某機(jī)型連桿疲勞試驗(yàn)與仿真分析的聯(lián)合預(yù)測

胡蓉蓉 李春玲 李繼德 陳學(xué)賓 金天柱 季開宇

(上汽集團(tuán)商用車技術(shù)中心，上海 200438)

0 前言

連桿是發(fā)動機(jī)動力傳遞中的核心零件，主要作用是將活塞的直線運(yùn)動轉(zhuǎn)變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，同時(shí)將作用在活塞上的氣體壓力傳給曲軸以輸出扭矩做功。連桿在工作過程中要承受裝配載荷(包括軸瓦過盈及螺栓預(yù)緊力)和交變工作載荷(包括氣體爆發(fā)壓力及慣性力)的共同作用，工作條件比較苛刻。因此在設(shè)計(jì)連桿時(shí)，不僅要保證連桿足夠的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度外，還必須考慮連桿的疲勞強(qiáng)度。如果連桿的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、連桿蓋及桿身的斷裂，甚至造成整臺發(fā)動機(jī)報(bào)廢的嚴(yán)重事故。如果連桿的剛度不足，桿身容易發(fā)生彎曲，造成活塞與氣缸的偏磨或者連桿大內(nèi)孔失圓，降低連桿軸承的潤滑效果［1］。同時(shí)還要考慮到連桿承受交變載荷，處于疲勞應(yīng)力狀態(tài)［2］。這就要求在連桿大量生產(chǎn)之前，需要做足夠的試驗(yàn)及仿真計(jì)算進(jìn)行驗(yàn)證，確保連桿同時(shí)保證結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、剛度及疲勞強(qiáng)度的可靠性。

本研究對新設(shè)計(jì)的連桿不僅進(jìn)行了疲勞試驗(yàn)，而且使用仿真軟件按照疲勞試驗(yàn)的邊界條件，對連桿的疲勞試驗(yàn)也進(jìn)行了仿真分析計(jì)算，并將試驗(yàn)結(jié)果與仿真分析計(jì)算結(jié)果對比，從試驗(yàn)與模擬計(jì)算2個(gè)角度評估了新產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)可靠性，隨后考慮連桿在真實(shí)運(yùn)行工況下的受載情況，對連桿進(jìn)行了詳細(xì)的模擬計(jì)算，比較全面地評估了新產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度以及結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性。

1 連桿疲勞試驗(yàn)

1．1 疲勞試驗(yàn)方法

取連桿試樣34根，按照國標(biāo)《GB/T 3075—2008金屬材料疲勞試驗(yàn)軸向力控制方法》中的規(guī)定，采用升降法進(jìn)行試驗(yàn)，利用疲勞試驗(yàn)機(jī)，分別對試樣施加載荷，試驗(yàn)現(xiàn)場照片如圖1。

圖1 試驗(yàn)現(xiàn)場圖

通過理論計(jì)算獲得連桿在實(shí)際工作中受到的最大慣性力及爆發(fā)壓力，再基于對安全系數(shù)的要求，按比例放大載荷，得到連桿試驗(yàn)的初始輸入試驗(yàn)數(shù)據(jù)。

疲勞試驗(yàn)加載條件為:加載波形為正弦波，步長為1.5 kN，循環(huán)基數(shù)107次，應(yīng)力比R為－3．96。

試樣的失效準(zhǔn)則為:連桿的工字筋處發(fā)熱、燒黃則判定為試樣失效。

1．2 疲勞試驗(yàn)結(jié)果

疲勞試驗(yàn)的結(jié)果如表1，其中○表示連桿未失效，試驗(yàn)通過次循環(huán)，X表示連桿失效，未通過疲勞試驗(yàn)。完成25個(gè)試樣試驗(yàn)后，經(jīng)計(jì)算，子樣已足夠，升降法試驗(yàn)不再繼續(xù)。試驗(yàn)結(jié)束后，樣件的狀態(tài)如圖2。

圖2 試驗(yàn)后樣件的狀態(tài)

經(jīng)過數(shù)據(jù)處理后，計(jì)算可得，存活率為50%時(shí)，在100個(gè)連桿樣件中，交變載荷的幅值等于109．55 kN，連桿將有一半會發(fā)生疲勞破壞。

2 仿真模擬試驗(yàn)

為了利用仿真技術(shù)反驗(yàn)證疲勞試驗(yàn)的準(zhǔn)確性，研究中特此根據(jù)疲勞試驗(yàn)的試驗(yàn)規(guī)范，約束邊界及載荷加載方式對連桿的疲勞試驗(yàn)進(jìn)行了仿真計(jì)算。

2．1 約束邊界及載荷輸入

根據(jù)疲勞試驗(yàn)中夾具對試樣的約束情況，將連桿大頭軸瓦內(nèi)徑全約束，模擬連桿受壓載荷時(shí)，選取連桿小頭內(nèi)孔下底面120°范圍加載。模擬連桿受拉載荷時(shí)，選取連桿小頭內(nèi)孔上頂面120°范圍加載。加載載荷來自于試驗(yàn)計(jì)算結(jié)果。通過如下式推導(dǎo):

其中，R為應(yīng)力比－3．96;Fm為連桿疲勞的平均載荷幅值;FA為連桿疲勞的交變載荷幅值109．55 kN;Fmin為連桿疲勞的最小壓力;Fmax為連桿疲勞的最大拉力。

由以上公式可以推導(dǎo)出，在50%的通過率下，F(xiàn)min為 －174．93 kN，F(xiàn)max為44．17 kN。將連桿疲勞的拉、壓載荷分別代入連桿有限元模型中計(jì)算強(qiáng)度，并將有限元計(jì)算結(jié)果輸出到疲勞分析軟件Femfat中，計(jì)算連桿的疲勞安全系數(shù)。

2．2 試驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果對比

在疲勞計(jì)算軟件Femfat中，考慮零部件存活率、材料的強(qiáng)化工藝及表面粗糙度等因素對連桿疲勞安全系數(shù)的影響，計(jì)算得到連桿桿身的最小安全系數(shù)為0.97，如圖3。可以看出，連桿桿身安全系數(shù)在1．0左右的比較危險(xiǎn)的區(qū)域與疲勞耐久試驗(yàn)樣件失效的區(qū)域(圖4)基本一致。

圖3 模擬疲勞試驗(yàn)的安全系數(shù)分布云圖

3 連桿在實(shí)際運(yùn)行工況中的仿真計(jì)算

上汽商用車技術(shù)中心設(shè)計(jì)的1款連桿匹配發(fā)動機(jī)的主要規(guī)格參數(shù)如表2。

3．1 強(qiáng)度分析計(jì)算

通過以上發(fā)動機(jī)相關(guān)參數(shù)，計(jì)算出連桿在真實(shí)運(yùn)行工況中，承受的最大爆壓及最大慣性力載荷，利用Abaqus軟件建立包含軸瓦，襯套，螺栓、連桿桿身及連桿蓋在內(nèi)的有限元模型［3］，根據(jù)連桿組件在運(yùn)行中的真實(shí)配合情況，建立相應(yīng)約束邊界及加載載荷等，分別計(jì)算得到連桿在裝配工況、最大爆壓工況及最大慣性力工況下的應(yīng)力分布云圖(圖5～圖7)。

表1 疲勞試驗(yàn)結(jié)果

圖4 疲勞試驗(yàn)失效樣件

表2 某型號發(fā)動機(jī)主要技術(shù)規(guī)格

可以看出連桿在裝配工況，最大爆壓工況及最大慣性力工況下，所受的載荷均小于材料的屈服強(qiáng)度極限560 MPa，滿足零部件的設(shè)計(jì)要求。

3．2 疲勞分析計(jì)算

實(shí)際中，結(jié)構(gòu)失效的原因往往并不是其結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度不足，而是由材料的疲勞引起的。所謂疲勞，是指構(gòu)件中的某點(diǎn)或者某些點(diǎn)承受交變應(yīng)力，經(jīng)過足夠長的時(shí)間或次數(shù)累積作用之后，材料形成裂紋或完全斷裂這樣一個(gè)發(fā)展和變化的過程［1］。使用專門用于分析疲勞的軟件Femfat，對連桿疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了評估，結(jié)果如圖8，可以看出最小的連桿安全系數(shù)為1．48，考慮到安全余量及實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，滿足最小安全系數(shù)大于1．25的要求。

圖5 裝配工況連桿應(yīng)力分布

圖6 最大爆壓工況連桿應(yīng)力分布

圖7 最大慣性力工況連桿應(yīng)力分布

圖8 連桿疲勞安全系數(shù)分布云圖

3．3 穩(wěn)定性校核

連桿作為典型的桿件結(jié)構(gòu)，必須要考慮壓桿穩(wěn)定性，即剛度是否滿足設(shè)計(jì)要求。這是因?yàn)槌惺軌毫ψ饔玫臈U件，當(dāng)壓力逐漸增大至某一限值F1時(shí)，會突然變彎的現(xiàn)象，稱為失穩(wěn)或屈曲失效。此時(shí)，F(xiàn)1可能遠(yuǎn)小于屈服強(qiáng)度載荷Fs(或抗壓強(qiáng)度載荷Fb)。由于桿件失穩(wěn)后將喪失繼續(xù)承受原設(shè)計(jì)載荷的能力，其后果往往很嚴(yán)重。因此在設(shè)計(jì)受壓桿件時(shí)，必須保證其有足夠的穩(wěn)定性。所謂的穩(wěn)定性是指桿件保持原有直線平衡形式的能力［1］。

為了評估連桿的穩(wěn)定性，利用歐拉公式及連桿的柔度公式，將連桿的相關(guān)參數(shù)代入到歐拉公式，得到臨界應(yīng)力總圖如圖9。

圖9 連桿的臨界應(yīng)力總圖

壓桿的臨界應(yīng)力σcr與壓桿所實(shí)際承受的軸向應(yīng)力σ之比，為壓桿的工作安全系數(shù)n，它應(yīng)該不小于規(guī)定的穩(wěn)定安全系數(shù)nst。因此壓桿的穩(wěn)定性條件為［1］:

一般而言，對于鍛造材料的連桿，要求nst≥1．5，由臨界應(yīng)力總圖可以得出連桿在曲軸軸心方向和垂直于曲軸軸心方向的工作安全系數(shù)n=1．6，均大于1．5，即滿足連桿的穩(wěn)定性要求。

4 結(jié)論

首先介紹了對新設(shè)計(jì)的連桿進(jìn)行疲勞試驗(yàn)的規(guī)則及方法，通過建立有限元模型，對該疲勞試驗(yàn)進(jìn)行了仿真分析，并對連桿在實(shí)際工作狀態(tài)下所受的強(qiáng)度，疲勞強(qiáng)度也進(jìn)行了仿真模擬，最后對連桿本身的穩(wěn)定性進(jìn)行了理論校核。可以得出以下結(jié)論:

(1)通過對連桿的疲勞試驗(yàn)與對疲勞試驗(yàn)的仿真模擬，可知2種方法得到的連桿的疲勞危險(xiǎn)區(qū)域基本一致，互相驗(yàn)證了試驗(yàn)與仿真的準(zhǔn)確性，及新設(shè)計(jì)產(chǎn)品的可靠性。

(2)對連桿在匹配機(jī)型真實(shí)的運(yùn)行工況中進(jìn)行模擬分析，確認(rèn)了在裝配工況下、最大爆壓工況、最大慣性力工況下，連桿的強(qiáng)度與疲勞安全系數(shù)均滿足設(shè)計(jì)要求。

(3)對連桿在匹配機(jī)型真實(shí)運(yùn)行工況下通過理論推導(dǎo)，證明連桿滿足穩(wěn)定性要求。

同時(shí)，通過本文的研究，證明了有限元分析方法的分析結(jié)果足夠可靠，在新產(chǎn)品設(shè)計(jì)、開發(fā)領(lǐng)域具有很大的參考價(jià)值，該分析方法可以縮短研發(fā)時(shí)間，節(jié)省成本費(fèi)用，是節(jié)約生產(chǎn)以及試驗(yàn)研究的有效手段。

［1］倪樵．材料力學(xué):第三版［M］．武漢:華中科技大學(xué)出版社，2010.

［2］盧緒迪．某型柴油機(jī)連桿結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析研究［D］．哈爾濱:哈爾濱工程大學(xué)，2011.

［3］石亦平，周玉蓉．ABAQUS有限元分析實(shí)例詳解［M］．北京:機(jī)械工業(yè)出版社，2006．