４ 内燃机与配件 ２０１１年第ｌＯ期
柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析
Ｆａｔｉｇｕｅ Ｓｔｒｅｎｇｔｈ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ Ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ
Ｒｏｄ Ｂａｓｅｄ ｏｎ Ｆｉｎｉｔｅ Ｅｌｅｍｅｎｔ Ａｎａｌｙｓｉｓ
刘玮苏铁熊徐燕茹
（中北大学）
［摘要］利用Ｉ－ＤＥＡＳ软件建立了连杆三维实体模型，通过有限元计算得到不同工况下的连杆
应力分布，依据分析结果运用疲劳极限图对６Ｖ１５０柴油机连杆的疲劳强度进行了定性评价，最后
选择大小端杆身凹槽的倒角圆半径作为参数研究了对连杆强度的影响。
［关键词］柴油机连杆疲劳强度
Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：Ｄｉｅｓｅｌ Ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ ｒｏｄ Ｆａｔｉｇｕｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ
１ 连杆有限元模型建立
１．１ 几何模型的建立
连杆组整体结构比较复杂，根据计算要求，应
用参数化设计和特征建模技术对连杆进行三维实
体建模。
（１）根据刚度等效原则对螺栓、曲轴等进行了适
当地简化，并省略了仅起传递载荷作用的连杆衬套。
（２）由于连杆盖通过螺栓与连杆紧紧结合在一
起，进行有限元分析时，把连杆盖和连杆处理为一
个整体。
（３）对计算结果影响不大的部位的倒角和圆角
进行简化，其余几何特征均保留。
通过上述简化，利用Ｉ－ＤＥＡＳ建立的连杆三维
实体模型如图ｌ所示。
圈１连杆＝维实体模型 １．２有限元模型的建立
有限元网格模型的建立是应用有限元法求解 问题的基础。本文基于几何模型自动生成网格。单 元类型选择ＳＯＬＩＤ１，四节点四面体单元，单元长度 ６ｍｍ，共生成节点数２０８４１个，单元数１３２８７个，连 杆有限元网格模型如下图２所示 图２连杆青限元网格模型 ２边界条件的施加
在连杆有限元计算中，由于作用于连杆上的载
荷比较复杂，特别是某些载荷沿边界的分布规律难
以用理论或测量的方法来确定，因此要采用一些假
定的分布规律来模拟。本文分别采用了等效载荷和
接触两种方式对连杆小头的载荷进行模拟。
柴油机工作时，连杆的受力是周期变化的。在
计算时采用准动态模拟分析方法，即把连杆的受力
状况固定在两种最恶劣的工况．分别是最大燃气爆
发压力引起的最大压缩工况和连杆本身的惯性力
引起的最大拉伸工况。
２．１ 等效载荷模拟方式
（１）最大压缩工况
在最大爆发压力工况下，如图３所示，定义在
小头孑Ｌ内接触面上的压力数据面，其取值随极坐标
系（ｚ，ｒ，０）中０坐标的变换关系由函数ＣＯＳ（７ｔＯ ）决
定。其中， 是作用面之间的接触角大小，受压缩载
荷时， 的取值为２，ｒｒ／３ｆ １。 ≯
０ 刘 玮 苏铁熊 徐燕茹：柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析 ５
均布栽荷 莲力囊撮爱
圈３等效载荷最大压缩工况小头边界条件 定义均布压强Ｐ～，将其与数据面数值的乘积
作为最终施加于模型上的载荷。对于内孔接触面上
的０角处，作用的压强为
ｐ（Ｏ）＝Ｐ—ｃ０ｓ（１『０饰） （１）
对（１）式进行积分，并在活塞运动的方向上进
行投影。得：
ｆ＋／２ Ｐ爆发＝ｆ Ｐ（Ｏ）ｂＲｃｏｓ０ｄ０ ～６／２ ｆ ６／２ ＝ｊ Ｐ． ｃｏｓ（竹Ｏ坤）ｂＲｃｏｓ０ｄ０ （２） －￣ｂ／２ 式中，Ｐ爆发为连杆所受爆发压力，ｂ为连杆小
头的轴向宽度。在这种工况下，连杆受力来自于气
体爆发压力和连杆本身的惯性力
Ｐ Ｔａ＝Ｆ１＋Ｆ２ （３）
Ｆ。为活塞传递至连杆上的气体爆发力
Ｆｘ＝Ｐｓ ｒｒＲ （４） 这里省略了对计算结果影响较小的曲轴箱气体
压力和活塞的惯性力。式中， 为燃气爆发压力，Ｆ：
为连杆本身的往复惯性力，方向由连杆大头指向连
杆小头，作为惯性加速度施加于有限元模型。
Ｆ２＝ｍ ａ＝ｍ Ｒｔｏ （ｃｏｓｃｔ＋ｋｃｏｓ２ｏｔ） （５） 其中，ａ为曲柄转角，１３１ 为连杆质量，ｌ为连杆
比，Ｒ为曲柄半径，（１）为曲柄转速。
根据达朗贝尔原理，将已知参数代人（３）、（４）、
ｆ５）中可得
Ｐ Ｆ ＝２２９６１４Ｎ
代入（２）式中可得
Ｐｍａｘ＝１ ３４．２８ＭＰａ
（２）最大拉伸工况
图４等效载荷最大压缩工况小头边界条件 在连杆小头孔上半圆周内加载数据面，‘ｐ＝订。同 理可以计算得到：
Ｐ￣ｚ＝２２５３６．３３Ｎ Ｐ一＝３．９８ＭＰａ
２．２接触模拟方式
（１）最大压缩工况
经过等效力系的计算施加在等效活塞销两个端
面的力的大小为ｌ１５０００Ｎ，方向竖直向下，有限元计
算模型如下图５所示。
（２）最大拉伸工况
经过等效力系的计算施加在等效活塞销两个端
面的力的大小为１１４８０．６Ｎ，方向竖直向上，有限元
计算模型如下图６所示。
２．３位移边界条件
边界约束是为了消除整体模型的刚体位移。本
文中计算模型均采用下图７所示的刚体约束。由于 曲柄销直径较大，在实际的工作状况下变形较小，而
本文主要研究连杆的应力情况，所以将等效曲柄销 的两个端面进行全约束。在等效载荷模拟时施加的
载荷边界条件合力竖直向下，而在接触模拟时施加 的载荷也竖直向下，因为连杆本身并不对称，所以选
取小头中心面上一点施加了Ｘ方向的横向位移协
调约束
一 势ｊ— ：：ｚ 薯囊一 。。。 ｉ群
图５接触模拟最大压缩工况有限元计算模型
图６接触模拟最大拉伸工况有限元计算模型
爝撒 瓣 图７有限元计算模型约束边界条件
３连杆有限元计算结果分析
按照前述边界条件分别对等效载荷模拟、接触
模拟的最大压缩和最大拉伸工况等进行了计算，得
到了各工况下的等效应力、最大主应力及最小主应 ６ 内燃机与配件 ２０１１年第ｌ０期
力等结果。 ３．１ 等效载荷模拟计算结果 图８、９分别为两种工况下的等效应力分布图。
图８最大压缩工况等效应
图９最大拉伸工况等效应力分布图 ３．２接触模拟计算结果 图１０、１１分别为两种工况下的最小主应力图。
图１０最大压缩工况最小主应力分布图
图１ １最大拉伸工况最小主应力分布图 ３．３计算结果分析
根据上述计算结果，选择如图１２所示的连杆六
个比较危险的区域进行分析。
其中，ａ为连杆小头杆身凹槽倒圆；ｂ为连杆小 头与杆身外侧过渡圆弧：ｃ为连杆大头杆身凹槽倒
圆：ｄ为连杆大头与杆身外侧过渡圆弧；ｅ为连杆小 头内壁两侧；ｆ为连杆小头油孔。以上区域各工况下
的应力大小如表１所示。
图１２连杆危险区域 由应力分布图及应力数据表可得到以下结论：
（１）在最大压缩工况下，应力较大的区域为大
小头过渡圆角、杆身与大小头过渡的外侧圆弧处。
通过对比可知．不同工况下这些区域应力幅较大，
是危险区域。
（２）在最大拉伸工况下，应力较大的区域为小
头孔的内表面和小头油孔处。对比两种工况下ｅ、ｆ
两的应力。虽然在拉伸工况时应力较大，但应力幅和
应力均值都很小，对连杆的整体强度并不造成影响。
（３）连杆的应力分布较为合理。杆身的应力值
比较大，但因杆身形状较好，应力集中的现象相对
其他位置少很多，应力变化总体比较平缓。
（４）载荷余弦分布的情况在模拟计算杆身应力
时比较准确，但在计算小头各处应力时不精确，因
此传统的用余弦分布模拟实际载荷的方法有一定
的局限性．故以下的强度评定的工作采用考虑接触
的计算模型和计算结果。
表１各工况应力数据表单位：ＭＰａ
边界条件 工况 应力 ｂ ｄ ｆ
等效应力 ３３９ ２９０ ２８５ ３０７ ４９ ２０ 最大压 最大应力 ５ｌ ３４ １ｌ０ １３ ２６ ｌ８ 缩工况 等效载荷 最小应力 －３３６ －２７８ －２７６ —３ｌ２ 一ｄ －３ 模拟 等效应力 ２０ ４８ １６ ３０ ８２ ７３ 最大拉 最大应力 １８ ６７ ２２ ４０ １ｌ５ ６０ 伸工况 最小应力 １３ ６ ４ ６ １７ ６ 圈 Ｅｔ＿Ｈ＃ 挺 雏 ” 姓＂ ¨ ：鳇 ＊曩Ｅ－。－－Ｉ 。营 一 ＊Ｈ Ｊ１ｌ－布 一¨；一一一一一一一 ～～一一一一一一 ～分一一 一一一 一～ 、 ０■Ｊ ， ｝ ． ． ｆ ＿ ． 一
鹾 刘 玮苏铁熊徐燕茹：柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析 ７
边界条件 工况 应力 ｂ ｄ ｆ
等效应力 ３４８ ３１１ ３０５ ３１９ ５６ ２２ 最大压 最大应力 ４５ ２３ ９５ １７ ２３ ２３ 缩工况 最小应力 －３３８ —２９Ｏ －２８８ —３Ｏ５ ｌ０ ｌ４ 接触模拟 等效应力 １８ ５２ １７ ３６ ｌ０５ ８８ 最大拉 最大应力 ２２ ７５ ２５ ４８ ｌ１４ ９３ 伸工况 最大应力 ｌ０ －３ —２ －５ ２３ １
４连杆结构强度评估
４．１ 折线模型的绘制
６Ｖ１５０柴油机的连杆材料是１８Ｃｒ２Ｎｉ４ＷＡ。抗
拉强度极限为１１２７ＭＰａ，对称疲劳极限为５０７ＭＰａ，
疲劳极限图的绘制以应力幅 ＝（Ｏ＇ｍａｘ一盯 ）／２为纵坐
标，以平均应力叮 ＝（ 十盯 ）／２为横坐标建立的直
角坐标系，如图ｌ３中折线ＡＢＣ所示。
Ｅｊｊ
一ｓｉ＿…… 曼 ３
、
图１３疲劳极限图 图中Ａ、Ｂ、Ｃ三点坐标分别为 （０，盯一１）、（ｍ，／２，
盯ｌ／２）、（ ｝ｌ，０）。 ４．２疲劳强度评定
选取最大压缩工况和最大拉伸工况下同一
个危险区域的应力，计算出了应力幅和平均应力，
表２中向下的压应力根据惯例取为负值，拉应力取
为正值，根据前文的计算结果可以发现由于连杆小
头孔内壁和小头油孔处的应力明显在连杆强度许
可的范嗣内，所以选择了小头杆身过渡圆角，小头
杆身外侧过渡圆弧，大头杆身过渡圆角，大头杆身
外侧过渡圆弧四处比较危险的区域进行了强度方
面的计算。 表２中各个危险区域的（盯 ， ）在疲劳极限图
巾的位置如图１４所示。
图１４疲劳强度评定结果 由表２和图１４可以看出．连杆上的应力计算
结果都在疲劳极限图的折线ＡＢＣ范围内．所以连杆
上的四个危险区域的疲劳强度均在许可范围内，并
且有足够的安全裕量。
５ 关键尺寸参数对连杆强度的影响
研究
５．１ 关键尺寸的参数的选取
由前面的计算结果可以看出，连杆上最容易出
现疲劳失效的地方为连杆小头与杆身外侧过渡圆
弧、连杆杆身凹槽倒角圆以及连杆大头与杆身外侧
过渡圆弧。由于改变连杆的外侧过渡圆弧将会引起
连杆小头和大头形状结构的较大变化，从而对单独
研究外侧圆弧半径对连杆疲劳强度造成影响，因此
选择改变大小端杆身凹槽的倒圆半径为参数研究
其对强度影响。
５－２不同倒角圆尺寸下连杆疲劳强度
通过选取不同的倒角圆半径１０ｒａｍ、９ｒａｍ、
８ｒａｍ、６ｒａｍ，计算出在两种工况下的连杆应力，根据
前面所述的疲劳强度评定方法及应力计算结果。绘
制出连杆的疲劳强度极限图，并在此基础上绘制出
了不同倒角圆半径时连杆的整体强度，如图１５所
刁 。
“ｌ
娶 ｌＩｕ …
、 。 一 … 二釜 … ～ …… ．．．一
图１５不同倒角圆半径连杆强度 表２连杆各处应力结果 单位：ＭＰａ
位置 最大应力盯一 最小应力 应力幅口 平均应力１３＂
一３４８ １８ —１８３ —１６５
ｂ 一３１ｌ ５２ 一ｌ８１．５ １２９．５
－３０５ １７ 一ｌ６１ —１４４
ｄ 一３１９ ３６ —１７７．５ —１４１．５
由图１５可以看出连杆整体强度随着杆身凹槽
倒角圆半径的不断减小而不断减小。当半径减小到
６ｍｍ后，连杆的强度仍在许可的范围内，并且随着 倒角圆半径减小到一定程度，强度减弱的幅度越来
越小。
（下转第１４页） ‰ 一 ０ 爱酋章 《 Ｉｌ 辜 孽踅 — ～～ ＿
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