某機型連桿疲勞試驗與仿真分析的聯合預測

胡蓉蓉 李春玲 李繼德 陳學賓 金天柱 季開宇

(上汽集團商用車技術中心，上海 200438)

0 前言

連桿是發動機動力傳遞中的核心零件，主要作用是將活塞的直線運動轉變成曲軸的旋轉運動，同時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緊力)和交變工作載荷(包括氣體爆發壓力及慣性力)的共同作用，工作條件比較苛刻。因此在設計連桿時，不僅要保證連桿足夠的結構強度和剛度外，還必須考慮連桿的疲勞強度。如果連桿的結構強度不足，就會發生連桿螺栓、連桿蓋及桿身的斷裂，甚至造成整臺發動機報廢的嚴重事故。如果連桿的剛度不足，桿身容易發生彎曲，造成活塞與氣缸的偏磨或者連桿大內孔失圓，降低連桿軸承的潤滑效果［1］。同時還要考慮到連桿承受交變載荷，處于疲勞應力狀態［2］。這就要求在連桿大量生產之前，需要做足夠的試驗及仿真計算進行驗證，確保連桿同時保證結構強度、剛度及疲勞強度的可靠性。

本研究對新設計的連桿不僅進行了疲勞試驗，而且使用仿真軟件按照疲勞試驗的邊界條件，對連桿的疲勞試驗也進行了仿真分析計算，并將試驗結果與仿真分析計算結果對比，從試驗與模擬計算2個角度評估了新產品的結構可靠性，隨后考慮連桿在真實運行工況下的受載情況，對連桿進行了詳細的模擬計算，比較全面地評估了新產品的結構強度、疲勞強度以及結構的穩定性。

1 連桿疲勞試驗

1．1 疲勞試驗方法

取連桿試樣34根，按照國標《GB/T 3075—2008金屬材料疲勞試驗軸向力控制方法》中的規定，采用升降法進行試驗，利用疲勞試驗機，分別對試樣施加載荷，試驗現場照片如圖1。

圖1 試驗現場圖

通過理論計算獲得連桿在實際工作中受到的最大慣性力及爆發壓力，再基于對安全系數的要求，按比例放大載荷，得到連桿試驗的初始輸入試驗數據。

疲勞試驗加載條件為:加載波形為正弦波，步長為1.5 kN，循環基數107次，應力比R為－3．96。

試樣的失效準則為:連桿的工字筋處發熱、燒黃則判定為試樣失效。

1．2 疲勞試驗結果

疲勞試驗的結果如表1，其中○表示連桿未失效，試驗通過次循環，X表示連桿失效，未通過疲勞試驗。完成25個試樣試驗后，經計算，子樣已足夠，升降法試驗不再繼續。試驗結束后，樣件的狀態如圖2。

圖2 試驗后樣件的狀態

經過數據處理后，計算可得，存活率為50%時，在100個連桿樣件中，交變載荷的幅值等于109．55 kN，連桿將有一半會發生疲勞破壞。

2 仿真模擬試驗

為了利用仿真技術反驗證疲勞試驗的準確性，研究中特此根據疲勞試驗的試驗規范，約束邊界及載荷加載方式對連桿的疲勞試驗進行了仿真計算。

2．1 約束邊界及載荷輸入

根據疲勞試驗中夾具對試樣的約束情況，將連桿大頭軸瓦內徑全約束，模擬連桿受壓載荷時，選取連桿小頭內孔下底面120°范圍加載。模擬連桿受拉載荷時，選取連桿小頭內孔上頂面120°范圍加載。加載載荷來自于試驗計算結果。通過如下式推導:

其中，R為應力比－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出，在50%的通過率下，Fmin為 －174．93 kN，Fmax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算強度，并將有限元計算結果輸出到疲勞分析軟件Femfat中，計算連桿的疲勞安全系數。

2．2 試驗結果與仿真結果對比

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

圖3 模擬疲勞試驗的安全系數分布云圖

3 連桿在實際運行工況中的仿真計算

上汽商用車技術中心設計的1款連桿匹配發動機的主要規格參數如表2。

3．1 強度分析計算

通過以上發動機相關參數，計算出連桿在真實運行工況中，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的有限元模型［3］，根據連桿組件在運行中的真實配合情況，建立相應約束邊界及加載載荷等，分別計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力分布云圖(圖5～圖7)。

表1 疲勞試驗結果

圖4 疲勞試驗失效樣件

表2 某型號發動機主要技術規格

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度極限560 MPa，滿足零部件的設計要求。

3．2 疲勞分析計算

實際中，結構失效的原因往往并不是其結構靜強度不足，而是由材料的疲勞引起的。所謂疲勞，是指構件中的某點或者某些點承受交變應力，經過足夠長的時間或次數累積作用之后，材料形成裂紋或完全斷裂這樣一個發展和變化的過程［1］。使用專門用于分析疲勞的軟件Femfat，對連桿疲勞強度進行了評估，結果如圖8，可以看出最小的連桿安全系數為1．48，考慮到安全余量及實踐經驗，滿足最小安全系數大于1．25的要求。

圖5 裝配工況連桿應力分布

圖6 最大爆壓工況連桿應力分布

圖7 最大慣性力工況連桿應力分布

圖8 連桿疲勞安全系數分布云圖

3．3 穩定性校核

連桿作為典型的桿件結構，必須要考慮壓桿穩定性，即剛度是否滿足設計要求。這是因為承受壓力作用的桿件，當壓力逐漸增大至某一限值F1時，會突然變彎的現象，稱為失穩或屈曲失效。此時，F1可能遠小于屈服強度載荷Fs(或抗壓強度載荷Fb)。由于桿件失穩后將喪失繼續承受原設計載荷的能力，其后果往往很嚴重。因此在設計受壓桿件時，必須保證其有足夠的穩定性。所謂的穩定性是指桿件保持原有直線平衡形式的能力［1］。

為了評估連桿的穩定性，利用歐拉公式及連桿的柔度公式，將連桿的相關參數代入到歐拉公式，得到臨界應力總圖如圖9。

圖9 連桿的臨界應力總圖

壓桿的臨界應力σcr與壓桿所實際承受的軸向應力σ之比，為壓桿的工作安全系數n，它應該不小于規定的穩定安全系數nst。因此壓桿的穩定性條件為［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n=1．6，均大于1．5，即滿足連桿的穩定性要求。

4 結論

首先介紹了對新設計的連桿進行疲勞試驗的規則及方法，通過建立有限元模型，對該疲勞試驗進行了仿真分析，并對連桿在實際工作狀態下所受的強度，疲勞強度也進行了仿真模擬，最后對連桿本身的穩定性進行了理論校核。可以得出以下結論:

(1)通過對連桿的疲勞試驗與對疲勞試驗的仿真模擬，可知2種方法得到的連桿的疲勞危險區域基本一致，互相驗證了試驗與仿真的準確性，及新設計產品的可靠性。

(2)對連桿在匹配機型真實的運行工況中進行模擬分析，確認了在裝配工況下、最大爆壓工況、最大慣性力工況下，連桿的強度與疲勞安全系數均滿足設計要求。

(3)對連桿在匹配機型真實運行工況下通過理論推導，證明連桿滿足穩定性要求。

同時，通過本文的研究，證明了有限元分析方法的分析結果足夠可靠，在新產品設計、開發領域具有很大的參考價值，該分析方法可以縮短研發時間，節省成本費用，是節約生產以及試驗研究的有效手段。

［1］倪樵．材料力學:第三版［M］．武漢:華中科技大學出版社，2010.

［2］盧緒迪．某型柴油機連桿結構強度分析研究［D］．哈爾濱:哈爾濱工程大學，2011.

［3］石亦平，周玉蓉．ABAQUS有限元分析實例詳解［M］．北京:機械工業出版社，2006．