某柴油機連桿強度的有限元分析

王 瑋

（中船澄西揚州船舶有限公司，江蘇揚州225211）

柴油機在工作過程中，連桿將活塞的直線往復運動轉化為曲軸的回轉運動，將氣缸內氣體對活塞做的功傳遞給曲軸并以扭矩向外輸出功?；钊惺軄碜云變茸饔迷诨钊系臍怏w壓力及活塞連桿組的慣性力，其大小和方向隨曲軸轉角呈周期性變化。

本文主要校核某柴油機連桿的結構強度，把連桿看作一受壓的直桿，并且可以簡化成一受壓的二力桿，通常選擇連桿最大受壓狀態及最大受拉狀態作為兩個極限受力狀態。本次計算是以第六缸曲柄為研究對象，根據柴油機工作過程的動力學計算，可知，連桿受拉最嚴重的是在排氣沖程上止點，受壓最嚴重的是在發火瞬間。

1 有限元模型的建立

1.1 實體模型的建立

在進行柴油機連桿有限元分析時，首先要建立與實際情形相符合的力學模型、載荷和約束邊界條件，才能達到比較滿意精度的計算結果。有限元計算是基于結構的三維實體模型進行的，因此對連桿進行三維實體建模，建立有限元分析的幾何模型。

1.2 有限元模型的建立

連桿材料是鋼42CrMo-Gb3077-82，屈服強度為930 MPa；抗拉強度為1 080 MPa。設立各個區域最小單元長度，由有限元分析軟件自動劃分了7 479個單元13 084個節點。

邊界約束條件如后面的計算模型圖示，由于只討論連桿受拉受壓最嚴重的兩種情況，所以模擬計算時轉化為靜力分析，視連桿為二力桿，約束條件都加在連桿大端，在小端施加外載荷。[1-2]

2 計算結果

柴油機及其連桿的原始數據如下：曲柄半徑為80 mm；氣缸直徑為132 mm；連桿長度為255 mm；234連桿重量分配為旋2.385 kg，往復1.320 kg；曲柄銷長度為69.5 mm；曲柄銷直徑為92 mm；V型機兩列氣缸夾角為60o；氣缸爆發壓力分別為17 MPa和16 MPa；曲柄連桿比為；活塞組質量為4.120 kg；主軸頸直徑為105 mm。

2.1 連桿受拉

根據連桿截面圖（圖1） 和受力分析圖（圖2） 計算得出，連桿橫截面積S為761.98 mm2。

圖1 連桿截面圖

圖2 受力分析圖

連桿受拉最嚴重時，是在排氣沖程上止點，此時，可認為連桿只受到活塞組的往復慣性力的作用，即：

通過計算，連桿小端上的壓力為8.06 MPa，同時認為連桿小端載荷是呈180°均勻分布。計算模型如圖3所示，利用有限元軟件加載壓力，通過靜力分析模塊分析得到圖4和圖5的應力云圖。

圖3 計算模型

圖4 連桿應力云圖

圖5 連桿截面云圖

2.2 連桿受壓

連桿受壓最嚴重時是在發火瞬間，此時連桿受到爆發壓力和往復慣性力作用，連桿位置為曲柄轉角360°。本次計算分兩種工況。[3-4]

2.2.1 工況1

此工況氣缸爆發壓力為17 MPa，此時連桿受力為：

連桿小端受到壓力：

連桿受壓時，載荷壓向桿身，由于桿身剛度較大，載荷呈180°余弦分布是較有代表性的。計算用的力學模型如圖6和圖7所示。

圖6 連桿受力圖

圖7 連桿受力分析圖

把壓力分解為徑向力和切向力：

則最大壓力P為：

解得：

按照上述計算的載荷加載在計算模型（圖8）上，得出如圖9和圖10的應力云圖。

圖8 計算模型

圖9 連桿應力云圖

圖10 連桿截面云圖

2.2.2 工況2

此工況汽缸爆發壓力為16 MPa，按照工況1方法計算得出此工況的連桿小端受到壓力為199 836.4 N，所受載荷為105 Mpa，將該載荷加載在計算模型（圖11） 連桿小端，得出圖12和圖13的應力云圖。

圖11 計算模型

圖12 連桿應力云圖

圖13 連桿截面云圖

3 結果分析與結論

由應力云圖4、9和12可知，連桿受拉時最大應力為76.8 MPa。汽缸爆發壓力為17 MPa時，連桿受壓的最大應力為546 MPa；汽缸爆發壓力為16 MPa時，連桿受壓的最大應力為511 MPa。

連桿材料鋼42CrMo-Gb3077-82的屈服強度930 MPa，抗拉強度為1 080 MPa，取安全系數為2，則得許用應力為540 MPa。

由計算結果可知，該連桿不能承受17 MPa的爆發壓力，但由于計算模型比較簡單，在過渡圓角上面沒有做任何的處理，因此比實際的受力分析要危險，屬于危險性計算。對于16 MPa的爆發壓力，該連桿是能承受的。

通過分析可知，在有限元分析中，科學的力學模型、準確的邊界條件約束決定著分析結果的準確度，也說明有限元方法在柴油機零部件結構強度分析中是一種實用且可靠的方法。