柴油機(jī)連桿機(jī)構(gòu)的三維模型構(gòu)建及有限元分析案例概述目錄TOC\o"1-3"\h\u964柴油機(jī)連桿機(jī)構(gòu)的三維模型構(gòu)建及有限元分析案例概述 [15]。邊界條件通俗的來(lái)講就是物體在邊界上受到的約束條件，正確的邊界條件的施加更能精準(zhǔn)正確的反應(yīng)物體在實(shí)際工程運(yùn)用中的真實(shí)情況，對(duì)仿真分析結(jié)果的得出有著極其重要的影響。內(nèi)燃機(jī)中連桿螺栓是最重要的連接件，連桿螺栓斷裂會(huì)直接使發(fā)動(dòng)機(jī)停止工作甚至報(bào)廢。連桿螺栓的預(yù)緊力大小不能太小，也不能過(guò)大。預(yù)緊力過(guò)小會(huì)導(dǎo)致連接不緊固，不足的約束力會(huì)導(dǎo)致動(dòng)載荷的增加；預(yù)緊力過(guò)大會(huì)引起連桿材料的變形，甚至超過(guò)材料的屈服極限導(dǎo)致材料的斷裂。在連桿的工作狀況中，存在著兩種最危險(xiǎn)的情況，即最大受壓工況是氣缸內(nèi)出現(xiàn)最大爆發(fā)壓力的情況和由于往復(fù)慣性力出現(xiàn)最大拉伸力的最大受拉工況。通過(guò)內(nèi)燃機(jī)原理的學(xué)習(xí)，我們可以知道缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在壓縮上止點(diǎn)附近，往復(fù)慣性力造成的最大拉伸力出現(xiàn)在排氣上止點(diǎn)附近。經(jīng)過(guò)以往的工程經(jīng)驗(yàn)我們得知，只要在這兩種危險(xiǎn)工況下連桿能夠滿足強(qiáng)度要求那么認(rèn)為連桿在內(nèi)燃機(jī)的實(shí)際工況下是可靠的。在經(jīng)過(guò)以上理論分析之后本次仿真分析就選取這三種典型的工況對(duì)連桿的強(qiáng)度進(jìn)行有限元分析，分別是：裝配預(yù)緊力工況、最大受拉工況以及最大受壓工況。2.3連桿的靜態(tài)有限元分析2.3.1預(yù)緊工況為了防止在工作時(shí)由于載荷重要導(dǎo)致連桿體與大頭蓋分開(kāi)，需要在裝配時(shí)添加一個(gè)足夠的預(yù)緊力P1和一個(gè)使軸瓦貼緊瓦座的預(yù)緊力P2，這兩個(gè)力的合力即為本次需要嚴(yán)加的螺栓預(yù)緊力。在第三章的計(jì)算中我們求出了這個(gè)螺栓預(yù)緊力在施加了螺栓預(yù)緊力之后，得出的預(yù)緊工況下連桿的應(yīng)力和應(yīng)變圖：圖5-3預(yù)緊工況下連桿的應(yīng)力圖圖5-4預(yù)緊工況下連桿的應(yīng)變圖2.3.2最大拉伸工況最大受拉工況是止活塞處于進(jìn)氣沖程上止點(diǎn)附近時(shí)，連桿承受往復(fù)慣性力所受的最大受拉工況，在上述計(jì)算中得到小頭受到的拉伸載荷為8327.43N。在固定大頭后，對(duì)連桿小頭施加載荷后得到連桿在拉伸載荷下的連桿受力變形圖和應(yīng)力圖。圖5-5連桿拉伸載荷下變形圖圖5-6連桿在拉伸載荷下應(yīng)力圖通過(guò)有限元分析得到，在最大拉伸工況下，連桿的最大變形量為0.011584mm，最大應(yīng)力值為72.373Mpa，連桿材料為40Cr，其屈服強(qiáng)度為785Mpa，許用安全系數(shù)ns取2，計(jì)算出許用應(yīng)力[n]=2.3.2最大受壓工況連桿最大受壓工況是活塞處于膨脹沖程上止點(diǎn)附近時(shí)，連桿受到最大壓縮載荷的作用。根據(jù)第三章的計(jì)算得到連桿小頭在最大受壓工況的力為66748.77N。在固定連桿頭，在小頭施加受壓載荷后得到連桿在最大受壓工況的連桿變形圖及應(yīng)力圖。圖5-7連桿在壓縮載荷變形圖圖5-8連桿在壓縮載荷下的應(yīng)力圖根據(jù)有限元分析得到，連桿在最大受壓工況下，連桿的最大變形量為0.092912mmm，最大應(yīng)力值為273.76Mpa小于其許用應(yīng)力392.5Mpa，滿足其強(qiáng)度要求。2.4本章小結(jié)本章將Pro/E軟件中的連桿三維模型導(dǎo)入ANSYSWorkbench2021R1軟件中，對(duì)有限元模型進(jìn)行了網(wǎng)絡(luò)劃分、定義