摘要自19世紀(jì)末以來，歷經(jīng)了無數(shù)代人的摸索與改進(jìn)，如今的這門技藝已相當(dāng)完善。發(fā)動機(jī)熱效率高，功率大，轉(zhuǎn)速范圍寬，比質(zhì)量低，是我國國民經(jīng)濟(jì)和國防事業(yè)發(fā)展的主要?jiǎng)恿ρb置。但因其結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜，若仍沿用傳統(tǒng)的機(jī)械力學(xué)手段，僅能粗略地反映其受力與變形狀態(tài)，離更深入的研究需求還有很長的路要走。因此，采用基于有限元法的工藝軟件對其性能進(jìn)行研究，是當(dāng)前比較先進(jìn)的研究手段。接頭是汽車發(fā)動機(jī)的核心零件，其結(jié)構(gòu)參數(shù)直接關(guān)系到整車的容積和重量，其結(jié)構(gòu)參數(shù)直接關(guān)系到發(fā)動機(jī)的工作和運(yùn)行狀態(tài)。尤其隨著汽車發(fā)動機(jī)對動力性能及穩(wěn)定性能的不斷提高，對連桿工作條件的要求也越來越高。當(dāng)前，有關(guān)這方面的研究已取得一定進(jìn)展。因此，有必要建立一套實(shí)用、精確、可靠的分析手段，對該結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化。關(guān)鍵詞：發(fā)動機(jī)；接頭；連桿

目錄TOC\o"1-3"\h\u172361緒論 緒論自19世紀(jì)末以來，歷經(jīng)了無數(shù)代人的摸索與改進(jìn)，如今的這門技藝已相當(dāng)完善。發(fā)動機(jī)熱效率高，功率大，轉(zhuǎn)速范圍寬，比質(zhì)量低，是我國國民經(jīng)濟(jì)和國防事業(yè)發(fā)展的主要?jiǎng)恿ρb置。但因其結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜，若仍沿用傳統(tǒng)的機(jī)械力學(xué)手段，僅能粗略地反映其受力與變形狀態(tài)，離更深入的研究需求還有很長的路要走。因此，采用基于有限元法的工藝軟件對其性能進(jìn)行研究，是當(dāng)前比較先進(jìn)的研究手段。發(fā)動機(jī)是一輛轎車的關(guān)鍵零件，可以說是一輛車的“心臟”，其中一根連接著發(fā)動機(jī)與活塞，通過將發(fā)動機(jī)的推力傳給發(fā)動機(jī)，使其產(chǎn)生的動力轉(zhuǎn)換成曲柄的轉(zhuǎn)動，進(jìn)而完成對外界的功。當(dāng)連接桿的小端部分工作時(shí)，連接一個(gè)柱座與一個(gè)柱座，完成往復(fù)運(yùn)動；在連接桿的大末端與曲柄軸連接，作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動。桿身在面內(nèi)作較為復(fù)雜的運(yùn)動，受力情況較為復(fù)雜。在內(nèi)燃機(jī)中，連桿是最主要的承載部分，它在運(yùn)動時(shí)要承受活塞燃?xì)獾膲簭?qiáng)、往復(fù)的慣性力和它本身擺動而產(chǎn)生的慣性力，它們的幅值和方向均呈周期性變化。在使用過程中，由于活塞的強(qiáng)大推力和高速運(yùn)轉(zhuǎn)，使其產(chǎn)生彎曲和扭轉(zhuǎn)等現(xiàn)象。在此條件下，不僅會造成活塞的拉缸，還會造成其他零件的非正常磨損，造成連接件的疲勞破壞，最終導(dǎo)致連接件的折斷，從而導(dǎo)致用戶的安全得不到保障，造成重大事故[2]。2連桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)及建模2.1連桿的設(shè)計(jì)根據(jù)其結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，將其分為三部分：大連桿頭部分、連桿本體部分和連桿小頭部分。連桿設(shè)計(jì)的基本步驟為：1、設(shè)計(jì)連桿的長度，即確定連桿的結(jié)構(gòu)及型式；2、設(shè)計(jì)連桿小頭的孔，其大小由與之相連的活塞的大小來確定；3、連桿機(jī)體的結(jié)構(gòu)和尺寸設(shè)計(jì)：4、連桿大頭孔尺寸設(shè)計(jì)：先進(jìn)行曲柄的尺寸設(shè)計(jì)，然后再按曲柄軸的尺寸確定大頭孔的尺寸，5、連桿螺栓尺寸設(shè)計(jì)，連桿結(jié)構(gòu)的技術(shù)設(shè)計(jì)等。2.1.1連桿長度的確定連桿長度與整機(jī)的高低及連桿的擺角有關(guān)。若在連桿的設(shè)計(jì)中盲目增加其長度，則在汽缸內(nèi)徑及活塞行程不變的情況下，引擎總高度增加，連桿與曲柄的擺角也隨之降低。因?yàn)檫B桿的擺角越小，在活塞兩側(cè)所承受的壓力就越小，從而減少了由摩擦引起的汽缸功率損失，從而增加了引擎的功率和汽缸的使用壽命。然而，若一根桿的尺寸過大，其總質(zhì)量就會變得很大，這主要是由于物體本身的慣性力強(qiáng)烈地依賴于物體的質(zhì)量，所以在物體質(zhì)量很大的情況下，慣性力也會隨著物體質(zhì)量的增大而增大。但從實(shí)際操作和相關(guān)試驗(yàn)中發(fā)現(xiàn)，實(shí)際上，柱塞缸套的長度對其磨損和損失沒有明顯的作用。因此有些地方，為了避免鏈條相互撞擊，需要將鏈條做得很短。因此，在進(jìn)行接頭的設(shè)計(jì)時(shí)，應(yīng)先確定接頭的長度l，即：接頭的大接頭與小接頭之間的距離。通常，通過連桿的比率（laminatedratio）=r/I決定，laminatedratio=0.24-0.3125。在該方案中，選取了la=0.26,r=45.5毫米，計(jì)算出l=175毫米。2.1.2連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)因?yàn)闂U的小端部通過活塞銷與活塞相連，所以當(dāng)柱塞做往復(fù)運(yùn)動時(shí)，桿會有輕微的擺動。在搖擺過程中，桿上存在著兩種類型的慣性力，即其本身的移動和活塞群的移動。所以，連桿的小頭徑大小與它的聯(lián)接形式密切相關(guān)。柴油機(jī)普遍采用全懸浮式連接，即在室溫下，各活塞接頭具有合適的配合間隙，并能自由旋轉(zhuǎn)。小端軸承座（軸承）裝在軸承座的小頭上，卡環(huán)則裝在軸承座上的一個(gè)孔內(nèi)。為此，在確定接頭小頭結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)參數(shù)時(shí)，應(yīng)著重考慮兩方面的問題：一是接頭的結(jié)構(gòu)參數(shù)的確定；二是要確保內(nèi)支撐系統(tǒng)的平穩(wěn)運(yùn)行。由于連接件小頭孔的內(nèi)部直徑由支承間距和柱塞的外徑?jīng)Q定，所以要調(diào)整小頭孔的軸線方向和柱塞的方向，也就是，小頭孔的負(fù)載容量與軸套和柱塞的壓力承受面積是一致的。為了確保接頭的受力均勻，一般采用薄壁圓環(huán)結(jié)構(gòu)。一般情況下，桿身與桿身的轉(zhuǎn)換部位是最大的，也是最大的。在同等荷載下，桿與桿的過渡段因尺寸變化大、受力大，通過在桿與桿的過渡段進(jìn)行弧形過渡，可減小其應(yīng)力集中，從而保證過渡的平滑。為了實(shí)現(xiàn)輕量化，增加了軸承座與柱座的摩擦系數(shù)，增加了軸承座的使用壽命。連接部件小末端的尺寸表示在圖2-1中，而連接部件的內(nèi)徑d和連接部件的較小末端的寬度B，此處d為36mm,B為36mm。圖2-1連桿小頭的結(jié)構(gòu)尺寸為提高耐磨性能，多數(shù)襯套采用的是耐磨的錫青銅鑄造，通過特定的干涉量將其壓進(jìn)小頭的孔內(nèi)，其厚度一般選取2-3毫米，這一次的設(shè)計(jì)中，δ=2毫米，所以小頭的直徑d=d.+2Δ=40毫米，而小頭外徑D.=(1.2~1.35)d，本次設(shè)計(jì)取D。2.1.3連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)其實(shí)，桿體本身就是一種很細(xì)很脆的材料，一旦桿身的穩(wěn)定性出了問題或者產(chǎn)生了扭曲，就會導(dǎo)致整個(gè)連接裝置無法正常工作，同時(shí)桿身的結(jié)構(gòu)也不能太大，否則不但會使連接件的質(zhì)量增加，同時(shí)也會對汽缸套的運(yùn)動產(chǎn)生不利的作用。桿身為中間內(nèi)凹，兩端高，以中軸為圓心的工字形，其截面一般采用鍛造成形工藝，但在不影響制品質(zhì)量的同時(shí)，又不影響其剛度?！癡”字桿型桿身承載能力強(qiáng)，適用于高速高功率大批量生產(chǎn)，并可在相同機(jī)械性能下實(shí)現(xiàn)運(yùn)動重量最小的優(yōu)點(diǎn)。工字形截面的寬度B=(0.2~0.3)D(D=110毫米），在本項(xiàng)目中，B=0.2D=22毫米，在工形截面上H=(1.5~1.8)B，本項(xiàng)目采用H=1.65B=36mm。為了實(shí)現(xiàn)從小頭到大頭之間的受力更加均勻，并且負(fù)載小的活塞銷和大的曲柄軸頸的尺寸，桿身由小頭向大，按規(guī)律的增加，而在桿兩端與桿體相連的部位，采用弧形進(jìn)行平滑過渡，在桿體與小頭、大頭之間的過渡部位，采用大的倒角。2.1.4連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)大端部采用帶孔的軸承軸套與曲柄軸頸裝配而成。許多公司為便于裝配和維修，通常都會使用分裂式，即把連桿分為桿身和桿蓋兩個(gè)部件，然后在最終裝配時(shí)，通過螺釘將兩者結(jié)合起來。可分為兩類：在進(jìn)行斜切時(shí)，將切割曲面與棒身的對稱曲面所形成的角度稱為“等”。其特點(diǎn)是：易于制造，具有良好的剛度，無剪斷桿，是一種理想的大端連接方式，方便了軸承套管的裝配和更換。在蓋與桿身接合表面設(shè)有“止口”，可保證蓋在裝配時(shí)準(zhǔn)確地與桿身接合，且可防止蓋橫向偏斜，提高接頭剛度。在聯(lián)桿帽的結(jié)構(gòu)中，在兩個(gè)連接部位的公共垂直面上分別設(shè)置了兩個(gè)加強(qiáng)肋，以提高連接面的強(qiáng)度、降低支承的熱量，并提高連接面的強(qiáng)度。連桿頭的結(jié)構(gòu)參數(shù)，是由其直徑、長度、襯套的厚度，以及連接螺釘?shù)闹睆經(jīng)Q定的，并且，D、B是在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)決定的。圖2-2連桿大頭主要尺寸詳細(xì)的細(xì)節(jié)是：由圖2-2可知，大頭的寬B=40毫米，軸承殼的直徑d=66毫米，軸承殼的厚度δ=（1.4-3）毫米，如果Δ.=2毫米，則可以得出大頭孔的直徑。2.1.5連桿螺栓的設(shè)計(jì)根據(jù)氣缸的直徑D，對連接件的螺紋的直徑進(jìn)行了選取，從這一點(diǎn)可以看到，本設(shè)計(jì)中將采用。2.1.6連桿的工藝性設(shè)計(jì)在設(shè)計(jì)中，要綜合分析工藝結(jié)構(gòu)對產(chǎn)品結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、工藝路線的編制和生產(chǎn)工藝的選取，從而直接關(guān)系到產(chǎn)品的生產(chǎn)成本。在連接器中采用以下方式構(gòu)建程序：(1)接頭蓋與桿身定位：由于接頭蓋與桿身均為一對，完工后均在同一面作標(biāo)記，裝配時(shí)不得互換或更換，故采用一成不變的結(jié)構(gòu)方式。對半定位一般采用螺絲，將螺絲中間部分精細(xì)處理成圓柱狀或光滑圓柱狀，并有精密的螺絲鉆孔，以保證螺絲就位。通常采用的是套管式，Z字形和隔板式。采用套管定位，對定位精度和工藝條件提出了較高的要求：由于在齒輪的制造中，對加工的尺寸精度和表面質(zhì)量有較高的要求，因此，制造出來的定位結(jié)構(gòu)的精度也比較高，從而使得連接桿罩與桿身的裝配更加穩(wěn)定；在制造過程中需要更多的過程，而在制造過程中過程更簡單，但過程不夠穩(wěn)定。(2)大、小頭的厚度：各大頭的尺寸要求較高，因此，各工序加工的基準(zhǔn)選擇十分重要，為確保加工的準(zhǔn)確性及后續(xù)工序的要求，可將大的頭、小頭的厚度設(shè)定成：一個(gè)原因。而本方案中，連桿大頭和小頭的厚度是不一樣的，在進(jìn)行加工時(shí)，要先按等厚的方法進(jìn)行加工，然后把連桿小頭按要求的大小進(jìn)行加工。(3)桿上開有孔：由于活塞銷與桿端小頭軸瓦在傳遞的方向及受力過程中會產(chǎn)生很小的震動，因此二者之間會有摩擦，若長時(shí)間持續(xù)下去，會極大地降低傳動效率及傳動的精度。為此，可采用加入潤滑劑的方法減小摩擦。在桿體上鉆孔油孔，油孔與大小頭的軸瓦軸套相連，形成一個(gè)壓力油道，使?jié)櫥推鸬綕櫥男Ч矗涸谶B桿小頭上設(shè)有一個(gè)儲油池或集油孔，當(dāng)曲柄軸旋轉(zhuǎn)時(shí)，將從曲柄箱中噴濺出去的機(jī)油吸走，達(dá)到潤滑摩擦表面的目的。本文提出的連接桿采用噴濺式潤滑法，由于小頭孔的位置及數(shù)量對連接件的剛度及強(qiáng)度都有很大的影響，因此本文提出在連接桿小頭處開一個(gè)集油孔，避免在該部位鉆油孔。2.2連桿的建模2.2.1CATIA簡介CATIA中文名稱為“CATIA”或“CATIA”。CATIA語言簡潔、內(nèi)容廣泛，具有較強(qiáng)的實(shí)用性和實(shí)用性。CATIA廣泛應(yīng)用于汽車、航空、儀表、造船、軍工、建設(shè)、動力管路、通信、設(shè)備等行業(yè)。CATIA是世界上應(yīng)用最為廣泛的汽車系統(tǒng)，被世界各國汽車制造商所廣泛應(yīng)用，同時(shí)也是汽車工業(yè)的主力產(chǎn)品。在汽車造型、車身、動力設(shè)備等的設(shè)計(jì)中，軟件有著自己的優(yōu)點(diǎn)，其可擴(kuò)展性和可平行工程的功能，可以大幅縮短開發(fā)時(shí)間，提升工作效率，同時(shí)也可以節(jié)約費(fèi)用。當(dāng)前，上海大眾、一汽、奇瑞等眾多汽車企業(yè)均將CATIA作為自己的研發(fā)平臺。2.2.2連桿的建模用CATIA軟件，單擊“開始”菜單中的“機(jī)械設(shè)計(jì)”菜單，再從菜單中的“零件設(shè)計(jì)”菜單中選擇“零件設(shè)計(jì)”鍵，再單擊相應(yīng)的按鍵，即可打開“部件設(shè)計(jì)”界面。利用該模型，建立了連桿本體、連桿襯套、連桿罩、連桿螺栓和連桿襯套的三維實(shí)體模型。可以從2~3,3~4,3~5,3~6,3~7看出。圖2-3連桿桿身圖2-4連桿襯套圖2-5連桿蓋圖2-6螺栓圖2-7連桿軸瓦2.2.3連桿的裝配部件繪制完成，接下來就是裝配了。在CATIA中，按“開始”菜單中的“機(jī)械設(shè)計(jì)”菜單中的“裝配設(shè)計(jì)”菜單中的“裝配體”菜單中選擇“裝配體”菜單中的“設(shè)置”按鈕，選擇已經(jīng)存在的部件，選擇“添加兩個(gè)”按鈕，選擇“添加兩個(gè)”按鈕，選擇“添加”按鈕，單擊“添加”按鈕，單擊“添加”按鈕，再添加“約束”按鈕，完成部件的組裝。發(fā)動機(jī)接頭組件，參見附圖2-8。圖2-8連桿裝配體3連桿的靜力有限元分析及模態(tài)分析3.1有限元法簡介基于位移法，本文給出了一種基于位移法的計(jì)算公式。將一個(gè)系統(tǒng)分成幾個(gè)部分，一個(gè)部分，稱為“離散”，每個(gè)“單元”可以分為幾個(gè)單元，稱為“有限單元”。在此基礎(chǔ)上，利用變分原則，使約化方程存在某一最優(yōu)解及某一特定解集合，再以某種方法將其納入更大系統(tǒng)，進(jìn)而實(shí)現(xiàn)對整個(gè)系統(tǒng)中復(fù)系統(tǒng)的求解。最后，把這一問題化為一種帶有某種特殊含義的一系列線性代數(shù)方程組。ANSYS是當(dāng)今世界范圍內(nèi)發(fā)展最快的大型通用CAE軟件，它對多場耦合流動的仿真有著其他軟件無法相比的優(yōu)越性。該算法不僅可以求解結(jié)構(gòu)，流體，電磁場，撞擊等復(fù)雜問題，且精度高，易于與大多數(shù)CAD程序相匹配，因而在眾多領(lǐng)域得到越來越多的應(yīng)用。3.2連桿靜力有限元分析3.2.1定義材料和屬性開啟Ansys，建立一個(gè)在工程學(xué)下的解析工程學(xué)，添加一些數(shù)據(jù)。經(jīng)查閱相關(guān)數(shù)據(jù)，本次方案中，接頭采用20CrMnMo材料，接頭采用銅材料，接頭采用40Cr材料。3-1,3-2和3-3代表了它們的材料特征，并且在圖4-4中顯示了它們的材料特征。圖3-1連桿材料屬性圖3-2襯套材料屬性圖3-3螺栓材料屬性圖3-4連桿零件的材料示意圖將有關(guān)的桿、軸襯的材質(zhì)參數(shù)用表來對比，如表3-1所示。表3-1連桿、襯套的材料參數(shù)材料材料密度ρkg/m3泊松比μ彈性模量EPa拉伸屈服強(qiáng)度MPa抗壓屈服強(qiáng)度MPa抗拉強(qiáng)度極限MPa抗壓強(qiáng)度極限MPa20CrMnMo78000.32.11×10118006001080750銅83000.341.1×10112802804303.2.2網(wǎng)格劃分在網(wǎng)格剖分中，網(wǎng)格剖分的精度將會決定最后的精度和耗時(shí)，所以在網(wǎng)格劃分中使用了一個(gè)預(yù)處理功能。提出了擴(kuò)展剖分，鏡像剖分，自由剖分，自適應(yīng)剖分的四種方法，并對其進(jìn)行了分析。本研究將以無約束剖分的方式，對3-6中的連接體進(jìn)行離散，得到39597個(gè)和68740個(gè)結(jié)點(diǎn)，其剖分后的結(jié)果見圖3-5。圖3-5節(jié)點(diǎn)數(shù)與單元數(shù)3.2.3施加載荷當(dāng)內(nèi)燃機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，連桿的慣性力有四種：一是當(dāng)連桿隨著活塞的運(yùn)動而產(chǎn)生的周期性慣性力Fn；二是當(dāng)一根桿圍繞著質(zhì)心進(jìn)行變速轉(zhuǎn)動的時(shí)候，它是由內(nèi)向加速度產(chǎn)生的離心力、切向加速度產(chǎn)生的慣性力以及角加速度引起的轉(zhuǎn)動慣性矩。在對連桿進(jìn)行應(yīng)力分析的基礎(chǔ)上，將施加在連桿大小頭上的慣性力與扭矩完全代替，即將連桿變換成兩個(gè)質(zhì)量置換體系。把受在桿件上的力、慣性力、扭矩等全部轉(zhuǎn)換成桿件受力。在對連桿進(jìn)行靜態(tài)有限元法計(jì)算時(shí)，利用二次拋物線計(jì)算其軸向載荷，利用余弦函數(shù)進(jìn)行環(huán)向載荷計(jì)算，使得作用在連桿內(nèi)外面上的載荷更加接近實(shí)際。由有限寬軸頸薄膜壓強(qiáng)的分布可知，接觸角大小與其相匹配的孔、縫等參數(shù)相關(guān)，一般?。?20-180）°，本項(xiàng)目采用120°作為約束連接件的載荷，設(shè)置連接件的長度2L，孔的直徑2a，并在連接件的中央建立承載分配的坐標(biāo)體系，如圖3-6所示。圖3-6連桿載荷計(jì)算方法從圖3-6所示的連接件內(nèi)孔表面載荷的分配可知，在連接件的最大壓縮工作條件下，連接件的載荷分配情況如圖3-7所示，而在連接件的最大拉伸工作條件下，所述連接件所受到的載荷位置如圖3-8所示：圖3-7受壓元件下載荷位置圖3-8受拉條件下載荷位置研究發(fā)現(xiàn)，在極限狀態(tài)下，兩種極限狀態(tài)下，桿兩端的載荷分布分別為F、F。由第2章所述的解析可知，在壓縮狀態(tài)下，連接桿小頭內(nèi)孔面上所承受的力F，即為施加于活塞上的氣壓F與所述活塞的往復(fù)慣性力之間的差值，即施加于所述桿大頭部的內(nèi)孔面上的力F，即F將與所述連桿組的來回慣性力之間的差值，即為：當(dāng)連接桿小頭受到的作用力F為正數(shù)時(shí)，該連接為壓縮工況，當(dāng)F為負(fù)數(shù)時(shí)，該工況為張力工況，反之，當(dāng)該連接桿的大扭矩F為正時(shí)，該工況為張力工況，當(dāng)F為負(fù)時(shí)，該工況為壓縮工況。在彎曲角度為0的情況下，在最大拉伸條件下，桿的小頭內(nèi)孔所能承受的最大拉伸力是F.=14123N，而在最大彎曲角度下，在最大彎曲角度下，所承受的最大拉伸應(yīng)力是F.=14123N。然而，因?yàn)樵诓僮鬟^程中，桿的小端部連接到一個(gè)活塞上，而柱塞和柱塞之間又有一個(gè)連接著一個(gè)活塞，因此，關(guān)于“大頭受拉”的問題就不必再做進(jìn)一步的討論了。當(dāng)桿有受力情況下，分別給出了“小端受壓時(shí)大端不動”“大端受壓時(shí)小端受壓”兩種情況。在圖3-11、圖3-12、圖3-13、圖3-14中示出裝載之后的結(jié)果。圖3-9最大拉伸工況連桿小頭孔內(nèi)表面力示意圖圖3-10最大拉伸工況連桿小頭孔內(nèi)加載載荷圖3-11最大壓縮工況連桿小頭孔內(nèi)表面力示意圖圖3-12最大壓縮工況連桿小頭孔內(nèi)加載載荷圖3-13最大壓縮工況連桿大頭孔內(nèi)表面力示意圖圖3-14最大壓縮工況連桿大頭孔內(nèi)加載載荷3.2.4求解及結(jié)果分析利用ANSYS軟件對其進(jìn)行了兩種極限狀態(tài)下的應(yīng)力應(yīng)變和變形計(jì)算。拉桿小端受拉時(shí)的受力、應(yīng)變和變形狀況如圖3-15,3-16,3-17所示。圖3-15連桿小頭最大拉伸狀態(tài)的應(yīng)力圖3-16連桿小頭最大拉伸狀態(tài)的應(yīng)變圖3-17連桿小頭最大拉伸狀態(tài)的變形在一次往復(fù)運(yùn)動過程中，在最大張緊情況下，其最大應(yīng)力出現(xiàn)在連接桿的前端，其值為0.0425MPa，而最大變形發(fā)生在連接桿的末端，其值為5.339—8毫米，最大位移出現(xiàn)在連接桿的末端，其值為1.362—7毫米。以上各項(xiàng)指標(biāo)均滿足抗張強(qiáng)度要求，且在其彈性形變范圍之內(nèi)，未超過其所能承受的極限。在最大壓縮工作條件下，最大變形發(fā)生在桿帽與桿體結(jié)合部，其最大變形為0.0809MPa，而最大變形發(fā)生在接頭上，其最大變形發(fā)生在接頭上，為1.462e-7毫米；在最大壓力狀態(tài)下，其最大位移發(fā)生在連接桿上的頭部，其最大變形為0.00565MPa；最大位移發(fā)生在連接頭下部套管的邊沿，其最大位移為6.67e-9毫米；同樣，這兩種材料都滿足低于材料的彈性形變量范圍并且不超過材料的容許應(yīng)力值的抗拉強(qiáng)度。3.3連桿螺栓有限元分析3.3.1模型的建立及邊界條件從表3-2中可以看到，我們選用的是40CrM12六角頭螺栓，其材料見下圖3-2。表3-2螺栓材料相關(guān)參數(shù)材料材料密度ρkg/m3泊松比μ彈性模量EPa拉伸屈服強(qiáng)度MPa抗壓屈服強(qiáng)度MPa抗拉強(qiáng)度極限MPa抗壓強(qiáng)度極限MPa40Cr78500.332×1011785250980300采用有限元法分析了錨固件在最大張緊力和最大張緊力作用下的應(yīng)力狀態(tài)和錨固件的應(yīng)力狀態(tài)?？紤]到結(jié)構(gòu)的對稱性，在連接結(jié)構(gòu)中只選擇一個(gè)螺栓作為研究的目標(biāo)，而沒有考慮連接螺栓的螺栓。由于螺紋連接的結(jié)構(gòu)尺寸較小，故有必要將其劃分為多個(gè)單元。3.3.2求解及結(jié)果分析利用ANSYS軟件對其進(jìn)行了應(yīng)力計(jì)算，得到了其在應(yīng)力狀態(tài)下的應(yīng)力狀態(tài)。如從圖3-18、3-19中所看到的那樣。圖3-18連桿螺栓的應(yīng)力圖3-19連桿螺栓局部的應(yīng)力如圖3-18所示，當(dāng)加載及加載扭矩時(shí)，該螺栓等效受力最大值為777.24MPa，比其抗拉強(qiáng)度值小。從圖3-19中可以看出，錨桿等效受力最大值發(fā)生在錨桿與桿身接頭的轉(zhuǎn)點(diǎn)處。在整個(gè)施工中，預(yù)應(yīng)力混凝土梁的兩端所承受的應(yīng)力是最小的，而梁與梁的過渡部分是最易發(fā)生斷裂的部位。在此基礎(chǔ)上，利用ANSYS軟件對接頭進(jìn)行受力狀態(tài)下的應(yīng)力狀態(tài)進(jìn)行了計(jì)算。如從圖3-20中的3-21中顯而易見的那樣。圖3-20連桿螺栓的應(yīng)變圖3-21連桿螺栓局部的應(yīng)變4連桿的疲勞分析及熱應(yīng)力分析4.1連桿的疲勞分析在交變荷載作用下，構(gòu)件在承受的交流應(yīng)力還沒有超過其靜態(tài)強(qiáng)度允許值時(shí)，其局部區(qū)域?qū)⒊霈F(xiàn)疲勞開裂，并由此引發(fā)突發(fā)性破壞，即“疲勞破壞”。因其產(chǎn)生和發(fā)展不易被發(fā)現(xiàn)，且失效多在瞬間完成，造成了巨大的危害和巨大的經(jīng)濟(jì)損失。因其破壞方式和破壞機(jī)理不同于靜載，破壞方式和機(jī)理為動載，不能按靜力加載的破壞方式進(jìn)行破壞分析和設(shè)計(jì)。在高速、大功率、重量不斷減輕的今天，對零部件的耐用性和耐用性的要求也日益提高。因此，在我國汽車制造業(yè)中，對其進(jìn)行疲勞特性的分析、研究已是一個(gè)必不可少的課題。以前的研究主要采用實(shí)驗(yàn)的方法。近年來，隨著計(jì)算機(jī)技術(shù)的飛速發(fā)展，基于海量試驗(yàn)資料的結(jié)構(gòu)損傷分析與損傷預(yù)測成為可能，極大地促進(jìn)了構(gòu)件的疲勞分析與應(yīng)用。4.1.1疲勞分析理論基礎(chǔ)根據(jù)其工作循環(huán)，可分為高循環(huán)與低循環(huán)兩類。從狹義上講，這類零件的裂紋是由零件表層的塑性變形引起的。通常情況下，當(dāng)構(gòu)件載荷非常小時(shí)，應(yīng)力-位移是引起構(gòu)件疲勞破壞的首要原因，這種情況下構(gòu)件的服役時(shí)間相對較長，若工作時(shí)間大于10次則稱之為高循環(huán)疲勞；但大載荷作用下，由于其較小的塑性變形會引起結(jié)構(gòu)破壞，其服役壽命通常少于10個(gè)小時(shí)，我們稱之為“低周疲勞”。在載荷作用下，構(gòu)件會發(fā)生疲勞失效。該載荷可以分為幅值和正負(fù)方向隨時(shí)間變化的交變載荷；一種是任意載荷，其幅值及正負(fù)方向均隨時(shí)間變化。交變載荷也稱為周期性載荷。在交變載荷作用下，在材料內(nèi)部產(chǎn)生的局部應(yīng)力叫做交變載荷。圖4-1給出了隨時(shí)間而改變的最大壓力，最小壓力和周期T所表示的改變。圖4-1對稱循環(huán)交變載荷極限應(yīng)力之比被稱作周期特性或以r表達(dá)的應(yīng)力比率，并可記為：r=σminσmin若r=-1則為對稱交變應(yīng)力，r≠0則為不對稱交變應(yīng)力。而r=0時(shí)稱為拉伸脈動應(yīng)力，r=-∞時(shí)稱為壓縮脈動循環(huán)。下面的一些概念通常用于構(gòu)造疲勞負(fù)荷：σa=σmax△σ=σ?σ=2σ?(4-3)σn=σmn其中：σ。——應(yīng)力幅(不隨時(shí)間變化的交變應(yīng)力稱恒幅交變應(yīng)力，否則稱變幅交變應(yīng)力):△σ——應(yīng)力范圍：σ?——平均應(yīng)力。在交變載荷作用下，材料的應(yīng)力值越小，材料發(fā)生疲勞破壞的時(shí)間就越長。通過研究在相應(yīng)的承壓條件下產(chǎn)生開裂情況下，被試零件所承受的最大工作應(yīng)力與其疲勞壽命的相關(guān)性，得出了如圖4-2所示的S-N耐壓性能曲線。常用的方法是用標(biāo)樣做疲勞實(shí)驗(yàn)。圖4-2S-N曲線在不發(fā)生破壞的條件下，其壽命N趨于無窮大，其對應(yīng)的應(yīng)力即為材料的疲勞壽命上限。鋼鐵產(chǎn)品的“無限”范圍一般為10，焊接部件為2，非鐵金屬為10。試件發(fā)生破壞后，加載于試件上的應(yīng)力與其疲勞壽命的函數(shù)為：σ??N=C(4-5)其中：σ——應(yīng)力幅或最大應(yīng)力：N——發(fā)生破壞時(shí)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：m.C——材料常數(shù)。如果某一種材料能夠承受的最大壓強(qiáng)，可以用4—5表示，也可以用一條對角線表示。相反，在給定的載荷作用下，其相應(yīng)的疲勞壽命也是相同的。在結(jié)構(gòu)的疲勞分析中，可分為兩個(gè)方面：一是測試安全性系數(shù)，二是預(yù)期疲勞壽命。在此基礎(chǔ)上，應(yīng)用了一種新的應(yīng)力—壽命循環(huán)方法和局部一應(yīng)變方法，對該方法進(jìn)行了理論和數(shù)值模擬。該分析僅適合于由于結(jié)構(gòu)內(nèi)部存在應(yīng)力集中的情況下的低循環(huán)疲勞問題。而在構(gòu)件的應(yīng)力集中部位，只因材料的彈性形變引起的高循環(huán)疲勞，則可用“應(yīng)力—壽命”方法來研究。又叫名義應(yīng)力法，又叫名義應(yīng)力法，其主要包括：無限壽命和有限壽命。(一)無限壽命設(shè)計(jì)“無限壽命”是指在構(gòu)件危險(xiǎn)部位處的應(yīng)力不超過其所能承受的疲勞強(qiáng)度，以確保構(gòu)件在一定的交變載荷作用下可以無限長時(shí)間運(yùn)行。此連接方法的運(yùn)用該裝置的構(gòu)造相對簡單，具有較低的應(yīng)力集中，具有恒定的幅值和極低的超載應(yīng)力和極少的循環(huán)周期。如果S比S小，我們就說它是無限的。如圖4-2所示。1、對稱循環(huán)載荷下的疲勞強(qiáng)度條件為σ???≤σ??(4nσ=σ?1式中，σ??一對稱交變應(yīng)力的持久極限：Kn、ε。β——有效應(yīng)力集中系數(shù)、尺寸系數(shù)、表面質(zhì)量系數(shù)。2、不對稱循環(huán)載荷下的疲勞nα=σ?1式中，y。一材料疲勞循環(huán)特性系數(shù)。(二)有限壽命設(shè)計(jì)在重復(fù)載荷、沖擊載荷相對較大以及隨意載荷作用下，其工作壓力可能會超出其極限。極限壽命是指在一定的工作年限內(nèi)，構(gòu)件的各項(xiàng)特性都可以得到最大程度的利用，在不發(fā)生失效的情況下，確保構(gòu)件的安全工作。在進(jìn)行結(jié)構(gòu)極限承載力計(jì)算時(shí)，不應(yīng)只依據(jù)最大載荷，而應(yīng)按累計(jì)失效原則進(jìn)行計(jì)算。1、邁因納累積損傷理論(又稱線性累積損傷理論)研究表明，在反復(fù)加載條件下，結(jié)構(gòu)中各個(gè)階段的疲勞失效均按線性累積的模式進(jìn)行，各個(gè)階段的應(yīng)力相互獨(dú)立。當(dāng)循環(huán)的次數(shù)足夠多時(shí)，當(dāng)損傷累積到一個(gè)臨界點(diǎn)時(shí)，就會發(fā)生疲勞破壞。在任一周期內(nèi)發(fā)生的疲勞失效：D=1N(式中：N——對應(yīng)負(fù)荷下的疲勞壽命.假定各壓力下零件的實(shí)際加工時(shí)間是n，對應(yīng)的加工時(shí)間是N，則有：D=∑niNi（4-10）公式稱為Miner準(zhǔn)則，該準(zhǔn)則是建立在一條直線上累積破壞的基礎(chǔ)上。2、雙線性累積損傷理論在此基礎(chǔ)上，建立了一種基于累積載荷的線性累積失效模式。但是，Miner準(zhǔn)則不能對這兩個(gè)過程進(jìn)行高效的分區(qū)，造成了數(shù)值解的離散性很大。因此，基于Miner準(zhǔn)則，本文建立了一種能夠綜合考慮裂紋產(chǎn)生與裂紋發(fā)展，并能夠?qū)⒍叻珠_進(jìn)行分析的新思路。3、非線性累積損傷理論為了進(jìn)一步提高結(jié)構(gòu)的可靠性，很多研究人員根據(jù)試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立了一個(gè)更為準(zhǔn)確的非線性數(shù)學(xué)模型。卡頓-多蘭的累計(jì)失效模式具有典型意義和適用范圍，它的計(jì)算方法為：Ng=式中，NAN?一在應(yīng)力σ?下的疲勞壽命；a?一在應(yīng)力σ，下循環(huán)數(shù)占總循環(huán)數(shù)的比例：σ?一多級交變應(yīng)力下的應(yīng)力幅：n－應(yīng)力水平級數(shù)：d－試驗(yàn)確定的材料常數(shù)。4.1.2連桿的疲勞分析與結(jié)果在實(shí)際工作中，往往會受到非均勻的交變載荷作用，從而產(chǎn)生了以應(yīng)力疲勞為主要特征的應(yīng)力疲勞。首先，在前面的工作基礎(chǔ)上，通過基本公式的操作，得到了載荷－壽命相關(guān)的材料特性。參見4-3、4-4、4-5。然后將接觸表面和載荷施加于支撐件上。在此基礎(chǔ)上，采用“SN-Goodman”“SN-Soderberg”“SN-Gerber”等S-N曲線對節(jié)點(diǎn)進(jìn)行了有限元分析，得出了節(jié)點(diǎn)受力的計(jì)算公式。參見附圖5至附圖7。圖4-3連桿桿身材料-20CrMnMo-疲勞曲線圖4-4螺栓材料-40Cr-疲勞曲線圖4-5襯套材料-Copper-疲勞曲線圖4-6載荷曲線圖4-7平均應(yīng)力理論曲線4.2連桿的熱機(jī)耦合分析4.2.1熱應(yīng)力分析的理論基礎(chǔ)發(fā)動機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，發(fā)動機(jī)產(chǎn)生的熱量會殘留在發(fā)動機(jī)周圍，而軸承座與缸套毗鄰，不僅要承受壓力，還要承受慣性力和熱量。當(dāng)外部氣溫升高時(shí)，軸瓦和軸承座的小頭會發(fā)生“熱膨脹”，加大了軸瓦與小頭處的接觸壓力，進(jìn)而增加了軸承與小頭處的結(jié)合強(qiáng)度。此外，因其內(nèi)部的溫度場不均衡，也會引起熱變形，從而產(chǎn)生過大的熱應(yīng)力。而在求解結(jié)構(gòu)的過程中，要對結(jié)構(gòu)進(jìn)行溫度、位移、應(yīng)變和應(yīng)力場的分析。非隨時(shí)間變化的溫度場叫做穩(wěn)態(tài)溫度場，具有穩(wěn)定的熱應(yīng)力；這種非穩(wěn)態(tài)溫度場是一個(gè)隨時(shí)間變化而變化的非穩(wěn)態(tài)溫度場。耦合分析是研究兩個(gè)及以上的影響因子，例如：熱力－結(jié)構(gòu)耦合（熱力－機(jī)械）、流-固耦合（流-固）、電－結(jié)構(gòu)-電一流一流-固耦合等。就熱力耦合來說，熱量會引起零件的“熱脹冷縮”，進(jìn)而對零件的致密性造成一定的影響，它們之間存在著相互的、相互的、相互作用的?；谀芰渴睾阍瓌t，采用類似于構(gòu)建場的方法，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行了有限節(jié)點(diǎn)的分析，得到了節(jié)點(diǎn)的溫度分布。根據(jù)熱力學(xué)原理可知，在相應(yīng)的環(huán)境中，在不同的環(huán)境中，在不同的環(huán)境中，會產(chǎn)生不同的熱應(yīng)力。為此，通常在完成了熱力學(xué)計(jì)算后，還要對其結(jié)構(gòu)進(jìn)行力學(xué)性能的研究，即熱力耦合作用對構(gòu)件力學(xué)性能的影響。4.2.2連桿熱應(yīng)力分析與結(jié)果圖4-8連桿溫度載荷在前期工作中，我們對連桿的受力進(jìn)行了細(xì)致的分析，發(fā)現(xiàn)在工作載荷作用下，其熱荷作用范圍不大，最高可達(dá)150℃左右。對連桿套接的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)行研究，主要是為了驗(yàn)證其在最惡劣的工況下是否能夠滿足使用要求，因此，若能夠在此溫度下得到高的強(qiáng)度，則說明其在較低的環(huán)境中同樣可以獲得較高的強(qiáng)度。軸承殼的設(shè)計(jì)溫升為150℃，其他部位的溫升為90℃，周圍的溫度是25℃，傳熱系數(shù)是500W/m2.℃，參見圖5~9。利用ANSYS進(jìn)行數(shù)值模擬，得到了連接件的一系列典型結(jié)構(gòu)的溫度場，如圖4-10所示。圖4-9連桿溫度場分布云圖如上圖所示，各桿各節(jié)的溫差分布極不均勻，其最大溫差出現(xiàn)在各節(jié)節(jié)頭部內(nèi)側(cè)，其最高溫升為150.01攝氏度，因其與較高的溫度存在著較大的關(guān)聯(lián)，而溫差最小的部位為35.061攝氏度，二者相差約115攝氏度，因此對其造成較大的熱應(yīng)力。圖4-10連桿熱應(yīng)力圖4-11連桿熱應(yīng)變圖4-12連桿變形圖極限接元體分的最大承受載荷為2.089e6MPa，當(dāng)從向速切角11°觀察時(shí)，在慣性小末端和更多是接主體的用變點(diǎn)力下。從圖4-12中間可以看出，在小末端與接合針主體之間的接頭處，球周的最大變形為0.01098mm，正如從圖4-13所示，一個(gè)接頭的最大變形發(fā)生在螺紋末端，a的最大變形是0.0847mm。數(shù)值分析表明，各節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力都是在預(yù)定的范圍之內(nèi)，并隨溫度的升高而增大，這表明了在荷載作用下，梁的受力是受溫度作用的。5總結(jié)接頭是汽車發(fā)動機(jī)的核心零件，其結(jié)構(gòu)參數(shù)直接關(guān)系到整車的容積和重量，其結(jié)構(gòu)參數(shù)直接關(guān)系到發(fā)動機(jī)的工作和運(yùn)行狀態(tài)。尤其隨著汽車發(fā)動機(jī)對動力性能及穩(wěn)定性能的不斷提高，對連桿工作條件的要求也越來越高。當(dāng)前，有關(guān)這方面的研究已取得一定進(jìn)展。因此，有必要建立一套實(shí)用、精確、可靠的分析手段，對該結(jié)構(gòu)進(jìn)行合理的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和優(yōu)化。通過對國內(nèi)外文獻(xiàn)的調(diào)研，采用CATIA進(jìn)行了三維實(shí)體模型的建立與裝配，并將該模型導(dǎo)入ANSYS，完成了各種類型的數(shù)值分析。下面是對這篇文章的總結(jié)：(1)通過運(yùn)動學(xué)的觀點(diǎn)，對該桿的運(yùn)動和受力情況進(jìn)行了研究，得到了該桿在各種工作狀態(tài)下的受力情況，得到了該結(jié)構(gòu)在工作狀態(tài)下的受力情況。通過最大拉、最大拉壓兩種工況下的受力狀態(tài)，為以后的靜力分析及數(shù)值模擬打下了良好的基礎(chǔ)。通過對連接螺栓的預(yù)緊力、預(yù)緊力等參數(shù)的研究，得到了連接螺栓的各種力學(xué)參數(shù)，為連接螺栓的靜態(tài)力學(xué)分析提供了依據(jù)。(2)依據(jù)文獻(xiàn)及數(shù)據(jù)，對立柱各組成部分的幾何參數(shù)及結(jié)構(gòu)進(jìn)行了計(jì)算與設(shè)計(jì)，并采用CATIA3D建模軟件對立柱進(jìn)行建模，并按其工作方式進(jìn)行裝配。(3)把連接桿導(dǎo)入ANSYS，完成所說的材質(zhì)的選取、剖分的網(wǎng)格、決定邊界條件，并對連接桿所受的載荷與限制。對該桿進(jìn)行了拉壓作用下的受力性能研究，得出：在最大張力狀態(tài)下，最大受力狀態(tài)下，其最大受力位置為0.0425MPa，比所采用的材質(zhì)許可應(yīng)力要小得多，抗拉強(qiáng)度達(dá)到設(shè)計(jì)指標(biāo)。在最大壓力狀態(tài)下，桿端與桿端接頭所承受的最大壓力為0.0809MPa，同樣比材料允許的極限應(yīng)力小得多，其抗壓強(qiáng)度達(dá)到了設(shè)計(jì)指標(biāo)。(4)通過ANSYS對該連接螺栓的靜力性能進(jìn)行了分析，研究發(fā)現(xiàn)，該連接螺栓在受荷及受壓力矩下的最大等效作用為777.24MPa，并且位于連接節(jié)點(diǎn)與桿身之間的交接位置，其最大等效值僅為0.0045mm，并且還處在連接節(jié)點(diǎn)與桿身之間的轉(zhuǎn)換位置；節(jié)點(diǎn)的最大位移達(dá)到0.153mm，節(jié)點(diǎn)的最大位移出現(xiàn)在節(jié)點(diǎn)處。然而，因連接螺栓之安全系數(shù)僅大于1，故未來可借由修改該螺釘之扭轉(zhuǎn)量，或?qū)υ撀葆斨牧霞耙?guī)格作適當(dāng)之改變，以提高該強(qiáng)度之安全系數(shù)。(5)對鏈環(huán)的振動進(jìn)行了研究，結(jié)果顯示，在1—6個(gè)周期內(nèi)，抽出的前兩個(gè)振蕩均為極低頻