39-连杆断裂应力仿真计算分析

258连杆断裂应力仿真计算分析欧阳光耀1，朱远龙2，易太连1（1.海军工程大学动力工程学院湖北武汉430033）（2.湛江基地装修部4804厂监修室广东湛江524031）【摘要】连杆是柴油机的最重要部件之一，柴油机在运行过程中，如果出现连杆的突然断裂，这种情况是非常危险的，由此造成的后果也是非常严重的。因此，连杆应具有足够的疲劳强度来承受外界载荷的作用。本文运用有限元方法对某型柴油机的连杆进行了疲劳强度分析，对其连杆断裂原因进行了探讨。关键词：连杆疲劳强度有限元ThecalculationandanalysisonconnectingrodoffracturestressOuYangGuangyao1ZhuYuanlong2YiTailian1(1.PowerEng.College,NavalUniv.ofEngineering,WuHan430033,China）(2.OfficeofsupervisorrepairsinNo.4804factory,zhangjiang524031,China)Abstract:Connectingrodisoneofthemostimportantpartsofdiesel.Itisverydangerouseventdieselenginewhileconnectingrodsuddenlybreaks.Theeffectisalsoveryseriousbytheconsequencefailure.Therefore,connectingrodmusthaveenoughfatiguestrengthtobearoutsideload.ThefatiguestrengthanalysisoftheconnectingrodincertaindieselhasbeencarriedoutbyusingtheFEA.Breakingreasonofconnectingrodhasbeendiscussedinthispaper.Keyword:Connectingrod,Fatiguestrength,FEA中图分类号：TK421文献标识码：A对运行中的柴油机连杆断裂原因进行分析。可用应用成熟的有限元程序直接进行。但由于船用柴油机连杆的尺寸比较大，同时，由于连杆螺钉与连杆之间的螺纹接触比较复杂，因此要全部建立整个连杆以及螺纹的模型比较困难。为了合理设计和计算连杆包括螺纹在内的应力并分析连杆断裂的原因，本文拟将分析工作分为两步进行，第一步将连杆整体有限元初步计算分析，针对裂纹源计算它的疲劳强度储备；第二步着重细化分析连杆螺钉与连杆体由于二者刚度差异与螺纹形状对应力集中的影响。用第二步的计算结果对第一步计算结果进行修正。发生连杆断裂的某型船用柴油机，运行转速为920rpm，功率为3360kW。活塞组质量为52.4kg，连杆的质量为35.438kg，气缸内的最大气体爆炸压力为12.3Mpa，气缸内径为280mm。断口分析表明，连杆的断裂源位于连杆体螺纹根部，位于连杆体强度最大的部位，连杆的断裂图如图1所示，断裂面为I-I面。连杆材料为42CrMo合金结构钢。1连杆受力工况分析1.1最大受拉工况当活塞位于进气行程的上止点处，连杆处于最大受拉工况。此时，连杆体受到的载荷包括：小头孔上承受活塞组的惯性力、连杆惯性力、连杆与连杆螺钉之间的预紧力、进气时的气体压力。图1连杆断裂图I-I为断裂面259图2连杆简化后的模型1.2最大受压工况当活塞位于燃烧膨胀行程的上止点处，连杆处于最大受压工况。此时，连杆体受到的载荷包括：活塞组的惯性力、连杆惯性力、连杆小头上承受的燃气压力、连杆与连杆螺钉之间的预紧力。2连杆整体强度计算2.1模型的建立连杆体应力计算的首要步骤是根据连杆的实际尺寸建立起连杆的有限元模型。在建立连杆的有限元模型时，根据实际的需要，有必要做一些简化：（1）在建立连杆的模型时，将各种过度面圆弧化，圆弧尺寸尽量与实际加工图相同；（2）连杆上有许多便于其安装的安装槽或孔，在建立连杆的模型时，将简化这些安装槽或孔；（3）连杆上安装连杆螺钉的螺纹孔将简化为圆柱面；（4）连杆与连杆大头轴承盖安装面之间的齿形面简化为平面；在对连杆体进行网格划分时，所选用的是10节点四面体SOLID92体元素。在整体上规定所划分的单元的边长为20mm，同时打开程序自动细化的控制功能，让程序决定在某些曲面变化较大的地方进行细化。网格划分最后得到单元有82954个。2.2边界条件的处理2.2.1最大拉工况下边界条件连杆的约束是通过对连杆小头端的内园施加固定位移约束得到。连杆的受力如图3所示。连杆所受到的活塞组的惯性力、连杆惯性力、连杆与连杆螺钉之间的预紧力、进气时的气体压力等力全部转换到连杆螺钉和连杆与连杆大头轴承盖相接触的面上。连杆螺钉的受力直接施加到连杆与连杆螺钉结合部位的螺纹面上，力的方向与螺纹面平行，相对此面为一剪切分布力F1；连杆大头轴承盖上的力可以直接加在连杆与连杆大头轴承盖的接触面上，为压力载荷F2以及与连杆大头轴承盖平行的剪切分布力F3。见图3。连杆螺钉的预紧力矩为400kN·m，经计算，最后可以得到：NF53.840741NF68.824112NF72.39333图3连杆受拉工况受力图F1为连杆螺栓的预紧力；F2为连杆大端轴承盖的预紧力；F3为连杆大端轴承盖的剪切力图4连杆受压工况受力图F1为连杆螺栓的预紧力；F2为连杆大端轴承盖的预紧力；F3为总的压力2602.2.2最大压工况下边界条件连杆的约束是通过对连杆小头端的内园施加固定位移约束得到。活塞组的惯性力、连杆惯性力与连杆小头上承受的燃气压力的合力是通过以连杆体轴向为对称轴，通过对大头孔径向施加压载荷F3，此载荷按照对称轴左右各为40o余弦分布。连杆螺钉的预紧力可以直接施加到连杆与连杆螺钉结合部位的螺纹面上，力的方向与螺纹面平行，相对此面为剪切分布力F1，连杆大头轴承盖的预紧力可以直接加在连杆与连杆大头轴承盖的接触面上，为压力载荷F2。见图4。同理，最后可以得到：NF8.837941NF8.837942NF75236532.3结果分析经过计算，可以得到连杆体的应力分布，绘制了连杆在最大受拉工况和最受压工况下的连杆图5连杆受拉工况下连杆表面等效应力云图图6连杆受压下连杆表面等效应力云图图7连杆最大拉工况时断面位置元素的应力云图图8连杆最大压工况时断面位置元素的应力云图261整体的等效应力云图以及连杆在整个断面位置附近元素的应力云图，如下列图5、图6、图7、图8所示（单位为：Mpa）。在连杆断裂面上，通过输出螺纹面上各点的应力值，同时计算相应点在以上两种工况循环作用下的疲劳安全系数，将疲劳安全系数为最小的点确定为最危险点，此点处的应力如下表：表-1连杆断裂面上最危险点处的应力工况最危险点的应力值（Mpa）最大拉力70.72最大压力247.96疲劳安全系数计算方法是由下式得到的（采用戈塔佛肯-索德贝格（Götaverkren-Soderberg）方法判断强度）[1]：pasmn1式中：s为疲劳强度；bp45.0，b为抗拉强度。材料特性为Mpa930s,Mpa1080b，Mpabp48645.0。因此，连杆断裂面上最危险点处的疲劳安全系数：83.21pasmn2.4计算结果结论从以上分析和各图中展现的结果可以看出：（1）连杆在受到最大拉力或最大压力工况时，就连杆来看，连杆的应力并不是很大。（2）从裂纹断面的应力云图看，整个断面的等效应力也不是很大，疲劳安全系数也较大；（3）连杆整体强度分析表明，该机连杆体具有较大的疲劳强度储备。但是，事实证明在连杆I-I断面确实出现了疲劳断裂，因此，需要对断裂源附近作进一步详细的疲劳强度有限元计算分析，由于在连杆整体应力分析时，将连杆上安装连杆螺钉的螺纹孔简化成了圆柱面，因此有必要建立螺纹实际模型，以方便考查杆身螺纹根部的应力。3连杆螺纹根部强度计算连杆与连杆螺钉之间螺牙的应力分析是属于接触分析，而接触问题具有高度非线性，为了进行更为有效的计算，理解问题的特性和建立合理的模型是很重要的。因此，在对连杆体螺纹根部图10连杆螺纹的螺牙形状图图9连杆与连杆螺栓的模型262的应力分析中，必须注意：（1）在螺牙的应力分析中，主要关心的是螺牙根部的应力，因此，在建立连杆与连杆螺钉之间螺牙的模型时，力求准确反映螺牙以及其附近的尺寸，保证螺牙以及其附近的模型的准确性；（2）螺牙的尺寸为M24×2，根据螺牙标准建立起其模型；（3）由于只关心螺牙及其周围的应力分布，可以将螺牙看作轴对称形式，为了便于分析，将其三维立体接触问题转换为二维平面接触问题。其模型见图9、图10所示。3.1模型的建立根据标准建立起平行于连杆摆动平面的连杆与连杆螺钉的二维平面接触模型，以充分考虑螺钉与连杆体之间的刚度差异。螺纹面的长度为30mm，假定在正常情况，连杆与连杆螺钉在整个螺纹面都会进行接触，因此每个剖面都应该有15个螺牙进行啮合。在对螺牙的二维平面接触模型进行网格划分时，所选用的是4节点四边形PLANE42实体面元素。而连杆与连杆螺钉之间的螺纹面分别用二维3节点TARGE169与CONTA172面接触元素来模拟整个接触螺纹面。网格划分最后得到单元有18941个。3.2边界条件3.2.1最大拉工况的边界条件对连杆右边各线进行位移约束；连杆螺纹孔的上下两边进行Y方向上的位移约束，防止由于受力使得螺纹孔扩张；连杆螺钉上下两边进行Y方向上的位移约束，防止由于受力使得连杆螺钉上下移动；连杆螺钉施加X方向的拉载荷，拉载荷的大小是根据连杆螺钉所受的最大拉力换算成线压强。3.2.2最大压工况的边界条件对连杆右边各线进行位移约束，全部的位移为0；连杆螺纹孔的上下两边进行Y方向上的位移约束，防止由于受力使得螺纹孔扩张；连杆螺钉上下两边进行Y方向上的位移约束，防止由于受力使得连杆螺钉上下偏移；连杆螺钉施加X方向的拉载荷，拉载荷的大小是根据连杆螺钉所受的最小拉力换算成线压强；连杆受到的燃气压力是以连杆体轴向为对称轴，左右各为o40余弦分布的压载荷。3.3计算结果通过计算，可得到平行于连杆摆动平面内，在连杆断裂面螺纹根部上相对应点在以上两种工况作用下的应力值，将其应力与第三章将螺纹简化为圆柱面时的相对应点应力的比值增幅作为修正系数，修正最危险点处的疲劳安全系数，从而得到最危险点处修正后的疲劳安全系数。表-2连杆螺纹裂纹源截面上的应力增长工况裂纹源齿根部（Mpa）裂纹源柱面上相应点（Mpa）增长倍数最大拉力110.341.8912.63最大压力174.87171.3412.45疲劳安全系数减少因子Fs定义为两种工况下应力增长倍数的均值。54.2245.263.2sF考虑到螺纹的影响，修正后的疲劳安全系数：263114.1/)1(spasmsmFFnn3.4结果分析分析各图中展现的结果，可以得到：（1）考虑到螺钉与连杆螺纹孔的形状及接触引起的应力集中，裂纹源所在的螺纹根部的应力较原来将螺纹孔作柱面假设时计算得到的应力均明显增大。最大拉力工况从41.891Mpa增大为110.3Mpa；最大压力工况从71.341Mpa增大为174.871Mpa。（2）应力增大的结果将导致疲劳强度相应降低，用应力增大倍数的均值代表疲劳强度降低的均值。定义疲劳安全系数减少因子sF，可求得修正后的疲劳安全系数为1.114。显示只有11.4%的疲劳强度储备，在额定工况下会更小一些。疲劳安全系数显示疲劳源处是该连杆强度的一个薄弱环节。（3）疲劳安全系数小于1并不意味此处一定会出现疲劳断裂，也不意味所有的该型连杆都会在此出现问题，并且由于疲劳安全系数考虑的因素较多，因此一般具有一定的余量，同时有限元的计算本身也是具有误差的。疲劳安全系数小于1只是说明该处是连杆强度的一个薄弱环节。4结论（1）该型柴油机连杆体在宏观强度储备大的部位出现了疲劳裂缝扩张而断裂。在寻找其断裂的原因时需要用更精确的计算方法去寻求局部应力过大的部位对其强度