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連桿是發(fā)動機(jī)中運動最復(fù)雜的重要零件之一，其功能是把作用在活塞頂部的燃?xì)鈮毫νㄟ^連桿傳遞給曲軸，并將將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動。發(fā)動機(jī)運行過程中，連桿主要處于承受拉、壓及慣性力等各種交變載荷的疲勞應(yīng)力狀態(tài)，一旦連桿出現(xiàn)斷裂情況，將使整機(jī)發(fā)生嚴(yán)重破壞，甚至?xí)䦟?dǎo)致重大安全事故，所以設(shè)計出滿足強度、剛度等指標(biāo)的連桿是保證發(fā)動機(jī)可靠性和安全性的重要前提。
由于連桿承受復(fù)雜的交變載荷，所以為了使求解的精度更高，本文對連桿的三維模型不進(jìn)行簡化，使之和實體模型更加相近。文中我們對某柴油機(jī)連桿進(jìn)行有限元分析，將復(fù)雜的連桿載荷分解為預(yù)緊工況、爆壓工況和慣性工況進(jìn)行有限元計算，并采用電測法對連桿爆壓工況和慣性工況時的應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行了測量，計算結(jié)果和電測結(jié)果進(jìn)行比較驗證。最后采用基于計算結(jié)果的疲勞分析方法獲得連桿的疲勞安全系數(shù)，評價其疲勞特性。
采用Pro/E軟件來建立連桿組模型，連桿組由連桿體、連桿蓋、螺栓、襯套和連桿軸瓦、活塞銷、曲軸等組成。
由于連桿形狀復(fù)雜且不規(guī)則，因此連桿體和連桿蓋采用四面體二階單元C3D10，其余采用六面體一階單元C3D8I，將模型劃分為280322個單元，434811個節(jié)點，離散化模型如圖2所示。其中活塞銷采用剛性而模擬，其他部件采用彈性體模擬。并且桿身和大頭蓋的材料為40Cr，其余均為鋼。邊界約束的目的是為了消除整體模型的剛體位移因此在連桿模型上，約束連桿在X，Y，Z方向的平移以及繞X，Y軸的轉(zhuǎn)動，連桿不僅結(jié)構(gòu)復(fù)雜，受力也是非常復(fù)雜。因此根據(jù)力的作用效果，考慮以下三種工況。
預(yù)緊工況
該工況可分為研究螺栓預(yù)緊力對連桿大頭產(chǎn)生的應(yīng)變;應(yīng)力以及裝入軸瓦、襯套以后連桿大小頭的應(yīng)變和應(yīng)力影響。當(dāng)連桿施加螺栓預(yù)緊力后，螺栓與連桿之間產(chǎn)生接觸應(yīng)力，在不同的預(yù)緊力下會影響連桿系統(tǒng)的剛度分布。因此，預(yù)緊工況下大頭的變形必須控制在一個可接受的水平。此外預(yù)緊工況的應(yīng)力結(jié)果對連桿的疲勞分析也非常重要。
計算得出螺栓預(yù)緊力約為47368.42N。連桿在預(yù)緊工況下的應(yīng)力云圖顯示大頭的最大應(yīng)力值為418.6MPa，在材料的屈服強度極限650MPa以內(nèi)，滿足靜強度要求。
連桿在裝入軸瓦以后的應(yīng)力云圖。高應(yīng)力區(qū)域主要集中在連桿小頭的油孔部位(此應(yīng)力主要是由襯套的過盈量較大產(chǎn)生的)，該部位的最大應(yīng)力值為388.7MPa，滿足靜強度要求。
爆壓工況
作用在活塞頂部上的爆發(fā)壓力是通過活塞銷傳遞給連桿。因此對于連桿來說，在進(jìn)行力的加載時等效于直接將最大爆發(fā)壓力作用在活塞銷上端。在本文中將連桿小頭的載荷簡化，將活塞銷上的受力簡化為余弦函數(shù)載荷處理，作用包角為1200。經(jīng)計算得出最大爆發(fā)壓力為303876.28N。在此工況主要考慮連桿的應(yīng)力水平以及連桿的變形情況是否滿足設(shè)計要求。
連桿在爆壓工況時，最大應(yīng)力為567.3MPa，處位于桿身處，滿足設(shè)計要求。連桿在爆壓工況下的最大變形量為0.49mm，該變形為彈性變形且在載荷卸去后可以自動恢復(fù)。
慣性工況
慣性工況下作用在連桿小頭力的簡化和爆壓工況下類似，作用包角也為1200。經(jīng)計算得出最大慣性力為74045.53N。
可以看出連桿在慣性工況下的最大應(yīng)力是406.9MPa，主要集中在連桿小頭油孔處，材料的屈服強度極限650MPa，滿足設(shè)計的要求。連桿在慣性工況下的變形的最大量為0.18mm，為彈性變形，滿足設(shè)計要求。
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