柴油機C70S6裂解加工連桿的強度分析研究

尚德波 李艷玲 宋 杰

（濰坊職業學院，濰坊 261041）

連桿作為柴油機中聯結曲軸與活塞的重要傳動部件。機器運轉過程中，連桿運動承受拉伸、壓縮、彎曲等高頻交變載荷，因此對其加工制造精度和各方面機械性能要求較高。傳統連桿機械加工需要用到拉削、銑削、磨削、鉸削等多道加工工序，效率低，廢品率高[1]。采用先進的生產加工工藝是提高發柴油機產品競爭力、降低連桿生產成本、滿足連桿使用性能要求的重要途徑。目前，裂解加工技術以其加工精度高、重復定位精度高、操作過程簡單等優點，成為連桿制造的重要手段。

1 裂解加工定義

裂解加工是采用斷裂后“犬牙交錯”的不規則表面進行定位裝配的合裝類零件加工新技術，在加工工序簡化、裝配精度提高及生產成本降低等方面具有明顯的優越性。根據斷裂力學理論，連桿鍛造毛坯大頭孔指定位置處預定連桿剖分裂解槽，通過激光等方式加工有高缺口裂解槽，使其按漲開型斷裂條件施加裂解力后滿足脆性斷裂條件。在幾乎未產生塑性變形的情況下，使桿體與蓋子斷裂獲得三維凹凸結合面。此結合面具有顯著的互鎖特征，可以實現連桿體與連桿蓋的完美嚙合，從而提高重復定位精度、增大結合面面積、提高連桿的承載能力尤其是抗剪能力，是對傳統連桿加工技術的重大變革[2]。隨著柴油機向著高性能、高效率、低能耗以及低污染等方向發展，人們對柴油機的高爆性與低能耗提出了更高的要求。本文對C70S6柴油機連桿裂解加工過程和斷裂性能進行分析，推動了連桿裂解加工技術的應用，降低了制造成本。

2 C70S6材料性能

C70S6材料是一種專門適用于柴油機連桿裂解加工技術的非調質特種鋼。它在合金鋼的基礎上添加微量元素，通過熱模鍛后的可控冷卻，析出強化后獲得與淬火熱處理相當的組織與力學性能。作為余熱淬火的一種形式，它的毛坯鍛造加工與熱處理在同一過程中完成，不需要再進行二次加熱淬火，具有節能降耗的優點[3]。它的主要成分及所占質量分數見表1。

表1 材料主要成分所占質量分數

C70S6鋼的金相組織由細片狀的珠光體與少量斷續網絡狀的鐵素體構成，具有較高的強度與硬度。因此，C70S6鍛鋼毛坯的裂解特性優越.在預開槽、100 mm·s-1的加載速度下，塑性變形較小，脆性裂解性能明顯，在斷裂面上能夠形成質量高的嚙合定位。

3 連桿裂解模型構建及強度分析

所選用模擬樣件為某公司型號的連桿，試驗用小頭軸直徑Φ44 mm，連桿大頭軸直徑Φ68 mm，過盈裝配。

3.1 模型及網格劃分

結合連桿結構，根據其各項尺寸參數建立有限元模型，利用不同的單元處理方式進行連桿的部件網格劃分。作為對稱結構，只需建立連桿的一半模型即可。桿體和蓋部、螺栓采用四面體的二次修正單元；襯套與軸瓦采用六面體的一階單元[4]。連桿有限元模型如圖1所示。

圖1 連桿有限元模型

3.2 邊界條件計算

載荷分析主要包括預緊力分析、額定工況下的最大拉力和最大壓力分析。預緊力分析是由過盈裝配和預緊力載荷共同作用引起的應力分布分析。最大拉力和最大壓力根據過盈裝配、預緊力載荷與最大拉力和壓力同時作用而引起應力分布分析。通過計算，連桿所承受螺栓預緊力119 kN。

連桿運動過程中承受的作用力包括缸內氣體壓力、往復和旋轉慣性力的共同作用。根據之前的研究了解到，連桿的主要損壞形式是反復進行拉、壓兒導致疲勞破壞。連桿氣體壓力對連桿施加載荷采用動力學計算得到最大拉伸力和壓縮力。在設置邊界條件時，在連桿的大頭施加最大拉伸力和最大壓縮力，對小頭內表面設置約束而控制移動自由度進行運算。實際壓力載荷見表2（按照1/2模型計算[5]）。

表2 壓力載荷表

3.3 應力分析結果

以上測試選擇在一個周期內應力變化的趨勢最大位置進行疲勞計數。先分別在最大拉伸和最大壓縮兩個工況下分別計算出危險部位，后根據周期內的最大應力值和最小應力值校核疲勞安全系數。

3.3.1 最大拉應力工況下應力分析結果

在連桿最大拉應力工況下，對連桿大頭與連桿小頭的應力狀況進行仿真分析，得到連桿大頭和小頭的應力云圖，如圖2和圖3所示。

圖2分析發現：最大拉應力工況下，連桿的最大Mises應力出現在連桿體與連桿蓋接合部位及連桿蓋螺栓臺過渡圓角處，高達500 MPa；在連桿體大頭內側、連桿蓋內側部位產生了約為350 MPa的應力集中，其他部位應力相對較小。

圖2 最大拉伸工況下大頭應力云

圖3分析發現：最大壓應力工況下，連桿的最大Mises應力出現在小頭內外表面位置，可以達到292 MPa；其他部位應力相對較小。

圖3 最大拉伸工況下小頭應力云

3.3.2 最大壓縮工況下的應力分析結果

連桿最大壓縮工況下，對連桿大頭與連桿小頭的應力狀況進行仿真分析得到連桿應力云圖，如圖4所示。

圖4 最大壓縮工況應力云

圖4分析發現：在壓縮工況下，連桿最大Mises應力出現在連桿體與連桿蓋接合部位及連桿蓋螺栓臺的過渡圓角位置，達到430 MPa；大頭蓋與螺栓接觸面、大小頭的內部表面等處出現應力集中，約為310 MPa；其他部位應力相對較小。

4 疲勞強度分析

對連桿的強度校核主要從疲勞和塑性兩個角度進行。

疲勞安全系數σm的計算公式如下。

經計算得到連桿蓋與連桿體各危險點處疲勞安全系數與塑性安全系數，具體見表3。

表3 各危險部位的應力情況

一般來說，疲勞安全系數和塑性安全系數大于1.5時可視為安全。通過上述計算可知，該型號漲斷連桿安全系數均在1.5以上。綜上可知，此裂解加工連桿的強度較高，能夠滿足此型號柴油機的性能要求。

5 結語

根據連桿尺寸參數及其對稱結構，建立了裂解加工連桿的1/2模型。在不考慮旋轉慣性影響的情況下，對連桿的拉伸和壓縮工況進行應力分析。在柴油機額定工況14 MPa的爆發壓力下，通過裂解加工技術獲得的連桿，裂解連桿的強度能夠滿足產品需求，且其穩定性滿足柴油機工作要求。通過對該型號連桿疲勞強度分析可知，該連桿安全系數較高，滿足強度要求。