2866 基于ANSYS对柴油机连杆受拉工况有限元分析
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车 用发动机连杆有限元分析及结构设计收稿日期 :2010-03-18;修订日期 :2010-08-25作者简介 :冯垣洁( 1986-),女,山西长治人,中北大学在读研究生,研究方向:机械设计及理论,内燃机噪声与振动控制, E-mail: fengyuanjie0312163.com。冯垣洁,樊文欣(中北大学 机械工程与自动化学院,太原 030051)摘 要 :以某型车用发动机连杆为研究对象,采用有限元法作为主要研究手段,选用 UG 和 ANSYS 软件作为实体建模和有限元分析的工具,对连杆进行强度分析,确定其在危险工况下的应力分布,找出薄弱环节,为连杆的设计提供理论依据 。关键词 :连杆;强度分析;有限元法;设计中图分类号 :TH112 文献标识码 :A 文章编号 :1008-8725( 2010) 12-0026-03FE Analysis and Structural Design forVehicular Engine Connecting RodFENG Yuan-jie, FAN Wen-xin( Mechanical Engineering and Automation College, North University of China, Taiyuan 030051, China)Abstract:A vehicular engine connecting rod was selected as research object in this paper, usingthe finite element method as major study tool and choosing the UG and ANSYS software forsolid modeling and finite element analysising. Through strength analysis of the connecting rod,determine its stress distribution in dangerous operating conditions, identify weak links, in orderto provide a theoretical basis for the design of connecting rod.Key words:connecting rod; strength analysis; finite element method; design0 引言连杆作为车用发动机的主要零件,在工作过程中承受着急剧变化的动载荷 ,若其强度和刚度不够,就会影响到发动机的正常工作,甚至发生严重的事故,因此对其强度提出了很高的要求 。以往的连杆设计是靠经验及参考资料 ,没有合理的设计依据,而有限元法作为一种有效的分析方法,在连杆设计中第 29 卷第 12 期2010 年 12 期煤 炭 技 术Coal TechnologyVol.29,No.12December,2010图 3 经验模式分解结果图 图 4 HHT 能量谱基本对应 。因此,能够确定齿轮箱故障为中间轴保持架与轴承内圈的复合故障 。3 结束语对信号进行 Hilbert -Huang 变换 所 得 到 的Hilbert 能量谱能够准确地描述振动信号各频率成分的能量值 ,基于 HHT 能量谱分析结合对齿轮箱零件特征频率的理论计算进行故障模式分类 。文中实验结果表明 ,基于 HHT 的故障诊断方法可以有效诊断齿轮箱的复合故障 。参考文献:1 李辉,郑海起,唐力伟 .应用 Hilbert- Huang 变换的齿轮磨损故障诊断研究 J.振动 、测试与诊断 ,2005,25(3):25.2 沈仁发 ,祁彦洁 ,康海英 ,等 .基于阶次小波包与粗糙集的轴承复合故障诊断 J.轴承, 2009, (9):53- 56.3 曾海平 .基于经验模态分解法的滚动轴承故障诊断系统研究 D.浙江:浙江大学, 2005.(责任编辑 王秀丽)!已 得到广泛的应用1。首先采用 UG软件对某四缸发动机的连杆进行实体建模,然后采用 ANSYS 软件对连杆进行有限元分析,根据分析结果,从应力云图来获取在危险工况下连杆应力的分布情况,从而为连杆结构设计提供合理的依据 。1 连杆有限元模型建立1.1 建模方案的确定传统的方法一般采用连续体模型对连杆进行分析,这种方法具有明显的缺陷,因为这样必然将连杆的所有组件认为是紧密融合在一起的,而连杆是由各个分离的组件组装而成的,包括连杆体 、衬套 、轴瓦 、连杆盖及连杆螺栓等 。各部件之间存在许多配合面,接触状态非常复杂,对连杆的强度分析有很大影响,如果不考虑这些因素,计算结果会跟实际情况有相当大的差距,近乎于错误 。考虑到这些因素,根据连杆体和连杆盖之间的接触方式,将二者用接触单元连为一个整体 。而衬套 、轴瓦 、螺栓对连杆的作用将以连接预紧力的形式作用于连杆体及连杆盖上 。1.2 模型的建立采用 UG软件来完成建模,建好的模型以 mod-el 格式导入 ansys 软件 。图 1 为连杆的三维视图 。基于连杆在几何形状上的对称性,采用 1/2 连杆模型进行分析,可以节省大量计算机内存,把这些内存用于划分网格中,可以节省计算时间 。如图 2 为连杆 1/2 模型 。2 连杆有限元分析2.1 计算工况的选择发动机工作的过程中,连杆小端随活塞作往复直线运动,大端随曲轴作旋转运动,而连杆体本身为平动 。通过分析可以得出,连杆的最大载荷出现在进气冲程的上止点附近 ,此时产生最大拉应力,膨胀冲程的上止点附近此时产生最大压应力,因此选择这两个位置进行应力分析2。工况 1:连杆受活塞组的惯性力作用 、连杆自身的摆动惯性力 、连杆小头衬套和大头轴瓦的径向装配应力和连杆大头所承受的螺栓预紧力;工况 2:连杆载荷包括活塞组的惯性力 、连杆自身的摆动惯性力 、小头上承受的燃气压力 、连杆小头衬套和大头轴瓦的径向装配应力和连杆大头所承受的螺栓预紧力 。2.2 网格的划分该连杆材料为中碳钢 ,密度为 7 850 kg/m3,杨氏模量为 210 GPa,泊松比为 0.3。由于连杆形状复杂且不规则,因此采用高阶四面体单元 Solid 92,进行自由网格划分,共有 159 669 个单元, 247 821 个节点,图 3 为 1/2 连杆网格划分图 。2.3 边界条件及载荷处理2.3.1 位移边界条件因所选模型为 1/2 连杆,故在连杆的对称面上施加对称约束,约束连杆在 Z 方向平移和在 X, Y方向的转动,并选取 2 个节点约束住 X, Y 方向的平移和 Z 方向的转动 。工况 1 时,在连杆大头内孔下部的 120施加 Y 向约束;工况 2 时,在连杆大头内孔上部的 120施加 Y 向约束3。2.3.2 连杆载荷处理( 1)螺栓预紧力:螺栓作为承载体系的一部分,作用是拉紧大端和大端盖,其预紧力可采用以下公式计算: M=0.2P0dM10-2式中 M螺栓拧紧力矩;P0螺栓预紧力;dM螺栓直径 。计算得螺栓预紧力约为 3 758.6 N。( 2)连杆小头孔的载荷沿轴线方向按二次抛物线分布,沿孔圆周方向在 120范围内按余弦规律分布,而连杆大头孔与曲柄销接触角为 120,载荷同样按余弦规律分布4。假设所受载荷曲线方程为p=ax2+bx+c而轴向受力长度为 2l,当 x=0 时, p=pmax,故 c=pmax。而当 x=-l,l 时, p=0,这样可以得出a=-pmax/l2, b=0。则作用在轴颈上的总载荷为:PC=4l0乙600乙pxcos 3/乙 乙2 Rddx=83l0乙pxdx得出 px=83pmaxRl0乙1-x2l2乙 乙dx=169pmaxRl由此可得 pmax=9PC16RL, px=9PC16RL1-x2l2乙 乙图 1 连杆三维实体模型 图 2 1/2 连杆模型图 3 1/2 连杆网格划分冯垣洁,等:车用发动机连杆有限元分析及结构设计第 12 期 27煤 炭 技 术 第 29 卷28图 4 最大拉伸情况下有限元模型图 5 最大压缩情况下有限元模型则沿轴颈圆周方向有 px,=pxcos 3/ 2其中, x=0l, =- 6060( 3)连杆小头与衬套,大头与轴瓦之间,由于过盈装配存在预紧力,通过计算可得出连杆小头预紧力约为 211.52N,连杆大头预紧力约为 70.25N。2.3.3 计算结果与分析使用 ANSYS 软件,定义材料属性,并施加必要的位移边界条件和力边界条件,进行求解后,可以得出连杆在最大受拉和最大受压两种工况下的应力云图,如图 4 和图 5 所示 。从应力云图可以看出,连杆在最大受拉工况下的最大应力在连杆大头顶部,以及连杆大头和连杆盖用螺栓连接处,还有连杆小头底部油孔处 ,而在最大受压工况下最大应力发生在连杆小头孔下部的油孔处,同时连杆大小头和杆身过渡处应力也相对集中 。3 连杆设计的改进方案基于连杆在两种受力工况下的应力集中情况,可以得出连杆在工作过程中主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷,在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度,不能简单依靠加大结构尺寸5,因为连杆重量的增加势必导致惯性力增加,下面对连杆的设计提出几点建议 。( 1)连杆材料的选择要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度,一般可选中碳钢 、中碳合金钢 、球墨铸铁 、铸铝合金等5。( 2)连杆杆身应具有足够的断面积,因为连杆在高速摆动时的横向惯性力会使连杆弯曲变形 。一般高速内燃机的连杆杆身断面是工字形的,考虑惯性力依不同连杆截面的变化,从小头到大头截面逐渐加大 。( 3) 连杆大头盖的内径和宽度与连杆大头一致 。连杆大头盖主要考虑的是刚度问题,对于四冲程发动机,其承受惯性载荷,因此可以在连杆盖上设置加强筋,有单筋和双筋两类 。( 4)连杆螺栓在设计时应首先满足具有足够的抗拉强度,在预紧力和工作载荷下不产生塑性变形,而且要有足够的耐疲劳载荷能力,没有应力集中,因此可采用细牙螺纹,螺栓刚度要小于被联接件的刚度 。4 结论( 1)在连杆的最大受拉工况下,连杆大头与连杆盖的螺栓连接处应力较为集中,在连杆的最大受拉和受压两种工况下,连杆小头都是应力集中的主要位置,在最大受压工况下,连杆大小头与杆身的连接处应力集中 。( 2) 针对这些情况对连杆的设计提出一些建议,从连杆材料及设计特点出发,旨在增强连杆的刚度和强度 。( 3)在今后的连杆结构改进或设计中,应有意识的考虑连杆的应力集中情况 ,尽量使应力减小,延长其使用寿命及增强其工作效率,如采用增大连杆大小头和杆身的连接处的过渡圆角等措施 。参考文献:1 叶年业,申立中,毕玉华,等 . 490QBZL柴油机连杆强度与刚度分析 J.内燃机与动力装置 .2007, 99( 3): 1- 4.2 张铎泽,侯发玲 .195 柴油机连杆有限元分析 J.内燃机与动力装置, 2007, 99( 3): 9- 11.3 江敏 .B3E 汽油机连杆的有限元分析 D.大连:大连理工大学,2003.4 潘琼瑶,陈凯 .车用发动机连杆强度分析与结构改进 J.车用发动机 .2008, 176: 140- 142.5 袁兆成 .内燃机设计 M.北京:机械工业出版社, 2008.(责任编辑 王秀丽)
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