基于有限元的汽油机连杆疲劳强度研究

张子英

（山西煤炭管理干部学院 安全工程系，山西 太原 030006）

0 引言

连杆是发动机的关键部件，是将燃烧能量转变为机械能的部件，其强度直接决定着发动机的寿命。统计表明，疲劳破坏是连杆强度失效的主要故障模式。本文在Hypermesh中建立连杆的有限元模型，在Patran中加载边界条件和载荷，通过分别计算上止点时由最大燃气压力和惯性力引起的静态应力，然后使用FEMFAT计算其疲劳安全系数。

1 连杆有限元模型

连杆包括连杆体、大头盖、连杆轴瓦、活塞销以及连杆螺栓等零件。由于连杆结构上的对称性，这里只取一半做计算。根据连杆的强度研究资料及使用经验，连杆破坏处一般发生在连杆小头与杆身过渡圆弧处、杆身与大头过渡圆弧处、大头盖两侧螺栓头下的小圆角处，因此，在网格划分时采用人工划分，这样可以提高以上敏感部位的网格质量，使计算结果更接近实际。所有组件都采用二阶的十节点四面体修正单元。连杆有限元网格如图1所示。

图1 连杆有限元网格图

2 边界条件

本次强度计算共分4个工况，即螺栓预紧力工况、轴瓦（活塞销）过盈工况、最大爆压工况和最大惯性力工况，前两种工况合称为装配工况。

2.1 螺栓预紧力工况

此工况包括对连杆体、螺栓和连杆盖的分析。对称边界约束条件的施加方法为：约束所有零件对称面的节点X向位移；约束小头和连杆盖中心轴线上两点的Y向位移；约束杆身中心轴线上一点的Z向位移。接触条件的施加方法为：螺纹接触部位做Tied，其他接触部位做Contact。螺栓预紧力以静态力的形式施加在螺栓预先做好的截面上。

2.2 轴瓦（活塞销）过盈工况

此工况包括对活塞销和上、下轴瓦在内的所有零件的分析，对称边界约束条件和接触条件的施加方法与螺栓预紧力工况相似，在连杆与活塞销之间、连杆轴瓦与连杆盖和连杆之间，施加由图纸所示的相应尺寸和材料属性计算得到的过盈量。

2.3 最大爆发压力载荷工况和最大惯性力工况

此2种工况包括对连杆体、连杆盖、螺栓、上下轴瓦、活塞销、曲轴（用rigid body模拟）的分析。在最大爆发压力载荷工况和惯性载荷工况中，边界约束条件的施加方法与轴瓦装配载荷工况一样，活塞销向气缸轴方向（Z向）向下移动，以便在活塞销和衬套之间建立接触，移动的距离取决于活塞销和衬套之间的距离。最大爆发压力载荷计算时活塞销移动的方向与Z向相反，惯性载荷计算时移动的方向与Z向相同。用连杆大头的刚体曲面代替曲轴销，因此最大爆发压力载荷工况刚体的移动方向与Z向相同，惯性载荷工况刚体移动方向与Z向相反。在接触条件的施加方法上，连杆小头活塞销和衬套接触处以及连杆大头刚体和轴瓦接触处施加接触边界条件，在连杆与轴瓦（衬套）之间的接触条件可以用Tied接触条件。

最大爆发压力载荷的计算依赖于最大爆发压力以及气缸直径，不带活塞计算时，此载荷作为余弦函数加在活塞销上，加载角度为120°。

3 计算结果

某汽油机连杆材料为40Cr，最高转速为6 000 r/min，爆压为6.5MPa。

3.1 参数输入

连杆材料的弹性模量为210 000MPa，泊松比为0.3，密度为7 910kg/m3；螺栓、轴瓦、活塞销材料为Steel，弹性模量为210 000MPa，泊松比为0.3，密度为7 840kg/m3。

3.2 强度计算结果及分析

通常，基本载荷情况下的最大当量应力应该与所用材料的屈服拉压极限值比较，除螺纹以及螺栓头部（螺母）以下的区域外，最大当量应力都应该小于屈服极限。4种工况下，连杆的应力分布如图2～图5所示。

图2 螺栓预紧力载荷工况下连杆应力分布

图3 轴瓦（活塞销）过盈工况下连杆应力分布

图4 最大爆发压力载荷工况下连杆应力分布

图5 最大惯性力工况下连杆应力分布

由图2～图5中可以看出：预紧力工况下，连杆最大应力出现在连杆盖两侧，约为440MPa；过盈工况下，连杆小头处应力最大，约为430MPa；最大爆发压力工况和最大惯性力工况下，最大应力出现在杆身及其与大小头的过渡处，分别为670MPa和172MPa。以上应力值均小于材料的屈服强度785MPa，满足强度要求。

3.3 疲劳强度计算

在静态安全因子的计算中，高、低应力极限值按以下公式计算：其中：σstatic为静态应力（预紧应力和过盈应力的和）；σTDC为最大惯性载荷下的应力；σG为最大爆发压力下的应力。通常应力的平均值和应力幅值按以下公式计算：

因此，杆身应力平均值和应力幅值可由以下公式计算：

由基本载荷工况的应力均值和应力幅值生成report文件，通过软件计算不同点的静态安全因子。在计算安全因子时，使用的输入数据除了应力数据和模型结构外，还需要输入材料特性以及表面粗糙度。连杆的疲劳计算结果如图6所示。

图6 连杆的疲劳安全系数

安全系数即为疲劳安全因子的倒数。杆身安全系数许用值在1.5～3.0范围内，大头安全系数一般不应小于2.0。由图6中可以看出：连杆杆身的疲劳安全系数的最低值为1.61，杆身与小头、大头过渡处的安全系数都大于2.0。

4 结论

通过对连杆各关键部位高应力区域等效应力考查，估算其疲劳安全系数，证明了该连杆的安全系数均在设计允许范围内，可认为是安全的，且经试验验证了该连杆的安全性。该型号连杆已经批量生产，且无质量问题，故本文的疲劳强度分析方法具有实践性，可准确指导生产。

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