连杆是内燃机的关键零部件，在内燃机运转过程中，连杆承受周期性的汽缸压力和惯性力的交变载荷的作用，连杆及其轴承的使用性能直接关系到内燃机的可靠寿命。随着先进发动机技术的应用，内燃机的强化程度不断提高，连杆及其轴瓦的工作条件更加苛刻，为了适应内燃机发展的这一要求，必须在开发设计过程中应用先进计算分析技术对连杆分析，以确保证发动机及其连杆的工作可靠性和安全。

 

计算方法

应用 abaqus 软件建立某汽油机连杆强度分析模型。该模型考虑轴瓦与连杆孔径的过盈配合以及轴承间隙等非线性因素的影响，对连杆在气体爆炸压力、惯性力、螺栓预紧力、轴瓦过盈变形作用下的强度进行计算分析。

 

模型建立

图 1 所示为发动机连杆有限元模型，包括：连杆体、连杆轴承盖、活塞销、上、下轴承瓦连杆、螺栓及螺母。由于连杆相对中性面对称，为减少计算量，分析时，取一半模型进行建模分析。所有单元均采用 2 阶 10 节点四面体单元，总单元数约 13 万个。

 

 

图 1.连杆有限元模型及网格

 

如图 2 所示，在建模时，对连杆小头孔和活塞销，连杆大头孔与连杆轴瓦过盈配合，采用接触连接；用一个刚性圆柱壳体模拟曲柄销，连杆大头上下轴瓦与曲柄销轴颈间隙配合，采用摩擦接触配合；连杆体与连杆轴瓦盖之间采用粗糙接触；其余螺栓、螺母、连杆体及连杆轴瓦盖的各个接触面均采用 TIE 连接。

 

 

图 2. 连杆各零件结合面的连接情况

 

材料特性、质量参数

表 1 所示为连杆各部件的材料名称及线性材料参数，表 2 所示为连杆材料的强度数值，.表3 活塞连杆质量参数。

 

表 1 材料特性

 

 

2 连杆材料的强度

 

 

表 3 活塞连杆质量参数

 

 

载荷、边界条件

螺栓预载荷

如图 3 所示，进行螺栓预载荷分析时，连杆和连杆轴瓦盖采用硬接触；由于本工况分析主要考察连杆大头端的受力状况，因此在距离连杆大头较远的部位施加约束进行分析。连杆螺栓为 M10×10.9，最大预载荷 34.1KN，最小预载荷为 24.8KN.由于连杆为对称件，只分析一半，施加最大载荷为 17.05KN,最小预载荷为 12.4KN。

 

轴瓦变形力

进行装配时，连杆小头采用半浮式结构，活塞销与连杆之间为过盈配合，最大直径过盈量为 0.037mm。连杆大头轴瓦与连杆及连杆轴瓦盖同样通过过盈配合连接，直径过盈量为 0.11mm。连杆变形力即为活塞销和轴瓦在过盈配合中产生的变形力。

 

 

图 3. 螺栓装配预紧力

 

最大气缸压力

连杆为对称件，采用一半模型进行分析。约束曲轴销处六个方向自由度；连杆大头轴瓦和曲轴销采用间隙配合，最大配合间隙为 0.05mm，曲轴销和连杆连杆轴瓦之间通过小滑移的面和面接触定义连接；最大气体爆发压力在 70bar，折算成集中载荷为 39.68KN，气体爆发压力通过一个约为 120o区域的压力作用于活塞销连接面，如图 4 所示。由于连杆是对称件，实际施加载荷时，施加一半的载荷为 19640N。

 

 

图 4. 气缸压力、活塞惯性力作用区域

 

 

图 5. 连杆惯性力

 

发动机转速为 6000rpm 时惯性力载荷

如图 5 所示为惯性力示意图，发动机转速 6000r/min 时，活塞装配体产生的惯性力为

11.19KN，活塞装配体惯性力通过一个约为 120o区域的压力作用于活塞销连接面，由于连杆是对称件，实际施加载荷时，施加一半的载荷，即 5.595KN；连杆本身的角速度为 210 rad/s。进行惯性力分析时曲轴销作为刚性体处理。

 

约束边界

由于连杆为对称件，采用一半模型进行分析，因此所有计算工况在对称面施加约束 Uz=0；其他计算工况根据不同分析目的及要求，分别施加相应的边界约束。

 

结果分析

气体载荷和惯性力反作用力校核

如图 6 所示，最大气体压力工况和发动机 6000r/min 超速时惯性力载荷时的曲柄销中心的反作用力的计算结果。气体载荷反作用力为 19640N，惯性载荷反作用力为-11200.1N，输入的气体载荷力 19640N，输入的惯性载荷力为 11410.7N，

 

 

 

 

图 6. 分析的载荷反力

 

最大装配载荷下应力

如图 7 所示，在最大螺钉装配预紧力 34.1KN 下的连杆大头的的应力分布情况。连杆与连杆轴瓦盖接触面的最大应力为 466Mpa，小于 40Cr 材料的屈服强度。

 

 

图 7. 螺栓最大装配力作用下的应力分布

 

最大过盈载荷下应力 

如图 8 所示，连杆大小头在过盈装配载荷下的应力分布情况。连杆小头孔与活塞销的过盈量为 0.037mm，连杆大头孔与轴瓦的过盈量为 0.068mm。最大应力为 355.8Mpa，安全。

 

最大气体爆发压力下的应力

如图 9 所示，连杆在最大气体爆发压力载荷 39.68KN 作用下的应力分布情况。，连杆小头与杆身的过渡处应力最大，为 346Mpa，远小于 40Cr 材料的屈服强度值，故安全。

 

 

图 9. 最大气缸压力作用下连杆小头的应力分布

 

如图 10 所示，连杆杆身的 A-A 截面的应力，为-273Mpa，小于 400Mpa，故安全。

 

 

图 10. 最大气缸压力作用下连杆杆身的应力分布

 

最大惯性力下的应力

如图 11 所示，连杆在最高发动机转速 6000r/min 时，惯性力作用下的应力分布情况。，连杆大头与杆身的过渡处应力最大，为 184Mpa，远小于 40Cr 材料的屈服强度值，故安全。

 

 

图 11. 最大惯性力作用下连杆的应力分布

 

连杆与连杆盖结合面的压力损失

如图 12 所示，连杆在最高发动机转速 6000r/min、最小螺钉预紧力和最大过盈量下的连杆与连杆盖结合面的压力分布情况?？梢钥闯?，连杆与连杆盖结合面不存在压力损失，说明螺钉的最小预紧力可以保证连杆的安全。

 

 

图 12.连杆与连杆盖结合面的应力分布

 

连杆大头轴瓦背和小头孔的压力和切向应力

如图 13、14 所示，在最小过盈量下的连杆大头轴瓦背的压力分布情况。从图中可以看出，连杆大头轴瓦背平均压为 20.3MPa，大于下限 9.5MPa；连杆小头衬套的平均背压为 23MPa，大于下限 9.5MPa；连杆大头轴瓦背的平均切向应力为 101.3MPa，小于许用应力 350MPa；连杆小头孔的平均切向应力为 108MPa，小于许用应力 350MPa。

 

 

图 13. 连杆大头轴瓦背与连杆小头孔压力分布

 

 

图 14. 连杆大头轴瓦背与连杆小头孔切向应力分布

 

连杆大头轴瓦孔变形

如图 15、16 所示，最大气体载荷、惯性力作用下的连杆大头轴瓦变形。从图中可以看出，

最大气体载荷作用下连杆大头轴瓦变形量为 0.0196mm，小于上限 0.045mm；惯性力载荷作用下连杆大头轴瓦变形为 0.0487mm，大于上限 0.045mm。因此连杆大头刚度不够，可能会引起的连杆大头轴承失园。若连杆大头失园严重，将产生轴瓦与轴颈的干摩擦从而引起烧轴瓦失效现象，为此建议改进结构增加刚度。

 

 

图 15. 气体载荷作用下轴瓦变形

 

 

图 16. 气体载荷作用下轴瓦变形

 

结束语

连杆是内燃机的关键零部件，连杆及其轴承的使用性能直接关系到内燃机的可靠寿命。应用 abaqus 软件建立了某汽油机连杆强度分析模型。该模型考虑轴瓦与连杆孔径的过盈配合以及轴承间隙等非线性因素的影响，对连杆在气体爆炸压力、惯性力、螺栓预紧力、轴瓦过盈变形作用下的强度进行了计算分析。连杆的开发设计有着重要的意义。

 

资料来源：达索官方