農(nóng)用柴油機(jī)連桿有限元分析

農(nóng)用柴油機(jī)連桿有限元分析

0有限元分析在連續(xù)線研究中的應(yīng)用可靠性是中央政府的重要傳動部件之一。它在工作中承受著各種各樣的復(fù)雜和周期性變化。如果強(qiáng)度不足，很容易導(dǎo)致疲勞、破壞和損壞，導(dǎo)致發(fā)動機(jī)故障，并造成極其嚴(yán)重的結(jié)果。作為一種有效的分析方法,有限元分析在連桿的設(shè)計過程中已經(jīng)得到了廣泛應(yīng)用。隨著我國農(nóng)業(yè)機(jī)械化的迅速發(fā)展,農(nóng)業(yè)機(jī)械的應(yīng)用越來越廣泛,而單缸發(fā)動機(jī)是我國農(nóng)業(yè)機(jī)械的主要機(jī)型,其中1100型單缸柴油機(jī)是主要機(jī)型之一。本文運(yùn)用ANSYS軟件對1100型柴油機(jī)的連桿進(jìn)行了有限元分析,得到連桿的應(yīng)力分布、安全系數(shù)和疲勞壽命的情況,并根據(jù)分析結(jié)果進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計,為此連桿的可靠性設(shè)計提供了依據(jù)。1實體單元的確定連桿材料為45號優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼,性能參數(shù)如表1所示。建立準(zhǔn)確和可靠的計算模型是應(yīng)用有限元法進(jìn)行分析的重要步驟之一。在進(jìn)行有限元分析時,應(yīng)盡量按照實物來建立有限元分析模型,但對結(jié)構(gòu)復(fù)雜的物體,完全按照實物結(jié)構(gòu)來建立計算模型,在進(jìn)行有限元分析有時會變得非常困難,甚至是不可能的,因此需進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕１疚闹粚B桿的大頭端做了簡化處理,不考慮連桿軸瓦、襯套和螺栓的預(yù)緊力,把連桿體和連桿蓋作為一個整體造型。為了避免有限元網(wǎng)格的尺寸大小相差太懸殊而影響有限元單元質(zhì)量和計算精度,對一些影響連桿強(qiáng)度極微的小倒角和小圓角做了簡化處理。為了保證計算精度,本文采用10節(jié)點(diǎn)的四面體單元SOLID92,實體單元選擇自由網(wǎng)格劃分方式。由于使用自由網(wǎng)格劃分不受人工控制,所以需要對網(wǎng)格劃分結(jié)果進(jìn)行修改,對連桿小頭與桿身過渡部分、連桿大頭與桿身過渡部分及連桿桿身的工字型截面內(nèi)等有應(yīng)力集中的部位進(jìn)行細(xì)化。經(jīng)修改后的連桿有限元模型共得到118143個節(jié)點(diǎn)、74511個單元,連桿的網(wǎng)絡(luò)劃分如圖1所示。2在燃?xì)獗l(fā)壓力和連桿壓力下的運(yùn)動特性連桿在工作時,所承受的周期性變化的外力主要由兩部分組成:一是經(jīng)活塞頂部傳來的燃?xì)獗l(fā)壓力,對連桿起壓縮作用;二是活塞連桿組高速運(yùn)動產(chǎn)生的慣性力,對連桿起拉伸作用。故在分析時,主要考慮連桿的最大燃?xì)鈮毫?、活塞組件的慣性力和連桿組件的慣性力。2.1插裝線上的4.作為活力系統(tǒng)的小頭氣體作用力是由于燃?xì)獗l(fā)產(chǎn)生的氣體壓力直接作用在活塞上,活塞通過活塞銷把作用力傳遞到連桿小頭。作用在活塞上的氣體作用力為F=PgπD24F=ΡgπD24式中Pg—?dú)飧變?nèi)氣體的表壓強(qiáng);D—?dú)飧字睆健?.2改性罪犯的慣性力活塞組件的所有零件包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷和活塞銷卡環(huán)。活塞組件的質(zhì)量mp即為所有組件的質(zhì)量之和。活塞組件的往復(fù)慣性力作用在活塞銷上,并通過活塞銷作用在連桿上。該慣性力為F1=mpRω2(1+λ)式中mP—整個活塞組件的質(zhì)量,mP=1.465kg;R—曲軸曲柄半徑,R=57.5mm;Ω—曲柄的角速度,ω=230rad/s;λ—連桿機(jī)構(gòu)參數(shù),λ=0.274。2.3連桿機(jī)構(gòu)參數(shù)分析連桿組包括連桿體、大頭蓋、連桿軸瓦、連桿螺栓和連桿襯套。連桿組的質(zhì)量由這些部分組成。為了簡化計算,通常把作復(fù)雜平面運(yùn)動的連桿質(zhì)量分為兩部分:一部分集中在連桿小頭質(zhì)量為m1,把其看作只與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動;另一部分集中在連桿大頭質(zhì)量為m2,把其看作只與曲柄一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。因此,連桿的慣性力包括小頭部分的往復(fù)慣性力和大頭部分的旋轉(zhuǎn)慣性力。連桿小頭的往復(fù)慣性力為F2=m1Rω2(1+λ)連桿大頭的旋轉(zhuǎn)慣性力為F3=m2R(ωλ)2式中m1—連桿簡化為雙質(zhì)量系統(tǒng)后小頭的質(zhì)量,m1=0.63kg;m2—連桿簡化為雙質(zhì)量系統(tǒng)后大頭的質(zhì)量,m2=1.612kg;R—曲軸曲柄半徑,R=57.5mm;Ω—曲柄的角速度,ω=230rad/s;λ—連桿機(jī)構(gòu)參數(shù),λ=0.274。對連桿的分析包括兩種工況,即最大拉伸工況和最大壓縮工況。載荷的作用力方向通過大小頭孔中心的連線,并且作用在連桿大小頭孔的內(nèi)表面,沿軸線方向按二次拋物線分布,沿徑向呈余弦分布。在最大拉伸工況下,連桿小頭孔載荷沿小頭孔圓周方向在120°范圍內(nèi)按余弦分布,連桿大頭孔載荷沿大頭孔圓周方向在180°范圍內(nèi)按余弦分布;在最大壓縮工況下,連桿大小頭孔的載荷均沿孔的圓周方向在180°范圍內(nèi)按余弦分布。3安全極限及疲勞壽命分析圖2為連桿在最大拉伸工況時的應(yīng)力圖。由圖2可知,在桿身與大頭過渡的工字型截面內(nèi)應(yīng)力最大。小頭桿身的過渡部分應(yīng)力集中現(xiàn)象也較明顯;桿身部位應(yīng)力較大,但應(yīng)力分布較均勻。連桿的最大等效應(yīng)力值為118MPa,小于連桿材料的屈服極限377MPa,其安全系數(shù)為3.19。圖3為連桿在最大壓縮工況時的應(yīng)力分布圖。由圖3可知,整個工字形桿身都承受著較大的壓應(yīng)力,最大應(yīng)力部位出現(xiàn)在連桿桿身與小頭連接過渡的位置處,最大等效應(yīng)力值為303MPa。連桿所用材料的屈服極限為377MPa,經(jīng)計算其安全系數(shù)為1.24。對整個連桿來說,其安全系數(shù)為1.24,大于連桿設(shè)計所要求的安全系數(shù)1.2,符合設(shè)計要求。在交變應(yīng)力作用下發(fā)生的破壞現(xiàn)象叫做“疲勞”。在循環(huán)加載下,產(chǎn)生疲勞破壞所需的應(yīng)力或應(yīng)變循環(huán)數(shù)稱為疲勞壽命。本文運(yùn)用ANSYS軟件分析了連桿的疲勞壽命。由分析結(jié)果可知:連桿的疲勞耗用系數(shù)為0.00120,疲勞壽命為8.3×106次循環(huán)。循環(huán)次數(shù)較高,說明該連桿具有較好的抗疲勞能力。4結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案驗證由于整個連桿的安全系數(shù)為1.24,數(shù)值較設(shè)計值富裕量較少,為了提高連桿的整體性能,對連桿進(jìn)行了優(yōu)化設(shè)計。由前面的分析結(jié)果可知,連桿的小頭與桿身的過渡位置及靠近連桿大頭的工字型截面內(nèi)為主要應(yīng)力的集中部位,需要對這兩個位置進(jìn)行結(jié)構(gòu)尺寸改進(jìn),主要改進(jìn)位置有3處,即連桿小頭與桿身的過渡圓角D1、靠近連桿大頭工字型截面內(nèi)的倒角D2以及邊倒角D3。結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案與優(yōu)化后的分析計算結(jié)果如表2所示。由表2可知:方案1的結(jié)構(gòu)相對于優(yōu)化前的最大拉應(yīng)力減小了很多,但最大壓應(yīng)力幾乎保持不變,疲勞壽命有很大的增加;在方案2中,隨著3個倒圓角尺寸的增大,最大壓應(yīng)力迅速降低(如圖4和圖5所示),疲勞壽命有所增加,并且其數(shù)量級已經(jīng)穩(wěn)定在107次;在第3種方案中,當(dāng)圓角尺寸繼續(xù)增加的時候,最大拉應(yīng)力及最大壓應(yīng)力相對于方案2已基本不變,且其安全系數(shù)與第2種方案相同,都為1.35。根據(jù)優(yōu)化分析的目標(biāo)(即通過連桿的最優(yōu)化設(shè)計),遵守質(zhì)量最輕、應(yīng)力應(yīng)變最小和疲勞壽命最大的原則,對3種方案綜合考慮,認(rèn)為方案2為最優(yōu)化方案。其原因是方案2中的應(yīng)力值相對于優(yōu)化前的應(yīng)力值已經(jīng)減少很大,而疲勞壽命值也有顯著增加。在方案3中,雖然疲勞壽命有所增加,但其修改的結(jié)構(gòu)尺寸與原尺寸已有很大出入,結(jié)構(gòu)形狀已發(fā)生了很大的改變。因此,認(rèn)為方案2是最優(yōu)方案。5最大拉伸工況1)最大壓縮工況時,最大應(yīng)力點(diǎn)位于連桿桿身與小頭連接的過渡處