設計，提高連桿工作可靠性。近年來，學者們圍繞連桿進行了大量仿真及試驗研究：Silvia 等^[3]仿真分析拉壓狀態下拓撲優化后連桿應力薄弱部位，并與疲勞試驗斷裂位置進行對比，結果表明，仿真薄弱部位與試驗斷裂位置一致，拓撲優化的連桿滿足可靠性要求；Rezvani等^[4]通過模態試驗及仿真分析，對某機型連桿進行屈曲分析，得到臨界屈曲載荷，確定該連桿失效模式為屈曲失效；Chakravarthy等^[5]對不同材料的活塞-連桿-曲軸總成進行柔性化處理并建立多體動力學模型，進行動力學仿真分析和熱負荷分析，實現對不同材料優、劣勢的評估；周友全等^[6]分析了不同表面粗糙度下連桿疲勞強度，發現連桿表面粗糙度幾乎不對疲勞安全系數分布產生影響，但粗糙度較大降低連桿疲勞安全系數；王鵬利等^[7]分析了連桿在最大爆發壓力、螺栓預緊力和軸瓦過盈裝配作用下的動力學性能，并基于動力學分析選取極限工況進行疲勞強度分析，為連桿結構設計和性能改進提供依據；宋研研^[8]分析了連桿處于最大拉伸工況和最大壓縮工況下的疲勞強度，預測了疲勞壽命。由于疲勞失效是連桿的主要失效模式，以上研究主要分析部分極限工況下連桿疲勞強度，但未對連桿運行全過程疲勞強度進行分析。

本文中針對某柴油發動機搗缸故障，通過連桿受力、疲勞試驗、有限元仿真，分析連桿運行全過程疲勞強度，彌補連桿疲勞試驗不足，使連桿在設計階段及時規避相關風險。

1 連桿受力分析

連桿小頭與活塞銷連接，隨活塞組件作往復運動，連桿大頭與曲柄銷配合，隨曲軸作旋轉運動。因此整個連桿體作上下往復運動及左右擺動，是一個復雜的運動。連桿的基本載荷是拉伸和壓縮，最大拉伸載荷及最大壓縮載荷分別位于進氣行程上止點、做功行程上止點附近。

連桿某截面最大拉伸載荷^[9]

F_w=（m′+m″）（1+λ）rω/g，（1）

式中：m′為活塞組合質量，kg；m′′為連桿該截面以上部分對應的質量，kg；λ為連桿比（曲柄半徑與連桿中心距之比）；r為曲柄半徑，mm；ω為曲軸旋轉運動角速度，rad/s；g為重力加速度，m/s²。

燃氣作用在活塞上的壓力

F_g=πD²p_max/4，（2）

式中：D為氣缸直徑，mm；p_max為爆發壓力，MPa。

最大壓縮載荷

F_c=F_g－F_w。（3）

連桿所受的最大拉伸、壓縮載荷均沿桿身方向，但不能表示連桿在一個循環內載荷的變化。分析一個循環內連桿的載荷變化時，連桿受到活塞組件的作用力可簡化為二力桿進行分析，連桿所受活塞組件作用力簡化示意如圖1所示，圖中F₁為活塞產生的慣性力，F_S、F_N分別為F_g和F₁的合力分解為沿桿身作用在連桿上的力、垂直于氣缸方向作用在氣缸上的力。連桿所受慣性力示意如圖2所示，圖中A為連桿小頭中心，B為連桿大頭中心，C為質心，M_cl為變速擺動及角加速度產生的慣性力矩，F_jl為往復加速度產生的慣性力，F_nl為變速擺動的向心加速度產生的慣性力，l_a為連桿小頭中心到連桿大頭中心的距離。

由圖2可知：連桿自身慣性力F_z包括F_jl、F_nl、M_cl。F_nl通過連桿質心C沿桿身方向；F_jl在上止點及下止點時沿桿身方向，其余時刻均通過C平行于氣缸中心線；M_cl不沿桿身方向，在上止點及下止點時為0。

往復加速度產生的慣性力^[10-11]

F_jl=-m₁a，

式中：m₁為連桿質量，kg；a為連桿往復運動的加速度，m/s²。

變速擺動的向心加速度產生的慣性力

F_nl=m_ll_aω²₁，

式中：ω₁為連桿繞小頭旋轉的角速度，rad/s。

變速擺動及角加速度產生的慣性力矩

M_cl=－J_aα_l，

式中：J_a為連桿繞小頭中心的轉動慣量，kg·m²；α_l為連桿繞小頭旋轉運動產生的角加速度，rad/s²。

連桿除受到F_g、F_l、F_z外，連桿徑還對連桿大頭產生反作用力，各種受力相互平衡。以曲軸轉角0°～180°為做功行程為例，一個周期內，連桿各參數，即M_cl對應的連桿變速擺動產生的角加速度α′、連桿大頭垂直于桿身受力F′、連桿大頭沿桿身受力F′′隨曲軸轉角的變化如圖3所示。

由圖3可知：α′與F′變化趨勢基本一致。由于連桿大頭沿桿身受力起主要作用，經以上受力分析可知，垂直于桿身方向受力主要由F_z引起。

2 連桿故障分析及改進

某發動機出現搗缸故障，機體觀察窗被打破，連桿從觀察口飛出，拆機后發現連桿大頭定位齒形被打碎，連桿螺栓斷裂，大頭與連桿體完全分離。

2.1 疲勞試驗

選3件同機型連桿，對連桿大頭和桿身進行疲勞試驗。發動機工作狀態下，根據最高爆發壓力、最大持續運行轉速、往復質量和轉動慣量等計算連桿大頭載荷^[12-14]。

為準確測試連桿大頭的疲勞強度，規定連桿小頭與活塞銷為過盈配合，曲柄銷與連桿大頭為間隙配合；試驗載荷因數為2.0；載荷比k為最大壓縮載荷（為負值）與最大拉伸載荷的比，k＝-3.63；將連桿沿桿身方向最大、最小受力分別乘以放大因數轉換為最大拉伸、壓縮載荷，轉換后最大拉伸載荷為128.47 kN，最大壓縮載荷為-466.50 kN，按正弦波加載相應載荷，循環基數為10⁷次，試驗頻率為30 Hz；根據螺栓緊固要求緊固連桿螺栓；連桿大、小頭均為機油冷卻。

試驗結果均是連桿桿身發生斷裂，連桿大頭未出現故障，與實際故障模式不符。分析原因為疲勞試驗過程中桿身受力相比實際運行狀態更苛刻，但僅模擬了活塞處于做功行程上止點及進氣行程上止點時的連桿大、小頭受力狀態，未體現其他時刻連桿受力狀態，不能真實反映實際連桿運行狀態及定位齒形受力狀態。為彌補連桿疲勞試驗的不足，對連桿運行全過程疲勞強度進行仿真分析。

2.2 連桿疲勞強度仿真分析

2.2.1 疲勞強度計算

連桿運行全過程受力較為復雜，通過試驗很難進行準確模擬，采用Abaqus軟件仿真模擬連桿疲勞試驗，對曲柄銷施加沿桿身方向的拉伸、壓縮載荷，不考慮垂直于桿身方向受力情況，活塞銷約束x、y、z 3個方向的自由度，活塞銷與連桿小頭襯套設置過盈配合，曲柄銷與連桿大頭軸瓦設置間隙配合，曲柄銷僅約束x方向的自由度，曲柄銷質心施加沿桿身即z方向的最大壓縮載荷和最大拉伸載荷，螺栓施加最大預緊力。疲勞試驗載荷及約束施加方式如圖4所示，模擬疲勞試驗連桿安全因數云圖如圖5所示。

由圖5可知：疲勞試驗中連桿桿身處安全因數最小，為1.04；定位齒形安全因數較大，為1.56，與疲勞試驗桿身發生斷裂的情況一致，驗證疲勞強度仿真方法的可行性。

2.2.2 運行狀態仿真

將連桿動力學狀態轉換為靜力學，對連桿進行靜強度分析，評估連桿極限裝配條件下即最大螺栓預緊力與最大軸瓦過盈狀態對應的應力云圖，極限裝配條件下連桿應力分布云圖如圖6所示。

由圖6可知：除連桿蓋螺栓承壓面內孔附近齒形外，其他區域均未超過材料屈服強度850 MPa。對于該處齒形，需結合疲勞強度進行評價。

在極限裝配條件下，采用Abaqus仿真模擬實際連桿運行狀態，并進行分析計算^[15-17]。連桿運行過程中受到時變的油膜載荷和慣性載荷，油膜載荷和慣性載荷相互平衡，將連桿大頭及小頭所受的油膜壓力直接映射到有限元網格模型上，模擬連桿大頭、小頭實際所受油膜載荷；采用Abaqus體載荷命令模擬施加的慣性載荷，根據直線加速度、旋轉加速度和轉速3種方式定義體載荷，可精確模擬慣性力分布；疲勞強度評價工況為最大螺栓預緊力、最大軸瓦過盈下實際運行狀態；連桿實際運行過程中狀態自由，為了便于收斂，僅在連桿頂部和底部約束小部分節點；為模擬油膜載荷、慣性載荷時變性，曲軸轉角每10°分析一次，使用Femfat軟件計算全部動載荷應力分布下，仿真模擬連桿疲勞安全因數云圖如圖7所示。

由圖7可知：采用Abaqus仿真模擬實際連桿運行狀態，最小疲勞安全因數在齒形處，為1.05，小于最小疲勞安全因數為1.10的要求；桿身安全因數較大，為1.86。結合故障現象分析，由于齒形部位疲勞安全因數較小，引起齒形部位疲勞斷裂，導致發動機搗缸故障。

2.3 改進措施

不同的脹斷機承受的連桿質量不同，該機型連桿質量為62 kg，在脹斷工藝可控質量范圍內，將連桿體及連桿蓋結合面由齒形定位改為脹斷斷面定位，將改進后的連桿裝配3臺發動機上進行市場驗證，穩定進行5 000 h后，發動機均未再出現搗缸故障，市場運行結果表明，采用該方案有效解決了定位齒形疲勞斷裂問題。

3 結論

1）連桿疲勞試驗能反應最大拉伸載荷、壓縮載荷2個極限工況的工作狀態，無法反應其他時刻連桿實際受力，無法模擬垂直桿身受力，不能考核定位齒形的疲勞強度，因此，連桿大頭齒形受力狀態與實際受力狀態有差異。

2）采用有限元仿真方法對疲勞試驗受力狀態進行分析，疲勞強度最小位置為桿身處，其疲勞安全因數為1.04，與疲勞試驗桿身斷裂結果一致；采用Abaqus仿真分析連桿實際運行過程的疲勞強度，連桿蓋螺栓承壓面內孔附近齒形不滿足最小疲勞安全因數為1.10的限值要求，最小安全因數在連桿齒形處，為1.05，低于限值規定，與實際故障發生位置一致。

3）仿真分析可以模擬連桿實際運行狀態，彌補連桿疲勞試驗的不足，在設計階段規避相關風險。

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Fatigue analysis of the entire process of connecting rod operation for

a diesel engine

SUN Jiuyang， ZHANG Yangyang， WANG Houquan， GAO Kun， CHEN Hairui， GONG Jiru

Weichai Power Co.，Ltd.，Weifang 261061，China

Abstract：In order to solve the cylinder tampering fault of a certain diesel engine， the reason is determined?through connecting rod force analysis， fatigue tests， and finite element simulation analysis. The analysis results show that the force on the connecting rod head perpendicular to the rod direction is mainly caused by the inertia force of the connecting rod itself. The fatigue test can only reflect the force situation of the connecting rod under the maximum tensile load and compressive load， and can not reflect the force situation of the connecting rod at other times. The fatigue safety factor at the tooth profile of the connecting rod positioning is the smallest， which is 1.05. It is determined that fatigue fracture occurs at the tooth profile of the connecting rod positioning， leading to cylinder tampering failure in the engine. The machining process of the connecting rod is improved by changing the tooth shape positioning to the expansion and fracture positioning， which solve the problem of low fatigue safety factor of the positioning tooth shape and does not result in engine cylinder tampering failure.

Keywords：connecting rod; fatigue test; fatigue strength analysis; fatigue fracture; finite element simulation

（責任編輯：胡曉燕）