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面臨環(huán)境和能源的雙重挑戰(zhàn)，因此對柴油機(jī)的燃油經(jīng)濟(jì)性、動力性和排放水平提出了更高的要求。隨著汽車保有量的增加，對節(jié)能、減排的要求不斷提高，發(fā)動機(jī)連桿不僅要有足夠的強(qiáng)度和剛度，而且要尺寸小、重量輕。連桿的可靠性設(shè)計是根據(jù)已知載荷和材料強(qiáng)度，運用概率統(tǒng)計理論，確定連桿的可靠度，把連桿失效的發(fā)生控制在可接受的范圍內(nèi)。連桿的可靠性一般要求達(dá)到0.9995以上。國內(nèi)外很多單位針對不同型號的內(nèi)燃機(jī)連桿進(jìn)行了可靠性設(shè)計方法的研究。20世紀(jì)80年代到90年代初，吳昌華等在理論上提出關(guān)于內(nèi)燃機(jī)連桿彈性接觸有限元分析的幾個問題。20世紀(jì)90年代末期到本世紀(jì)初，對連桿的分析大都采用三維實體接觸模型，分別對不同的約束邊界條件、采用增壓技術(shù)前后連桿剛度和強(qiáng)度儲備對比等情況進(jìn)行了應(yīng)力應(yīng)變分析。在20世紀(jì)80年代末到90年代初，采用常單元插值、線性單元插值、邊界元等方法對連桿進(jìn)行平面應(yīng)力應(yīng)變分析。
本文以華源萊動3L16CR高壓共軌柴油機(jī)連桿為研究對象，建立三維模型，根據(jù)連桿的承受載荷情況，對連桿進(jìn)行載荷分析，對結(jié)果進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析計算以及疲勞強(qiáng)度分析計算，得到連桿的應(yīng)力分布、安全系數(shù)和疲勞壽命。
連桿組件由連桿桿身、大頭蓋和連桿螺栓組成。本文研究的3L16CR發(fā)動機(jī)是一款高壓共軌增壓發(fā)動機(jī)，其基本參數(shù)如表所示。連桿材料為40Cr，彈性模量為2.11×e5MPa，泊松比為0.3，屈服強(qiáng)度800MPa，強(qiáng)度極限為1000MPa，密度為7800kg/m3。
連桿主要參數(shù)計算如下：（1）連桿小頭結(jié)構(gòu)形式選為等壁厚、圓環(huán)形。小頭孔徑d1=29mm，小頭厚度b1=27mm，小頭外徑d2=(1.2~1.4)d1=(34.8~40.6)mm，取d2為37mm。（2）連桿大頭使用直切口形式。大頭孔徑D1=56mm，大頭厚度b2=31mm，連桿螺栓孔中心距L1=(1.2~1.3)D1=(67.2~78.4)mm，取L1為68mm；連桿大頭高度H1=(0.41~0.58)D1=(22.96~32.48)mm，取H1為23mm；取壁厚為7mm。（3）連桿桿身大小孔中心距L=146mm；桿身厚度B=17mm；“工”字型桿身高度H：H/D=0.3~0.4，H/B=1.4~1.8，初步取H=26mm。（4）估算連桿螺栓直徑：dm=(0.11~0.14)D=(9.35~11.9)mm，由此初步選取M10螺栓。
因為在有限元分析中會忽略一些接觸條件，因此，在建模過程中需要對模型進(jìn)行適當(dāng)?shù)暮喕�。將連桿大頭蓋與桿身合為一體，去除螺栓和螺栓孔，并對連桿桿身部位的小倒角、小圓角進(jìn)行相應(yīng)的簡化處理，簡化后的三維有限元模型如圖所示。采用四面體自由網(wǎng)格劃分方式，并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)等易出現(xiàn)應(yīng)力集中的部位進(jìn)行細(xì)化。連桿的網(wǎng)格劃分如圖所示。ANSYS載荷分析在內(nèi)燃機(jī)工作過程中，連桿承受著很高的周期性沖擊力、慣性力和彎曲力。連桿運動軌跡比較復(fù)雜，連桿小頭中心作往復(fù)運動，連桿大頭中心作旋轉(zhuǎn)運動，連桿身作往復(fù)運動與旋轉(zhuǎn)運動所組成的復(fù)合運動。這就要求連桿應(yīng)具有高的強(qiáng)度、韌性和疲勞性能。同時，因為連桿是發(fā)動機(jī)重要的運動部件，所以在設(shè)計時應(yīng)該保證其有較長的使用壽命。在拉伸、壓縮和彎曲等交變載荷的綜合作用下，其主要破壞形式是疲勞破環(huán)，往往造成連桿局部部位斷裂。在發(fā)動機(jī)工作過程中，連桿主要承受燃?xì)鈮毫屯鶑?fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，這些力的大小和方向周期性變化，易引起連桿疲勞破壞。對連桿進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析如下。
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