张明贺 1， 张翼 1， 岳文忠 2
(1. 中北大学机电工程学院， 山西太原， 030051； 2. 中国北方发动机研究所， 天津市， 300400)
摘要： 通过建立连杆的有限元模型， 运用 ABAQUS 软件对连杆进行疲劳强度分析， 采用接触非线性的方法， 将复杂的连杆 载荷分解为预紧工况、 爆压工况和惯性工况进行有限元计算， 并采用电测法对连杆爆压工况和惯性工况时的应力状态进行 了测量， 计算结果和电测结果吻合较好。 最后采用基于计算结果的疲劳分析方法获得连杆的疲劳安全系数， 评价其疲劳特 性， 以此来有效的指导连杆的设计。 关键词： 连杆； ABAQUS； 电测； 疲劳 中图分类号： TH132 文献标识码： A 文章编号： 2095-5553 (2014) 02-0198-04
该工况可分为研究螺栓预紧力对连杆大头产生的 应变； 应力以及装入轴瓦、 衬套以后连杆大小头的应 变和应力影响。 当连杆施加螺栓预紧力后， 螺栓与连 杆之间产生接触应力， 在不同的预紧力下会影响连杆 系统的刚度分布 [5]。 因此， 预紧工况下大头的变形必 须控制在一个可接受的水平。 此外预紧工况的应力结 果对连杆的疲劳分析也非常重要。 螺栓预紧力公式：
2 -23.15 -21.03 10.08 243.6 218.85 11.31
3 -210.46 -195.06 7.90 293.2 247.72 18.36
4 -442.67 -364.41 21.48 145.86 113.55 28.45
5 -168.81 -153.33 10.10 169.23 150.14 12.71
张明贺, 张翼, 岳文忠. 基于 Abaqus 的某柴油机连杆疲劳强度分析[J]. 中国农机化学报, 2014, 35(2): 198~201 Zhang Minghe, Yue Wenzhong, Zhang Yi. Fatigue strength analysis of a diesel engine connecting rod based on Abaqus [J]. Journal of Chinese Agricultural Mechanization, 2014, 35(2): 198~201
表 2 应力计算值与电测值对比 Tab. 2 Stress contrast under the inertia condition
爆压工况
惯性工况
测点 计算值 电测值 相对误差 计算值 电测值 相对误
(MPa) (MPa) (%) (MPa) (MPa) 差 (%)
1 -8.67 -2.82 207.45 71.27 30.85 131.02
图 2 连杆组网格离散化模型 Fig. 2 Grid discretization model of connecting rod
收稿日期： 2013 年 7 月 27 日 修回日期： 2013 年 8 月 19 日 第一作者： 张明贺， 男， 1987 年生， 河南漯河人， 硕士研究生； 研究方向为内燃机结构强度设计。 E-mail: minghe_zhang@
为验证计算的准确性， 本文还通过电测法测量连 杆的应力。 鉴于柴油机连杆是高速运转的部件， 无法 采用电测直接测量运转条件下的连杆应力。 本文采用 了模拟实际运转工况下连杆受力情况的电测， 整个连 杆测试分布点如图 9 所示。
测量柴油机连杆在爆压工况和惯性工况下应力结 果， 结果对比如表 2 所示。 由表 2 实验数据可知， 计 算值普遍比实测值要大， 并且点 1 和点 7 是坏点 (造 成坏点的原因是测点的位置很难准确与预定的位置一 致并且有环境误差、 人为误差、 工具误差等)， 测量结 果不可信， 不能作为和模拟计算结果的对比验证， 其 余测点的测量结果比较可靠， 能够作为与模拟计算值
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连杆较危险的部件主要集中在杆身、 大小头过渡圆弧 处以及连杆小头油孔处。 最小安全系数约为 1.5， 满足 疲劳强度， 因此该连杆满足设计要求。
图 10 疲劳计算结果图 Fig. 10 Fatigue calculation results
5 结论
1) 采用有限元法来计算连杆模型， 可以缩短连 杆的研发周期。
2) 通过 3 种工况来分析连杆的受力状态， 可以 更加全面地了解连杆的运动状态。
的对比验证。 由于通用的计算机仿真软件不能很精确 的来计算出与实际工况下的受力状况， 因此会产生一 些误差， 但是误差和受力程度相比也是在可以接受的 范围之内， 虽然不能很精确的计算出连杆零件的受力， 但是也对我们有一定的参考和借鉴作用。
7 6
8 9
10
11 12
5
4
3 2 1
图 9 整个连杆测试点分布图 Fig. 9 Connecting rod test point distribution
在商用疲劳软件 FEMFAT 中进行疲劳计算， 采用 全寿命 (S-N) 分析， 应用 Goodman 曲线平均应力修正， 同时考虑连杆表面喷丸强化处理， 循环基数取 5×106， 存活率取 50% [8]。 计算结果如图 10 所示。 可以看出，
第2期
张明贺 等: 基于 Abaqus 的某柴油机连杆疲劳强度分析
10 -444.08 -376.27 18.02 138.93 110.94 25.23
11 -218.31 -200.56 8.85 287.23 264.625 8.54
12 -30.59 -25.30 20.91 211.98 167.23 26.76
4 疲劳分析
连杆工作过程中， 轴瓦过盈和螺栓预紧力对连杆 造成的应力始终是一个不随转速变化而变化固定值。 因此， 在疲劳计算时将这两种工况的应力作为静态应 力参与计算， 并最终通过平均应力影响因素对连杆的 疲劳因子产生影响 [7]。
由于连杆承受复杂的交变载荷， 所以为了使求解 的精度更高， 本文对连杆的三维模型不进行简化， 使 之和实体模型更加相近。 文中我们对某柴油机连杆进 行有限元分析， 将复杂的连杆载荷分解为预紧工况、 爆压工况和惯性工况进行有限元计算， 并采用电测法 对连杆爆压工况和惯性工况时的应力状态进行了测量， 计算结果和电测结果进行比较验证。 最后采用基于计 算结果的疲劳分析方法获得连杆的疲劳安全系数， 评 价其疲劳特性 [2]。
M=0.2P0dM×10-2 式中： M— ——螺栓拧紧力矩；
P0— ——螺栓预紧力； dM— ——螺栓直径。 计算得出螺栓预紧力约为 47 368.42N。 图 3 是连 杆在预紧工况下的应力云图。 图 3 显示大头的最大应 力值为 418.6MPa， 在材料的屈服强度极限 650MPa 以 内， 满足静强度要求。
图 7 连杆在惯性工况下的应力云图 Fig. 7 Stress nephogram under the inertia condition
图 8 连杆在惯性工况下的变形云图 Fig. 8 Deformation nephogram under the inertia condition
3 电测数据对比分析
第2期
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表 1 连杆体材料的疲劳特性参数 Tab. 1 Fatigue property parameters of material
40Cr
应力极限 (MPa)
强度
屈服
疲劳极限 (MPa)
脉动
交替
拉伸
980
785
600
380
压缩
980
1 三维有限元计算模型建立
1.1 Peo/E 模型 采用 Peo/E 软件来建立连杆组模型， 连杆组由连
杆体、 连杆盖、 螺栓、 衬套和连杆轴瓦、 活塞销、 曲 轴等组成， 三维模型如图 1 所示。
图 1 连杆组三维模型 Fig. 1 3D model of connecting rod
1.2 网格离散化 由于连杆形状复杂且不规则， 因此连杆体和连杆
应力值为 388.7MPa， 满足静强度要求。
图 4 连杆在装配工况下应力云图 Fig. 4 Stress nephogram under the assembly conditions
2.2 爆压工况 作用在活塞顶部上的爆发压力是通过活塞销传递
给连杆。 因此对于连杆来说， 在进行力的加载时等效 于直接将最大爆发压力作用在活塞销上端。 在本文中 将连杆小头的载荷简化， 将活塞销上的受力简化为余 弦函数载荷处理， 作用包角为 120° [6]。 经计算得出最 大爆发压力为 30 3876.28N。 在此工况主要考虑连杆的 应力水平以及连杆的变形情况是否满足设计要求。
盖采用四面体二阶单元 C3D10， 其余采用六面体一阶 单元 C3D8I， 将模型划分为 280 322 个单元， 434 811 个节点， 离散化模型如图 2 所示。 其中活塞销采用刚 性面模拟， 其他部件采用弹性体模拟。 并且杆身和大 头盖的材料为 40Cr (见表 1) [3]， 其余均为钢。
连杆在爆压工况时受力情况如图 5 所示， 最大应 力为 567.3MPa， 处位于杆身处， 满足设计要求。 图 6 所示连杆在爆压工况下的最大变形量为 0.49mm， 该变 形为弹性变形且在载荷卸去后可以自动恢复。
图 5 连杆在爆压工况下的应力云图 Fig. 5 Stress nephogram under the detonation pressure condition
0 引言
连杆是发动机中运动最复杂的重要零件之一， 其 功能是把作用在活塞顶部的燃气压力通过连杆传递给 曲轴， 并将将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。 发动机运行过程中， 连杆主要处于承受拉、 压及惯性 力等各种交变载荷的疲劳应力状态， 一旦连杆出现断 裂情况， 将使整机发生严重破坏， 甚至会导致重大安 全事故， 所以设计出满足强度、 刚度等指标的连杆是 保证发动机可靠性和安全性的重要前提 [1]。