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基于有限元分析的大功率柴油机连杆设计
Mirsadegh Seyedzavvar， Mirali Seyedzavvar
摘要：内燃机的连杆承受复杂的加载条件。这些主要包括在气缸的燃烧室中通过燃烧产生的力，从而导致连杆的压缩和弯曲。本文报道了一个针对重型船用柴油机连杆设计的项目的结果，并根据有限元分析修改了其结构细节。为此，连杆的初始设计由CATIA软件进行，并在Abaqus软件中导入为stp文件。利用有限元模型的结果，基于分析的连杆模型的不同部分的临界应力点和变形量来修改CAD模型。而且，这些结果被用于引入合适的材料以容忍在190巴的最大燃烧压力下产生的力的大小。进一步的有限元分析对设计进行了修改，以减少连杆的最终模型的重量。最终模型的有限元分析结果表明，所设计的连杆的应力水平显着降低到用于生产连杆的建议材料的屈服应力以下。
关键词：连杆；有限元法；最大燃烧室压力
1引言
内燃机的连杆被认为是将活塞的线性位移转换成曲轴的旋转运动的动态部件之一。 因此，连杆被认为是高度影响发动机耐久性和效率的关键部件[1]。由于惯性和曲轴的高速度，连杆处于由燃烧室内压缩燃料着火引起的压力变化为负载的复杂状态。根据发动机类型可能存在范围为108-109的循环负载。因此，连杆的耐用性至关重要，为此，已经进行了许多有关这种发动机部件的生产，材料和性能以及疲劳的技术方面的研究[2]。
大多数汽车应用的连杆的生产是通过锻造锻钢或粉末材料来进行的。 然而，由铸造工艺制成的部件很可能具有在动态负载条件下在连杆的耐用性和寿命方面具有高度破坏性的气孔。锻造工艺能够生产无气孔部件的事实被认为是铸造工艺的主要优势。粉末冶金方法具有与金属锻造工艺相比具有紧公差和高精度的优点。但是，这种方法由于粉末作为原材料的高价格而非常昂贵。相反，虽然锻钢的锻造过程是经济的，但需要进行二次加工操作以使制造的连杆的尺寸在规定的公差内[3]。
以前发表的文章评论显示，有许多关于内燃机连杆应力分析的研究。Saharash等人[4]对内燃机的不同部件进行了分析。他们报告了曲柄销，球轴承和大端轴颈表面上的表面裂纹和材料分离迹象。根据他们的发现，接触表面的磨损是测试部件失效的主要原因。作者在连杆的有限元模型中应用了实验的加载和边界条件。结果表明，接触面之间的压缩和连杆腹板与法兰连接处的应力非常高。连杆的改进设计代表了有限元模型结果中最大应力的显着减小以及在实验室测试中这部分发动机的使用寿命的显着增加。Gritza等人[5]进行了分析，以研究修理6个月后柴油机故障的主要原因。测量拆卸螺栓以拆卸连杆所需的扭矩，并通过断裂测试检查破损部分。为了研究连杆螺栓中大端销的受力与疲劳裂纹发展的关系，进行了有限元建模和断裂力学分析。作者报告说，发动机的故障是由于螺栓杆的槽中裂缝的萌生和进展。
Shaari等人[6]进行了典型连杆拓扑优化过程，以尽量减少发动机部件的质量和生产成本，同时保持连杆在外加载荷下的坚固性。拉伸和屈曲分析在等于26.7kN的拉伸和压缩载荷下进行。此外，作者在FEM过程中进行了网格细化，以确保计算结果的收敛性和准确性。Lee等人[1]建立了一个涉及销和曲轴的连杆的有限元模型，以实现连杆销和曲柄端的接触条件。他们使用该模型计算64.7 kN压缩载荷下的弯曲应力。作者使用应力敏感度来减少典型连杆的横截面积，以达到连杆的重量减轻，同时观察其他标准，包括屈服和疲劳。Romani等人[7]使用ANSYS有限元软件分析连杆的应力分布。为此，在ANSYS软件中计算并应用了由于燃烧所产生的力以及由活塞，活塞销和连杆在运动中的惯性引起的力。结果表明，在活塞销与连杆小头的接触面之间以及曲柄销与连杆大头之间产生最大应力。作者使用应力分析的结果来修改连杆的设计。他们[8]研究了船用发电机所用柴油机连杆和端盖接触面裂纹萌生和断裂的原因。他们通过有限元模拟研究了加载和疲劳引起的开裂机理，并与微观观察结果进行了比较，研究了连接螺栓的施加载荷对开裂机理的影响。断裂表面的显微图像显示，由于这些裂纹垂直于表面的疲劳和传播，在接触面的齿槽处开始出现裂纹。由断裂连杆制备的标准样品的拉伸试验结果表明，连杆材料的低拉伸强度是加载条件下断裂的主要原因。Vivek等人[2]进行了实验和数值研究，以研究连杆在测试样品刚度和重量方面的性能。他们研究了由于在燃烧室中点火引起的压缩效应和由于活塞和相关部件在这些变量上的往复运动引起的惯性力所引起的拉伸应力。使用ANSYS软件的有限元模拟结果表明，连杆受到临界应力的影响的主要部分是连杆柄部与其两端的连接处的圆角。
考虑到上述论述，本项目的目标是基于有限元法（FEM）的应力分析结果和Abaqus有限元软件的应用，设计一种重型船用柴油机13mB900的连杆。为此，使用CATIA软件开始设计，然后通过应用Abaqus软件在因为燃烧产生的190 bar高负荷条件下分析模型。使用有限元模型的结果来修改基于连杆的高应力区域的CAD模型。通过有限元分析评估连杆柄部横截面尺寸变化的影响。经过多次修改和分析，基于试验和错误程序，引入了最终模型。此外，有限元模拟的结果被用来根据连杆临界区域的应力水平引入合适的材料，以承受190巴最大燃烧压力下产生的力的大小。
2 Abaqus软件中连杆的应力分析步骤
本节将说明Abaqus软件中有限元仿真过程的步骤和连杆上的加载条件。有限元模型的输入参数是基于13mB90船用柴油机的运行参数，表1列出。
考虑连杆在曲柄角为8°，在最大燃烧室压力下的加载条件下，动态显式步骤被用于有限元模拟。模拟程序的细节如下。
2.1用于有限元分析和组装过程的零件几何形状的定义
Abaqus环境中定义的部件包含图1中显示的组件。这些部件包括连杆，盖，连接螺栓，曲轴，活塞销和活塞。为了观察在达到最大燃烧压力的情况下曲柄转角为8°，在曲轴装配期间考虑该角度。为了降低分析的复杂性并且为了产生与这些胎面的存在相同的效果，已经移除了帽和连杆的坐面上的胎面，连杆和帽之间的相互作用类型被定义为“粗”。这种相互作用可以防止连杆和盖帽连接面之间的滑动。
在装配的不同部件中，活塞销，活塞和曲轴在Abaqus中被定义为刚性部件。 由于有限元模型的兴趣在于对连杆的不同设计进行分析[1]，因此假设小端的活塞销和连杆大端的曲轴是刚性的是合理的。连杆，帽和连接螺栓被定义为可变形的。刚性部件的特征包括零件的重量和x，y和z轴的惯量在相应的参考点上定义。对于连杆和盖帽，AISI 4340钢的性能如表2和表3所示[9]。标准12.8级螺栓的特性用于定义连接螺栓的特性[10]。
2.2组件不同部分之间相互作用的定义
一般而言，根据组件的各种组件的性质，可以根据Abaqus环境中的可用选项为这些组件考虑两种不同类型的交互，其中包括：
bull;连杆-活塞销，连杆-连杆盖，连杆-曲轴，连杆-螺栓，连杆盖-螺栓和连杆盖-曲轴的连接表面之间考虑面与面之间的相互作用。
bull;通过定义Abaqus中的切向行为，将连杆-活塞销，连杆-曲轴和连杆盖-连杆的表面之间的相互作用特性定义为点球型，摩擦系数为0.3。此外，连杆-连杆盖，连杆-螺栓和连杆盖-螺栓表面之间的相互作用特性被定义为粗糙型，以限制接触表面之间的滑动。
bull;通过在导入的导线和作为刚性部件的曲轴之间定义连接器来实现耦合的定义。
bull;在确定涉及刚性部件（如曲轴）和可变形部件（如盖子）的曲面之间的相互作用时，重量系数设置为1。在此情况下，第一个曲面即刚性部件的选择曲面被认为是“主”，而第二个表面，即可变形部分的选择表面，被认为是“副”。
2.3装配的定义和装配约束
为有限元分析中的组件集合中的各种组件定义的加载和约束类型如下：
bull;通过定义旋转位移约束，限制与曲轴连接的导线的所有自由度。结果，曲轴的所有自由度都受到限制。
bull;类似地，通过将活塞作为刚体限定的参考点的位移-旋转约束分配，限制活塞销的除活塞轴线方向之外的所有自由度。为此，为了确定沿着活塞轴线的纵向方向，使用活塞前额上的辅助坐标系的定义。
bull;燃烧室产生的最大压力190bar发生在做功冲程中，此时曲柄转角为8°。如图2a所示，该压力沿其纵轴施加在活塞的上表面上。
bull;根据12.8级M16标准螺栓的说明，最大可用扭矩等于315Nm，考虑到螺栓的横截面积，螺栓的支承面上可承受318 kPa的压缩力[10]。这种压力的分布如图2b所示。
2.4离散化，单元定义和网格划分
在这个步骤中，进行离散化，元素类型的定义以及在FEM分析中组装单元的各个部件的网格划分。包括连杆，连杆盖和连接螺栓在内的可变形部件的选定部件是三维应力类别中的10节点显式二次四面体（TET10），标题为C3D10 M.四面体网格划分技术被报道为一种用于固体的边界表示的高质量的网格划分技术[12]。对于包括曲轴，活塞销和活塞的刚性部件，定义标题为R3D3的三维刚性三角面元。为了在观察最小CPU处理时间的同时确保有限元结果的准确性，执行网格细化分析。随着网格尺寸的减小，FEM过程的连续步骤的Von Mises应力值的收敛被认为是达到最佳网格尺寸的标准。根据结果，连杆和连杆盖的元件的近似网孔尺寸定义为11毫米。
3模型验证
在这项工作中开发的有限元模型的验证已经通过由Lee等人先前报道的典型连杆的有限元分析的结果来进行[1]。该连杆的设计参数如图3所示[1]。验证分析中用于连杆的材料是C70S6合金钢。如图4所示，销和曲柄端的接触条件与第2.3节所述的程序一致。销的中心施加64.7kN的最大压缩载荷。采用有限元分析和实验得到的腹板中部主应力与杆端法兰面的比较，评估模型的准确性。评估的位置及其相应的应力值分别如图5和表4所示。根据结果，实验和有限元结果之间的最大差异是2.38％。这些发现表明，本文提出的模型能够高精度地模拟连杆中的应力场。
4结果和讨论
4.1连杆初始设计应力分布和变形的有限元建模结果
在最大燃烧压力下连杆初始设计和Von Mises应力分布的透视图如图6所示。为了确定连杆关键部位的应力分布，这些应力可以通过图6中的颜色分布进行区分，使用沿这些截面的不同路径的定义。因此，在图7中表示的编号为（1）和（2）的路径分别被定义为沿着小端的支承表面的下部的横向方向以及沿着连杆凸缘的边缘的长度方向。
图8a，b分别表示沿着初始连杆设计路径（1）和（2）的Von Mises应力分布。如图8a所示，在曲柄角为8°的190 bar的外加压力下，连杆小端轴承表面下部中心的Von Mises应力增加到820 MPa并且在该路径的两端大于800MPa。另外，如图8b所示，在最大燃烧室压力下沿路径（2）的Von Mises应力超过630MPa。总体而言，根据获得的应力，可以得出结论，这些应力的水平高于AISI 4340钢的许用应力，AISI 4340钢通常用于生产连杆，而且几乎超过所有的用于生产发动机部件的已知钢材的许用应力。另外，为了确认所开发的有限元模型所获得的数据的可靠性，沿路径（2）的应力分布的网格细化结果如图9所示。因此，如 2.4节所描述的，Von Mises应力分布的收敛性是在11毫米的全球网格尺寸下实现的。
此外，路径（1）的沿着连杆的纵向方向的位移如图10所示。根据该图，最大位移出现在连杆小头的轴承支撑底部的两端等于1.335毫米的地方。就连杆在弯曲压力下的挠曲而言，沿图7中定义的沿着Z和Y轴的横向方向上的路径（2）限定的点的位移分别示于图11a，b。根据这些结果，杆身的最大挠度沿着Z轴等于105mu;m，沿Y轴超过60mu;m。
4.2根据有限元建模结果修改连杆设计
根据前面部分的结果，在190 bar的最大燃烧压力下，初始设计中连杆不同部位的应力水平超过了AISI 4340钢以及发动机生产行业中所有的可用钢材的许用应力。为了修改连杆的初始设计以降低应力和变形的水平，已经评估了一些商用柴油机的连杆的设计。在这个修改的第一步中，型号为kta38的Cummis柴油发动机的被命名为363225连杆的设计被采用[13]。 该连杆的图像如图12a所示。如该图所示，363225连杆的腹板厚度明显较小，而且法兰的宽度与FEM模拟中使用的初始设计相比较大。相应地，对图12b中可见的连杆的初始设计的柄进行一些修改。有限元模型中连杆的初始设计被修改后的设计（模型-2）所取代。在图13中示出了在燃烧室的最大压力下连杆的改进设计中的Von Mises应力分布。因此，某些区域的应力集中程度增加至约780MPa，这仍超过AISI 4340钢的许用应力。因此，一个替代模型已被用来修改连杆的设计，以减少应力和变形的水平。在这些前提下，根据用于kta38柴油发动机的连杆的二次模型进行了进一步的改进，并且在图14a中表示为3632411。因此，连杆的改进设计在图14b（模型-3）中示出。
有限元模拟的结果来源于连杆（模型-3）的第二种改进设计的应力分析，此时曲轴转角为8°，燃烧所产生的压力最大，在图1和2中表示。这些图表示Von Mises应力的分布以及如图7所示的路径（1）和（2）处的连杆的变形和弯曲。图7，图8，图9，图10，图11所示的经有限元分析初步设计的连杆与图15,16,17所示的改进设计的连杆的相关的结果表明连杆小端的轴承表面的下部的最大应力水平从820MPa降低至740MPa，并且为路径（1）限定的点沿着连杆的纵向方向的最大位移从1.335mm降低至0.572mm。此外，根据有限元分析结果，建议使用AISI 4737和35CrMo钢制造符合最终设计的连杆，然后对其进行修改，以耐受燃烧室最大压力下产生的应力水平。根据AISI 4737和35CrMo钢，这两种材料的屈服应力都超过了最大燃烧压力下产生的最大应力[8
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