發動機連桿疲勞強度試驗及壽命預測方法研究

景國璽，王延榮，張儒華，王根全，刁占英，王小慧，李 鵬，賈曉亮

（1.中國北方發動機研究所，山西 大 同 037036；2.裝甲兵駐616廠軍事代表室，山西 大 同 037036）

連桿是發動機動力傳遞中的重要零部件之一，運行過程中易發生疲勞失效問題［1］。目前，基于數值方法預測疲勞壽命可有效提高發動機零部件設計的成功率［2－4］。但是，受加工工藝和表面處理工藝等因素的影響，通過部件疲勞試驗來綜合評估連桿疲勞強度仍然是產品批量生產前最可靠的驗證手段。

本研究以某柴油機連桿為研究對象，結合有限元仿真、應力測試工作，確定了該連桿部件疲勞試驗方案。結合疲勞試驗結果及相關理論，建立了疲勞壽命理論預測模型，并對連桿疲勞壽命進行了預測與評估。

1 連桿疲勞試驗方法

1.1 試驗設備與試驗規范

連桿疲勞試驗在四通道液壓伺服疲勞試驗機上進行，液壓伺服疲勞試驗機采用液壓方式加載，為避免設備發生較大的振動響應而影響試驗準確度，試驗中所采用的加載頻率一般不超過30Hz［1，5］，本試驗中加載頻率為20Hz，試驗在拉—壓載荷的作用下進行，采用正弦波標準波形進行連桿機械強度耐久性考核。

目前，連桿疲勞試驗規范一般執行行業標準或企業標準，常見加載方式主要有恒定負荷比法和恒定最大壓力法［1］。本試驗采用恒定負荷比法，即在試驗加載時保持負荷比不變，用名義負荷中的最大壓力和最大拉力乘以一個安全系數來確定試驗載荷。采用升降法測定連桿的疲勞強度，循環基數為1 000萬次，試驗名義最大壓縮力為－177.3kN，最大拉伸力為32kN，試驗中保持循環載荷應力比恒定不變。

1.2 疲勞試驗流程與方案確定

通過試驗所得整個連桿的安全系數取決于連桿不同部位失效時的最低疲勞強度，而試驗中連桿承受的拉壓載荷與發動機實際工況不同，受試驗安裝方式影響較大。因此，連桿疲勞試驗時常分為3個區域進行疲勞強度考核，分別為連桿小頭、連桿大頭和連桿桿身區域。

通常在連桿疲勞試驗前需要確定連桿強度最薄弱部位，以確定試驗夾具安裝方式和具體試驗方案。采用試驗方法確定薄弱位置時，需要在不同試驗條件下針對小頭、大頭和桿身進行疲勞強度考核，按照標準至少需9個樣件，試驗成本較高。本研究采用有限元分析方法來確定連桿最危險區域，通過建立連桿有限元分析模型，在正常軸承間隙下施加拉壓載荷，得到了連桿在拉壓載荷下的受力狀態，進而求得平均應力和應力幅（見圖1）；然后通過傳統安全系數計算方法可知該連桿桿身區域為最危險部位，因此連桿疲勞試驗方案針對桿身進行，連桿大小頭均采用過盈裝配方式。

為驗證疲勞試驗系統響應特性，在連桿正常大小頭裝配間隙下進行了電測試驗。電測試驗在疲勞試驗臺上進行，測點布置及各測點在不同激勵下的應力響應情況見圖2，圖中靠近大頭端的測點3、測點6、測點9和測點12在拉壓載荷單獨作用情況下呈現線性關系，而桿身其他測點在整個加載力范圍內應力值與加載力之間呈線性關系，試驗系統響應特性滿足試驗要求。另外，通過電測數據可與有限元仿真結果之間進行相互校核，圖3示出有限元預測結果和實測應力值對比情況，除測點4在壓工況存在較大差異外，其他測點仿真結果與實測結果接近。

疲勞試驗中載荷通過模擬銷施加，試驗安裝見圖4。連桿大頭軸瓦浸入機油中，連桿小頭采用供油冷卻，以達到冷卻潤滑目的并降低連接處工作溫度，防止發生黏著磨損而失效。

2 試驗結果分析

表1示出疲勞試驗結果。試驗共采用18個樣件，其中，有6個樣件通過1 000萬次試驗，有5個樣件在桿身標志字跡W處斷裂，有6個在靠近小頭桿身處斷裂，4號連桿試驗過程中發生偏磨導致靠近小頭過渡處桿身部位斷裂，因此該樣件結果無效。失效故障模式見圖5b。基于升降法原理和統計學方法計算得連桿最小安全系數約為1.71。

表1 疲勞試驗結果

通過對上述11個失效樣件進行斷口宏觀和微觀形貌分析可知，在同一部位斷裂的連桿其斷口形貌近似，為典型的疲勞斷口，存在明顯的裂紋源、裂紋擴展區和瞬斷區。桿身標志字W處斷口宏觀形貌見圖5b，箭頭所指為裂紋源處，電鏡下觀察發現斷口裂源處有明顯的疲勞條痕，未發現夾雜及熱處理缺陷。靠近小頭裂紋源見圖5c，通過觀察發現裂紋源位置存在明顯夾雜缺陷。

結合圖1有限元仿真分析結果可知，上述裂紋源處并非桿身安全系數最小部位，同時，由于W標志處裂紋源處無明顯夾雜缺陷，結合后文殘余應力測量發現，其失效與W字處殘余應力的大小密切相關。而導致桿身另一部位疲勞失效的原因除了與斷口組織出現夾雜缺陷有關外，還與試驗中由于夾具安裝不對中產生的附加彎矩有關，尤其當載荷系數增大時附加彎矩也隨之增大，其影響變得更加突出。

為研究連桿表面噴丸工藝對疲勞壽命的影響，試驗前采用X射線殘余應力分析儀對其中的11個樣件進行了殘余應力測量，共布置7個測點，前6個測點編號與前文電測測點的位置相同，第7個測點位于W標志字處。通過圖6測量結果可知，前6個測點處殘余應力分布在－754～－378MPa之間，平均值為－525MPa，殘余應力較高，而 W處殘余應力分布在－518～－109MPa之間，平均值為－206MPa，殘余應力較低且分散性較大。

結合表1及殘余應力測量試驗結果可知，W標志字處由于噴丸不充分使局部殘余應力較低、應力梯度大，是導致該批次連桿在W處疲勞失效的主要原因。

3 連桿疲勞壽命預測

3.1 基本理論

通過有限元計算或電測試驗獲得了連桿表面局部的應力狀態，考慮平均應力、加工工藝、尺寸效應和表面粗糙度等因素對材料S－N 曲線的影響，然后基于MINER線性損傷累積原則和圖7所示修正后的S－N曲線可預測連桿疲勞壽命。為預測構件應力幅水平低于疲勞極限時的疲勞壽命，采用修正MINER法則。各種因素對材料S－N曲線的修正可歸結為對S－N 曲線起決定性的3個參數的影響函數，即材料疲勞極限、疲勞循環次數和曲線斜率的影響函數，這些影響函數可通過由大量試驗獲得的經驗公式來描述［6］。

修正后構件局部點的疲勞極限：

式中：σ－1為材料對稱交變疲勞極限；f1為平均應力影響系數；f2為應力梯度影響系數；f3為表面粗糙度和鍛造度綜合影響系數；f4為表面工藝影響系數；f5為尺寸效應影響系數。

修正后構件局部點S－N曲線的斜率：

式中：k為材料S－N 曲線斜率；A和B為與材料有關的參數；f6為應力梯度對斜率的影響系數；f7為平均應力對斜率的影響系數。

修正后構件局部點S－N曲線的疲勞循環次數：

式中：N為材料S－N曲線疲勞循環次數；C為熱機影響系數；f8為平均應力對疲勞循環次數的影響系數。

材料S－N曲線一般為對稱循環下的S－N曲線，本研究采用如圖8所示Haigh圖對非對稱循環載荷進行平均應力修正，Haigh圖由對稱循環和脈動循環疲勞極限及材料力學性能參數確定。由于連桿承受高周循環載荷，試驗過程中未發生較大塑性變形，通過測量發現該連桿表面殘余應力在疲勞試驗前后數值接近，因此，預測模型中將殘余應力按照平均應力效應來處理。

3.2 預測結果

疲勞試驗中桿身W字處為該連桿最薄弱部位，且失效與該處殘余應力密切相關，因此，連桿壽命預測針對W部位進行。該連桿材料為42CrMoA，材料拉伸極限為1 100MPa，屈服極限為900MPa，對稱疲勞極限為432.9MPa，脈沖疲勞極限為337MPa，S－N 曲線斜率為12，表面粗糙度和鍛造度綜合影響系數取為0.6，平均應力、應力幅及殘余應力均采用實測值。

圖9示出連桿W點在不同載荷系數和殘余應力作用下的應力極限圖。從圖中可以看出在不同殘余應力和載荷下W字處的應力狀態。數值預測所得W處疲勞安全系數及壽命見表2。從表2可以看出，除8號連桿外，在桿身W處失效的連桿其殘余應力無論與試驗壽命還是與理論預測壽命之間均呈現一定的對應關系，壽命預測值與實測值在數值和變化趨勢上基本一致，疲勞安全系數預測值與連桿疲勞試驗通過性一致。

表2 W點疲勞壽命預測與試驗結果對比

4 結論

a）通過有限元分析結果可判定連桿最薄弱位置，進而確定連桿疲勞試驗方案；電測試驗可有效評估疲勞試驗系統的線性響應特性，同時與仿真模擬值相互校核；

b）疲勞試驗結果表明，該連桿疲勞失效形式極具規律性，斷裂位置主要位于桿身某標志字處和靠近小頭桿身部位，其中標志字處失效與局部殘余應力大小和分布密切相關，可見，通過部件疲勞試驗可有效評估連桿設計水平和加工工藝水平；

c）建立了連桿疲勞壽命預測模型，將殘余應力作平均應力處理，基于Haigh圖考慮平均應力對S－N曲線的影響，預測得到了在不同載荷系數和殘余應力下連桿W標志處疲勞壽命和疲勞安全系數，預測結果與試驗值在趨勢上一致，因此，后續可利用該模型來指導疲勞試驗和連桿強度設計工作。

［1］ 潘瓊瑤，陳 凱.車用發動機連桿強度分析與結構改進［J］.車用發動機，2008（6）：40－45.

［2］ Haroldo Chacon.Structural and Fatigue Numerical A－nalysis for Connecting Rods［C］.SAE Paper 2006－01－2515.

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