柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析
４ 内燃机与配件 ２０１１年第ｌＯ期
柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析
Ｆａｔｉｇｕｅ Ｓｔｒｅｎｇｔｈ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ Ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ
Ｒｏｄ Ｂａｓｅｄ ｏｎ Ｆｉｎｉｔｅ Ｅｌｅｍｅｎｔ Ａｎａｌｙｓｉｓ
刘玮苏铁熊徐燕茹
（中北大学）
［摘要］利用Ｉ－ＤＥＡＳ软件建立了连杆三维实体模型，通过有限元计算得到不同工况下的连杆
应力分布，依据分析结果运用疲劳极限图对６Ｖ１５０柴油机连杆的疲劳强度进行了定性评价，最后
选择大小端杆身凹槽的倒角圆半径作为参数研究了对连杆强度的影响。
［关键词］柴油机连杆疲劳强度
Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：Ｄｉｅｓｅｌ Ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ ｒｏｄ Ｆａｔｉｇｕｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ
１ 连杆有限元模型建立
１．１ 几何模型的建立
连杆组整体结构比较复杂，根据计算要求，应
用参数化设计和特征建模技术对连杆进行三维实
体建模。
（１）根据刚度等效原则对螺栓、曲轴等进行了适
当地简化，并省略了仅起传递载荷作用的连杆衬套。
（２）由于连杆盖通过螺栓与连杆紧紧结合在一
起，进行有限元分析时，把连杆盖和连杆处理为一
个整体。
（３）对计算结果影响不大的部位的倒角和圆角
进行简化，其余几何特征均保留。
通过上述简化，利用Ｉ－ＤＥＡＳ建立的连杆三维
实体模型如图ｌ所示。
圈１连杆＝维实体模型 １．２有限元模型的建立
有限元网格模型的建立是应用有限元法求解 问题的基础。本文基于几何模型自动生成网格。单 元类型选择ＳＯＬＩＤ１，四节点四面体单元，单元长度 ６ｍｍ，共生成节点数２０８４１个，单元数１３２８７个，连 杆有限元网格模型如下图２所示 图２连杆青限元网格模型 ２边界条件的施加
在连杆有限元计算中，由于作用于连杆上的载
荷比较复杂，特别是某些载荷沿边界的分布规律难
以用理论或测量的方法来确定，因此要采用一些假
定的分布规律来模拟。本文分别采用了等效载荷和
接触两种方式对连杆小头的载荷进行模拟。
柴油机工作时，连杆的受力是周期变化的。在
计算时采用准动态模拟分析方法，即把连杆的受力
状况固定在两种最恶劣的工况．分别是最大燃气爆
发压力引起的最大压缩工况和连杆本身的惯性力
引起的最大拉伸工况。
２．１ 等效载荷模拟方式
（１）最大压缩工况
在最大爆发压力工况下，如图３所示，定义在
小头孑Ｌ内接触面上的压力数据面，其取值随极坐标
系（ｚ，ｒ，０）中０坐标的变换关系由函数ＣＯＳ（７ｔＯ ）决
定。其中， 是作用面之间的接触角大小，受压缩载
荷时， 的取值为２，ｒｒ／３ｆ １。 ≯
０ 刘 玮 苏铁熊 徐燕茹：柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析 ５
均布栽荷 莲力囊撮爱
圈３等效载荷最大压缩工况小头边界条件 定义均布压强Ｐ～，将其与数据面数值的乘积
作为最终施加于模型上的载荷。对于内孔接触面上
的０角处，作用的压强为
ｐ（Ｏ）＝Ｐ—ｃ０ｓ（１『０饰） （１）
对（１）式进行积分，并在活塞运动的方向上进
行投影。得：
ｆ＋／２ Ｐ爆发＝ｆ Ｐ（Ｏ）ｂＲｃｏｓ０ｄ０ ～６／２ ｆ ６／２ ＝ｊ Ｐ． ｃｏｓ（竹Ｏ坤）ｂＲｃｏｓ０ｄ０ （２） －￣ｂ／２ 式中，Ｐ爆发为连杆所受爆发压力，ｂ为连杆小
头的轴向宽度。在这种工况下，连杆受力来自于气
体爆发压力和连杆本身的惯性力
Ｐ Ｔａ＝Ｆ１＋Ｆ２ （３）
Ｆ。为活塞传递至连杆上的气体爆发力
Ｆｘ＝Ｐｓ ｒｒＲ （４） 这里省略了对计算结果影响较小的曲轴箱气体
压力和活塞的惯性力。式中， 为燃气爆发压力，Ｆ：
为连杆本身的往复惯性力，方向由连杆大头指向连
杆小头，作为惯性加速度施加于有限元模型。
Ｆ２＝ｍ ａ＝ｍ Ｒｔｏ （ｃｏｓｃｔ＋ｋｃｏｓ２ｏｔ） （５） 其中，ａ为曲柄转角，１３１ 为连杆质量，ｌ为连杆
比，Ｒ为曲柄半径，（１）为曲柄转速。
根据达朗贝尔原理，将已知参数代人（３）、（４）、
ｆ５）中可得
Ｐ Ｆ ＝２２９６１４Ｎ
代入（２）式中可得
Ｐｍａｘ＝１ ３４．２８ＭＰａ
（２）最大拉伸工况
图４等效载荷最大压缩工况小头边界条件 在连杆小头孔上半圆周内加载数据面，‘ｐ＝订。同 理可以计算得到：
Ｐ￣ｚ＝２２５３６．３３Ｎ Ｐ一＝３．９８ＭＰａ
２．２接触模拟方式
（１）最大压缩工况
经过等效力系的计算施加在等效活塞销两个端
面的力的大小为ｌ１５０００Ｎ，方向竖直向下，有限元计
算模型如下图５所示。
（２）最大拉伸工况
经过等效力系的计算施加在等效活塞销两个端
面的力的大小为１１４８０．６Ｎ，方向竖直向上，有限元
计算模型如下图６所示。
２．３位移边界条件
边界约束是为了消除整体模型的刚体位移。本
文中计算模型均采用下图７所示的刚体约束。由于 曲柄销直径较大，在实际的工作状况下变形较小，而
本文主要研究连杆的应力情况，所以将等效曲柄销 的两个端面进行全约束。在等效载荷模拟时施加的
载荷边界条件合力竖直向下，而在接触模拟时施加 的载荷也竖直向下，因为连杆本身并不对称，所以选
取小头中心面上一点施加了Ｘ方向的横向位移协
调约束
一 势ｊ— ：：ｚ 薯囊一 。。。 ｉ群
图５接触模拟最大压缩工况有限元计算模型
图６接触模拟最大拉伸工况有限元计算模型
爝撒 瓣 图７有限元计算模型约束边界条件
３连杆有限元计算结果分析
按照前述边界条件分别对等效载荷模拟、接触
模拟的最大压缩和最大拉伸工况等进行了计算，得
到了各工况下的等效应力、最大主应力及最小主应 ６ 内燃机与配件 ２０１１年第ｌ０期
力等结果。 ３．１ 等效载荷模拟计算结果 图８、９分别为两种工况下的等效应力分布图。
图８最大压缩工况等效应
图９最大拉伸工况等效应力分布图 ３．２接触模拟计算结果 图１０、１１分别为两种工况下的最小主应力图。
图１０最大压缩工况最小主应力分布图
图１ １最大拉伸工况最小主应力分布图 ３．３计算结果分析
根据上述计算结果，选择如图１２所示的连杆六
个比较危险的区域进行分析。
其中，ａ为连杆小头杆身凹槽倒圆；ｂ为连杆小 头与杆身外侧过渡圆弧：ｃ为连杆大头杆身凹槽倒
圆：ｄ为连杆大头与杆身外侧过渡圆弧；ｅ为连杆小 头内壁两侧；ｆ为连杆小头油孔。以上区域各工况下
的应力大小如表１所示。
图１２连杆危险区域 由应力分布图及应力数据表可得到以下结论：
（１）在最大压缩工况下，应力较大的区域为大
小头过渡圆角、杆身与大小头过渡的外侧圆弧处。
通过对比可知．不同工况下这些区域应力幅较大，
是危险区域。
（２）在最大拉伸工况下，应力较大的区域为小
头孔的内表面和小头油孔处。对比两种工况下ｅ、ｆ
两的应力。虽然在拉伸工况时应力较大，但应力幅和
应力均值都很小，对连杆的整体强度并不造成影响。
（３）连杆的应力分布较为合理。杆身的应力值
比较大，但因杆身形状较好，应力集中的现象相对
其他位置少很多，应力变化总体比较平缓。
（４）载荷余弦分布的情况在模拟计算杆身应力
时比较准确，但在计算小头各处应力时不精确，因
此传统的用余弦分布模拟实际载荷的方法有一定
的局限性．故以下的强度评定的工作采用考虑接触
的计算模型和计算结果。
表１各工况应力数据表单位：ＭＰａ
边界条件 工况 应力 ｂ ｄ ｆ
等效应力 ３３９ ２９０ ２８５ ３０７ ４９ ２０ 最大压 最大应力 ５ｌ ３４ １ｌ０ １３ ２６ ｌ８ 缩工况 等效载荷 最小应力 －３３６ －２７８ －２７６ —３ｌ２ 一ｄ －３ 模拟 等效应力 ２０ ４８ １６ ３０ ８２ ７３ 最大拉 最大应力 １８ ６７ ２２ ４０ １ｌ５ ６０ 伸工况 最小应力 １３ ６ ４ ６ １７ ６ 圈 Ｅｔ＿Ｈ＃ 挺 雏 ” 姓＂ ¨ ：鳇 ＊曩Ｅ－。－－Ｉ 。营 一 ＊Ｈ Ｊ１ｌ－布 一¨；一一一一一一一 ～～一一一一一一 ～分一一 一一一 一～ 、 ０■Ｊ ， ｝ ． ． ｆ ＿ ． 一
鹾 刘 玮苏铁熊徐燕茹：柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析 ７
边界条件 工况 应力 ｂ ｄ ｆ
等效应力 ３４８ ３１１ ３０５ ３１９ ５６ ２２ 最大压 最大应力 ４５ ２３ ９５ １７ ２３ ２３ 缩工况 最小应力 －３３８ —２９Ｏ －２８８ —３Ｏ５ ｌ０ ｌ４ 接触模拟 等效应力 １８ ５２ １７ ３６ ｌ０５ ８８ 最大拉 最大应力 ２２ ７５ ２５ ４８ ｌ１４ ９３ 伸工况 最大应力 ｌ０ －３ —２ －５ ２３ １
４连杆结构强度评估
４．１ 折线模型的绘制
６Ｖ１５０柴油机的连杆材料是１８Ｃｒ２Ｎｉ４ＷＡ。抗
拉强度极限为１１２７ＭＰａ，对称疲劳极限为５０７ＭＰａ，
疲劳极限图的绘制以应力幅 ＝（Ｏ＇ｍａｘ一盯 ）／２为纵坐
标，以平均应力叮 ＝（ 十盯 ）／２为横坐标建立的直
角坐标系，如图ｌ３中折线ＡＢＣ所示。
Ｅｊｊ
一ｓｉ＿…… 曼 ３
、
图１３疲劳极限图 图中Ａ、Ｂ、Ｃ三点坐标分别为 （０，盯一１）、（ｍ，／２，
盯ｌ／２）、（ ｝ｌ，０）。 ４．２疲劳强度评定
选取最大压缩工况和最大拉伸工况下同一
个危险区域的应力，计算出了应力幅和平均应力，
表２中向下的压应力根据惯例取为负值，拉应力取
为正值，根据前文的计算结果可以发现由于连杆小
头孔内壁和小头油孔处的应力明显在连杆强度许
可的范嗣内，所以选择了小头杆身过渡圆角，小头
杆身外侧过渡圆弧，大头杆身过渡圆角，大头杆身
外侧过渡圆弧四处比较危险的区域进行了强度方
面的计算。 表２中各个危险区域的（盯 ， ）在疲劳极限图
巾的位置如图１４所示。
图１４疲劳强度评定结果 由表２和图１４可以看出．连杆上的应力计算
结果都在疲劳极限图的折线ＡＢＣ范围内．所以连杆
上的四个危险区域的疲劳强度均在许可范围内，并
且有足够的安全裕量。
５ 关键尺寸参数对连杆强度的影响
研究
５．１ 关键尺寸的参数的选取
由前面的计算结果可以看出，连杆上最容易出
现疲劳失效的地方为连杆小头与杆身外侧过渡圆
弧、连杆杆身凹槽倒角圆以及连杆大头与杆身外侧
过渡圆弧。由于改变连杆的外侧过渡圆弧将会引起
连杆小头和大头形状结构的较大变化，从而对单独
研究外侧圆弧半径对连杆疲劳强度造成影响，因此
选择改变大小端杆身凹槽的倒圆半径为参数研究
其对强度影响。
５－２不同倒角圆尺寸下连杆疲劳强度
通过选取不同的倒角圆半径１０ｒａｍ、９ｒａｍ、
８ｒａｍ、６ｒａｍ，计算出在两种工况下的连杆应力，根据
前面所述的疲劳强度评定方法及应力计算结果。绘
制出连杆的疲劳强度极限图，并在此基础上绘制出
了不同倒角圆半径时连杆的整体强度，如图１５所
刁 。
“ｌ
娶 ｌＩｕ …
、 。 一 … 二釜 … ～ …… ．．．一
图１５不同倒角圆半径连杆强度 表２连杆各处应力结果 单位：ＭＰａ
位置 最大应力盯一 最小应力 应力幅口 平均应力１３＂
一３４８ １８ —１８３ —１６５
ｂ 一３１ｌ ５２ 一ｌ８１．５ １２９．５
－３０５ １７ 一ｌ６１ —１４４
ｄ 一３１９ ３６ —１７７．５ —１４１．５
由图１５可以看出连杆整体强度随着杆身凹槽
倒角圆半径的不断减小而不断减小。当半径减小到
６ｍｍ后，连杆的强度仍在许可的范围内，并且随着 倒角圆半径减小到一定程度，强度减弱的幅度越来
柴油机连杆疲劳失效的影响因素分析
柴油 机连杆疲劳失效的影响因素分析
口吴波 口谭建松 口胡定云 口侯岳 口庞铭
１．中国北方发动机研究所廊坊分所河北廊坊０６５０００
２．中国北方发动机研究所 山西大同０３７０００
摘要：运用有限元方法与疲劳寿命预测理论，对柴油机连杆在疲劳耐久性试验条件下的三维应力分布和疲劳寿命
进行了数值模拟。通过对比连杆疲劳试验与寿命预估结果，结合连杆疲劳断口的微观分析，表明残余压应力使疲劳裂纹源
的位置向连杆次表层推移，对高强度连杆的疲劳寿命具有重要影响。 关键词：连杆残余应力疲劳寿命疲劳裂纹
中图分类号：ＴＨ１３３．５ 文献标识码：Ａ 文章编号：１０００—４９９８（２０１０）０９—００６０—０３
连杆是往复活塞式内燃机中动力传递的重要组 件，它承受燃料燃烧时产生的气体压力，把活塞的直线
运动变为曲轴的旋转运动，并将作用在活塞上的力传给
曲轴以对外输出功率。连杆作为柴油机的主要运动件
之一，在周期性变化的动载荷作用下，连杆的破坏大多
是拉、压高周疲劳断裂。连杆的疲劳强度一直是人们在
柴油机研发和改进过程中关注的重要问题ｌＪ＿ 。由于 实际使用的构件大部分为表面层所承受的应力最大，
而且表面易受外界环境条件的影响成为裂纹的栖息之 地。因此，为了提高连杆的疲劳抗力，工程上采用了很
多表面改性技术来减少或防止表面裂纹的萌生和扩
展，其中在连杆杆身处引入残余压应力分布已被证明是
有效的方法之一ｂ】。本文针对一种材质为４２ＣｒＭｏＡ调制
钢且表面经过喷丸强化处理的高强度柴油机连杆，对
其在疲劳试验加载条件下的工作应力和疲劳寿命进行
预估计算，并结合疲劳试验结果和疲劳断口的宏微观分
析，研究了残余应力等对高强度连杆疲劳失效的影响。
１ 连杆工作应力状态和疲劳寿命预估
１．１连杆工作应力状态计算 根据连杆疲劳试验的实际装卡方式，建立了模拟疲 劳试验中装配关系的有限元计算模型。在连杆有限元
计算模型中，没有考虑曲轴轴瓦影响，活塞销与小头采
发动机连杆的有限元分析及结构优化
ｌ 甸 似
发动机连杆的有限元分析及结构优化
Ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ａｎａｌｙｓｉｓ ａｎｄ ｓｔｒｕｃｔｕｒａｌ ｏｐｔｉｍｉｚａｔｉｏｎ ｏｆ ｅｎｇｉｎｅ ｃｏｎｎｅｃｔｉｎｇ ｒｏｄ 阮帅帅 ，谭丕强’，崔淑华
ＲＵＡＮ Ｓｈｕａｉ—ｓｈｕａｉ 。ＴＡＮ Ｐｉ．ｑｉａｎｇ 。ＣＵＩ Ｓｈｕ ｈｕａ
（１．同济大学汽车学院，上海２０１８０４；２．东北林业大学交通学院，哈尔滨１５００４０） 摘要：本文运用ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ ２．０Ｙ￣ｔＮ４８５柴油机连杆进行仿真计算，对极限工况下的应力分布 进行分析，并在此基础上采用ＤＯＥ优化技术对其结构实施优化，计算所得数据，可为厂家改进 连杆设计提供参考。 关键词：连杆；ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ；有限元分析；优化设计 中图分类号：ＴＨ１ ３２ 文献标识码：Ａ 文章编号：１ ００９—０１ ３４（２０１１）５（下）－ｏ１１０－０４ Ｄｏｉ：１ ０．３９６；Ｉ／Ｊ．ｉｓｓｎ．１ ００９－０１ ３４．２０１１．５（下）．３３
０引言
随着能源问题日益加剧，从降低油耗的角度
出发，要求汽车朝轻量化方向发展，其中，发动
机轻量化已成为整车开发中一个不可忽视的问题。
基于发动机轻量化考虑，须对其主要零部件实施
优化，以减小体积，减轻质量。连杆作为发动机
中受力最复杂的部件之一，如何使之重量轻、强
度高，成为现代发动机设计中争相突破的目标。
本文应用ＡＮＳＹＳ Ｗｏｒｋｂｅｎｃｈ ２．０（下文简称ＡＷＥ）
对Ｎ４８５柴油机连杆进行仿真计算，研究它在极限
工况下的应力分布状况及危险区域，并在此基础
上对其结构实施优化。
１连杆受力分析
连杆在工作中受力复杂，基于动静法分析，
主要受到活塞作用力、连杆惯性力、曲轴作用力
及螺栓预紧力的作用。在惯性力系下，气体力与
活塞组往复惯性力矢量叠加后，形成活塞作用力
传至连杆。当连杆存在摆角时，活塞作用力在连
发动机连杆疲劳强度试验及寿命预测方法研究
第４期（总第２０７期） ２０１３年８月 车用发动机 ＶＥＨＩＣＬＥ ＥＮＧＩＮＥ Ｎｏ．４（Ｓｅｒｉａｌ Ｎｏ．２０７） Ａｕｇ．２０１３
发动机连杆疲劳强度试验及寿命预测方法研究 景国玺 ，王延荣 ，张儒华 ，王根全 ，刁占英 ，王小慧 ，李 鹏 ，贾晓亮。 （１．中国北方发动机研究所，山西大同０３７０３６；２．装甲兵驻６ｌ６厂军事代表室，山西大同０３７０３６） 摘要：以某柴油机连杆为对象，系统地开展了疲劳强度、寿命的试验和数值预测研究工作。借助有限元分析技 术，确定了连杆薄弱位置和疲劳试验方案，通过模拟连杆静态加载的电测试验验证了连杆部件疲劳试验系统的线 性响应特性。疲劳试验结果显示，该连杆疲劳失效形式具有明显的规律性，裂纹位置出现在靠近小头杆身部位处 和杆身某标志字处，通过残余应力测试发现标志字处的失效与残余应力大小密切相关。最后，建立了连杆疲劳寿 命理论预测模型，将残余应力作平均应力处理，基于Ｈａｉｇｈ图考虑平均应力对ＳＮ曲线的影响，预测了在不同栽荷 系数和残余应力作用下连杆标志字处的疲劳寿命和安全系数。该模型预测结果与试验值基本相符，可用于后续连 杆疲劳寿命预测工作。 关键词：连杆；有限元分析；疲劳试验；残余应力；疲劳寿命 ＤＯＩ：１０．３９６９／ｊ．ｉｓｓｎ．１００１—２２２２．２０１３．０４．００９ 中图分类号：ＴＫ４２３．３ 文献标志码：Ｂ 文章编号：１００１—２２２２（２０１３）０４—００４１—０５
连杆是发动机动力传递中的重要零部件之一， 运行过程中易发生疲劳失效问题口］。目前，基于数 值方法预测疲劳寿命可有效提高发动机零部件设计 的成功率＿２ ］。但是，受加工工艺和表面处理工艺等 因素的影响，通过部件疲劳试验来综合评估连杆疲 劳强度仍然是产品批量生产前最可靠的验证手段。 本研究以某柴油机连杆为研究对象，结合有限 元仿真、应力测试工作，确定了该连杆部件疲劳试验 方案。结合疲劳试验结果及相关理论，建立了疲劳 寿命理论预测模型，并对连杆疲劳寿命进行了预测 与评估。 １ 连杆疲劳试验方法 １．１试验设备与试验规范 连杆疲劳试验在四通道液压伺服疲劳试验机上 进行，液压伺服疲劳试验机采用液压方式加载，为避 免设备发生较大的振动响应而影响试验准确度，试 验中所采用的加载频率一般不超过３０ Ｈｚ＿】 ］，本试 验中加载频率为２０ Ｈｚ，试验在拉一压载荷的作用 下进行，采用正弦波标准波形进行连杆机械强度耐 久性考核。 目前，连杆疲劳试验规范一般执行行业标准或 企业标准，常见加载方式主要有恒定负荷比法和恒 定最大压力法ｌ＿１］。本试验采用恒定负荷比法，即在 试验加载时保持负荷比不变，用名义负荷中的最大 压力和最大拉力乘以一个安全系数来确定试验载 荷。采用升降法测定连杆的疲劳强度，循环基数为 １ ０００万次，试验名义最大压缩力为一１７７．３ ｋＮ，最 大拉伸力为３２ ｋＮ，试验中保持循环载荷应力比恒 定不变。 １．２疲劳试验流程与方案确定 通过试验所得整个连杆的安全系数取决于连杆 不同部位失效时的最低疲劳强度，而试验中连杆承 受的拉压载荷与发动机实际工况不同，受试验安装 方式影响较大。因此，连杆疲劳试验时常分为３个 区域进行疲劳强度考核，分别为连杆小头、连杆大头 和连杆杆身区域。 通常在连杆疲劳试验前需要确定连杆强度最薄 弱部位，以确定试验夹具安装方式和具体试验方案。 采用试验方法确定薄弱位置时，需要在不同试验条 件下针对小头、大头和杆身进行疲劳强度考核，按照 标准至少需９个样件，试验成本较高。本研究采用 有限元分析方法来确定连杆最危险区域，通过建立 连杆有限元分析模型，在正常轴承间隙下施加拉压 载荷，得到了连杆在拉压载荷下的受力状态，进而求 得平均应力和应力幅（见图１）；然后通过传统安全 系数计算方法可知该连杆杆身区域为最危险部位， 因此连杆疲劳试验方案针对杆身进行，连杆大小头 收稿日期：２０１３－０３—０６；修回日期：２０１３－－０７—０５ 作者简介：景国玺（１９８４一），男，工程师，博士，主要研究方向为内燃机结构强度、热机耦合分析与评估技术；ｏｋｊｇｘ＠１６３．ｃｏｍ。
493柴油机机体强度及缸孔安装变形有限元分析
第３２卷（２０１０）第２期 柴油机 Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ
４９３柴油机机体强度及缸孔安装变形有限元分析
石勇 。李盛 ，景国玺 ，王玉兴
（１．江铃汽车股份有限公司，江西南昌３３０００１；２．浙江大学，浙江杭州３１００２７）
摘要：建立了某柴油机机体、气缸盖、气缸垫、主轴承盖等的有限元模型；运用非线性有限元软件，
模拟了各个部件间的接触关系；计算了柴油机在螺栓预紧工况和爆发压力工况下的应力和应变，确定 了最大应力部位，对机体进行了静态及疲劳安全强度校核，并对缸孔的安装变形进行了分析与评价。
此方法可为发动机机油消耗评估及机体的改进设计提供依据。
关键词：柴油机；机体；变形；有限元
中图分类号：ＴＫ４２３．１ 文献标识码：Ａ 文章编号：１００１－４３５７（２０１０）０２—００２９—０５
ＦＥ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ Ｄｉｅｓｅｌ Ｂｌｏｃｋ Ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎｄ Ｃｙｌｉｎｄｅｒ
Ｄｉｓｔｏｒｔｉｏｎ ｏｆ ４９３ Ｄｉｅｓｅｌ Ｅｎｇｉｎｅ
Ｓｈｉ Ｙｏｎｇ ，Ｌｉ Ｓｈｅｎｇ ，Ｊｉｎｇ Ｇｕｏｘｉ ，Ｗａｎｇ Ｙｕｘｉｎｇ
（１．Ｊｉａｎｇｌｉｎｇ Ｍｏｔｏｒｓ Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，ＪｉａｎｇｘｉＮａｎｃｈａｎｇ３３０００１；
２．Ｚｈｅｊｉａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，ＺｈｅｊｉａｎｇＨａｎｇｚｈｏｕ３１００２７）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：ＦＥ ｍｏｄｅｌｓ ｏｆ ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｂｏｃｋ，ｃｙｌｉｎｄｅｒ ｈｅａｄ，ｇａｓｋｅｔ，ｍａｉｎ ｂｅａｒｉｎｇ ｃｕｐｓ ａｒｅ ｂｕｉｈ．Ｕｓｉｎｇ ｎｏｎｌｉ
ｎｅａｒ ＦＥ ｓｏｆｔｗａｒｅ，ｃｏｎｔａｃｔ ｒｅｌａｔｉｏｎｓｈｉｐｓ ｂｅｔｗｅｅｎ ｔｈｅ ｐａｒｔｓ ａｒｅ ｓｉｍｕｌａｔｅｄ，ｓｔｒｅｓｓ ａｎｄ ｓｔｒａｉｎ ｏｆ ｔｈｅ ｅｎｇｉｎｅ ａｎ－
ｄｅｒ ｐｒｅｔｅｎｓｉｏｎ ａｎｄ ｅｘｐｌｏｓｉｏｎ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎｓ ａｒｅ ｃａｌｃｕｌａｔｅｄ ａｎｄ ｍａｘｉｍｕｍ ｓｔｒｅｓｓ ｐｏｓｉｔｏｎ ｉＳ ｄｅｔｅｒｍｉｎｅｄ．Ｓｔａｔｉｃ
柴油机曲轴有限元分析及结构优化设计
柴油机曲轴有限元分析及结构优化设计
孙连科,唐斌,薛冬新,宋希庚
(大连理工大学内燃机研究所,辽宁大连116023)
摘要:对一车用柴油机整体曲轴建立了符合实际情况的三维模型,采用有限元法对其进行了三维有限元分析,研究了整体曲轴
的应力状态,并对其在交变载荷下的疲劳强度进行了校核。同时对曲轴结构参数,圆角形状优化和圆角应力分布等相关问题进行
了探讨。最后对曲轴进行了模态分析。为柴油机曲轴的结构设计提供了有价值的理论依据。
关键词:曲轴;有限元;疲劳强度;优化设计;模态分析
中图分类号:TK423文献标识码:A文章编号:1006-0006(2007)03-0054-02
FEAOptmialDesignofDieselEngineCrankshaft
SUNLianke,TANGBin,XUEDongxin,SONGXigeng
(InstituteofI.C.Engine,DalianUniversityofTechnology,Dalian116023,China)
Abstrac:tBysettingupathreedimensionalmodelofadieselenginecrankshaftcorrespondingtothepractical
conditions,someanalysiswerecarriedout.Thestressofthecrankshaftwasresearched.Thefatiguestrengthwasverifiedunder
varyingloadsinthispaper.Thestructureparameters,optimumdesignandstressdistributionsoftheroundcornerwere
discussed.Themodelanalysiswasmadeatlast.Thevaluabletheorybasisisprovidedforthecrankshaftstructuredesign.
基于有限元和多体动力学的柴油机曲轴动态强度与冲击响应分析
第２７卷第１１期 振动与冲击 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＶＩＢＲＡＴＩＯＮ ＡＮＤ ＳＨＯＣＫ
基于有限元和多体动力学的柴油机曲轴动态强度与冲击响应分析
陈亮，宋希庚， 明章杰，唐斌，薛冬新
（大连理工大学内燃机研究所，大连１ １６０２３）
摘 要：以某ｌ６ Ｖ柴油机曲轴为例，利用非线性多体动力学与三维实体有限元法对其进行正常工况下强度分析
和模拟水下爆炸作用下的冲击响应分析。首先，建立曲轴等部件的三维实体有限元模型，采用子结构法对其进行结构缩 减，导人多体动力学分析软件后添加连接单元，建立轴系非线性多体动力学模型。然后，将多体动力学分析结果恢复到含 油孔的曲轴三维实体有限元精细模型（单拐一梁模型），进行正常工况一个循环曲轴动应力计算和疲劳强度分析。最后，进 行冲击载荷作用下的曲轴动应力计算及强度分析，校核其冲击下的可靠性。 关键词：冲击；曲轴强度分析；多体动力学；有限元法；子结构 中图分类号：ＴＫ４０２ 文献标识码：Ａ
柴油机曲轴强度的研究，传统方法一般建立曲轴
三维实体有限元模型，添加近似边界条件求解。这种
模型能够细致地研究曲轴危险部位（如轴颈过度圆角、
油孔）应力分布状况，但无法考虑到连杆、活塞、轴承
座、缸体等和曲轴问的相互作用，难以得到准确的边界 条件 Ｊ。本文从系统的角度，运用多体动力学和三维
实体有限元相结合的方法研究曲轴，这样既能够考虑
到多体之问的相互作用，在很大程度上克服了单纯有
限元分析边界条件不够准确的弊端，又能够利用三维
实体模型结构上的精确性，深入考虑曲轴过渡圆角、减
重孑Ｌ和油孔等细微结构，因而与曲轴结构以及实际工
作条件更加接近。多体模型中用分布式非线性弹簧模 拟曲轴支撑，比常规线性弹簧模型更进一步。
舰船柴油机曲轴在水下爆炸冲击的特殊情况下，
瞬间受到极大冲击载荷，很可能遭到破坏，所以有必要
进行曲轴冲击下的强度分析。目前，国内有一些关于
船舶推进轴系冲击响应研究 Ｊ，但对于舰船柴油机
柴油机活塞热机耦合疲劳强度分析
柴油机活塞热机耦合疲劳强度分析
牛小强;雷基林;邓晰文;王东方
【摘 要】以一款非道路高压共轨柴油机铝合金活塞为研究对象,采用硬度塞测温法试验测试了活塞在最大转矩工况及标定工况下表面19个特征点的温度值,并结合经验公式得出活塞表面的热边界条件;采用有限元的方法求得的活塞的温度场与活塞温度场试验吻合;在活塞温度场的基础上分析了活塞的热应力场及热机耦合应力场,得到了活塞的易失效点,为柴油机铝合金活塞抗疲劳设计提供了理论基础.
【期刊名称】《农业装备与车辆工程》
【年(卷),期】2018(056)006
【总页数】4页(P1-4)
【关键词】柴油机;活塞;硬度塞;温度场;耦合分析
【作 者】牛小强;雷基林;邓晰文;王东方
【作者单位】650500云南省 昆明市 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室;650500云南省 昆明市 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室;650500云南省
昆明市 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室;650500云南省 昆明市 昆明理工大学云南省内燃机重点实验室
【正文语种】中 文
【中图分类】TK422
0 引言 随着柴油机强化程度的不断提高，活塞承受的热负荷越来越高。同时，作为柴油机关键零部件的活塞，一方面承受高压燃气爆发压力、高速往复运动产生的惯性力、侧向压力和摩擦力等周期性的机械负荷作用；另一方面，活塞顶面承受瞬变高温燃气作用，使活塞顶部乃至整个活塞的温度都很高，而且分布不均匀，各部位温度梯度大，造成活塞很大的热应力和热变形。所以，活塞的工作情况直接关系到柴油机的工作可靠性和使用耐久性，导致活塞热疲劳失效概率增加，已成为制约现代柴油机工作可靠性和耐久性的重要因素[1]。
本文以一款非道路高压共轨柴油机铝合金活塞为研究对象，通过试验测试与数值仿真分析相结合的方法深入研究机械负荷与热负荷共同作用下活塞的耦合应力与变形，分析活塞的热负荷状态及综合应力分布和变形情况，为柴油机铝合金活塞抗疲劳设计提供理论基础。
基于解析法内燃机连杆的有限元分析
基于解析法内燃机连杆的有限元分析
Prof. N.P.Doshi, 1
Prof .N.K.Ingole2
1（机械工程系，bapurao Deshmukh大学工程，sewagram，印度）
2（机械工程系，达塔meghe大学工程，sawangi，印度）
摘要：连杆是连接活塞和曲轴的中间的连接部分的结构。连杆的作用主要是负责传递推动和拉动的活塞销和曲柄销运动，从而将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动。一般连杆生产中使用的材料常见的是碳钢和铝合金连杆。连杆广泛应用于引擎等，直列发动机，发动机品种，对置气缸发动机，径向引擎和反对活塞发动机。该项目的工作，我们选择了连杆在塔塔汽车的轻型商用车已经在市场上推出的。我们使用Pro-E野火4软件对连接杆和ANSYS 11软件建模分析。ANSYS Workbench模块已经用于分析连杆。我们发现在静载下连杆不同加载条件下的拉伸和压缩在曲柄和连杆销端产生的应力。我们还通过机械设计方法设计的连杆。连杆是由机械设计方法设计与实际生产的连杆图比较。我们发现，在连杆质量进一步下降的可能性。
关键词：分析，连杆，机械设计
一、引言
连接杆是内燃机内的一个重要的零件和环节，它连接活塞与曲轴，负责传递动力的活塞，曲轴和发送到传输。有不同类型的用于连杆的创作材料和生产方法。连杆最常见的类型是钢和铝。制造过程中最常见的类型是铸造，锻造和粉末冶金。连杆广泛应用于引擎等，直列发动机，发动机品种，对置气缸发动机，径向引擎和对置活塞发动机。连杆由一个销，柄节，和曲柄端。在上下两端销和曲柄端小孔加工允许轴承精确拟合。这些孔必须平行。连杆的上端通过活塞销与活塞。如果活塞销锁定在活塞销的老板或如果它漂浮在活塞和连杆，连杆的上端孔会有一个坚实的轴承（轴瓦）青铜或类似材料。由于连杆是曲轴下端，连杆连接活塞与曲轴，它们形成了一个简单的机构，将直线运动转化为旋转运动。由于活塞的推力，最大的应力出现在连杆的活塞端附近。除承受燃烧室燃气产生的压力外，还承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个很复杂的盈利状态下工作。它即受交变的拉力、压应力又受弯曲应力。连杆的主要损坏形势是疲劳断裂和过量变形。连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能，又要求具有足够的刚性和韧性。所以，在连杆外形、过度圆角等方面需严格要求，还应注意表面加工质量以提高疲劳强度。拉伸应力和压缩应力是由于气体压力和弯曲应力的产生的，是由于离心力的作用，产生的偏心力。因此，连杆的设计一般I-section提供的最大的刚度，能够在活塞端部获得最大应力并且增大刚度可以减少活塞端部的材料收到的应力，而且可以减轻连杆的重量。曲轴连杆机构运动件的重量优化设计，不仅是节省材料及发动机重量降低，运动件质量对改善发动机整体的工作状况特别有效，ANSYS 形状优化的功能可以对活塞内腔、活塞销孔、连杆形状、曲轴圆角和曲柄臂尺寸进行优化设计。连杆是活塞和曲轴之间的连接。它把活塞销与连杆；连杆的小端连接活塞和曲轴销大结束。连杆的作用是将活塞的直线运动转变为曲轴的旋转运动。较轻的连杆和活塞产生的功率不大于振动由于往复式重量不。连杆与活塞的曲柄销的力量的推力，因此必须很强，刚性也尽可能轻。有两种类型的小头和大头轴承。连杆受到交变载荷作用下的疲劳。最后不得不来回在活塞销。虽然这场运动是轻微因此衬套是必要的因为高压力和温度。
车用柴油机气缸体强度的有限元分析
第８卷第６期 ２Ｏ０８年１１月 潍坊学院学报
Ｊ０ｕｒｎａｌ ｏｆ Ｗｅｉｆａｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ Ｖｏ１．８ Ｎｏ．６
ＮＯｖ．２ＯＯ８
车用柴油机气缸体强度的有限元分析
刘
（潍坊学院，山东 云
潍坊２６１Ｏ６１）
摘要：采用Ｐｒｏ／Ｅ和ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ对改进后的某车用柴油机气缸体进行了三维实体建模和网格划
分，基于ＡＢＡＱＵｓ分析平台计算了改进后的机体应力分布情况；同时结合凸轮轴孔子模型，采用Ｆａｔｉｇｕｅ
软件进行高周疲劳分析。计算结果表明：改进后凸轮轴孔处的疲劳安全系数均大于１．１，满足疲劳强度设
计要求。
关键词：气缸体；有限元；子模型；疲劳分析
中图分类号：ＴＫ４２２．４ 文献标识码：Ａ 文章编号：１６７１—４２８８（２Ｏ０８）０６一ＯＯ５６一Ｏ３
引言
机体作为安置气缸和曲柄连杆机构以及其它辅
助机构的主体骨架构件，承受着极为复杂的载荷＿１］，
其刚度、强度以及动态特性对发动机的动力性、经济
性和可靠性有着很大的影响。随着欧Ⅲ、欧Ⅳ柴油
机的研制和生产，不断提高的爆发压力和强化指标，
对柴油机机体的刚度、强度和动力特性都提出了更
加严格的要求。
有限元法作为一种通用的数值分析方法，是目
前研究机体类复杂结构受力最为可靠和有效的方
法［２］。本文采用有限元子模型技术及ＡＢＡＱＵＳ软
件中的非线性接触分析模块，对改进后的某车用柴
油机气缸体进行有限元强度分析，结合疲劳分析软
件ＭＳＣ．Ｆａｔｉｇｕｅ重点考察凸轮轴孔子模型的疲劳
安全强度，对改进措施进行分析和评价。
１有限元模型的建立
Ｌ
Ｊ
图１机体有限元模型 Ｏ
Ｏ 采用Ｐｒｏ／Ｅ和ＨｙｐｅｒＭｅｓｈ对该车用柴油机前
三缸气缸体、框架、主轴瓦、凸轮轴瓦、主轴承螺栓等
进行三维实体建模和网格划分。为了保证有限元计
算的准确性，仅对计算精度影响较小的螺钉孔和销
钉孔进行适当简化Ｌ３］，划分网格后的机体有限元模
型如图１所示。为重点考察改进后凸轮轴孔处的强
曲轴计算的几种准则
柴油机曲轴的疲劳强度评定
王民
摘要：柴油机曲轴强度对保障船舶的安全性有着重要意义，本文首先介绍了柴油机曲轴疲劳强度评定方法，并给出柴油机动力计算中交变弯矩、交变压应力的计算方法。本文探讨了IACS M53计算方法的合理性，指出强度评定中的常见错误并给出改进建议。本文中部分意见已被船级社规范采纳，并用于实际曲轴强度校核。
关键词：曲轴强度评定、疲劳强度、IACS M53
1． 前言
曲轴是影响船舶柴油机可靠性最关键的零部件，柴油机的可靠性在很大程度上依靠曲轴的可靠性。由于曲轴无法采用冗余设计，不得不提高自身的可靠性，因此国际船级社协会(IACS)制订了曲轴强度校核的统一要求(IACS UR M53)。
曲轴在工作时承受缸内的气体力、往复和旋转质量惯性力、扭转力等的作用。施加在连杆轴颈上的径向力使曲轴承受弯曲作用，切向力使曲轴承受扭矩，同时轴系带来的扭转振动、纵向振动、曲轴形状弯曲等都影响曲轴强度。曲轴承受的切向力和径向力都是随时间周期变化的量，曲轴各处的应力也具有周期变化的性质。对曲轴断裂事故进行实际分析证明，大多数断轴事故是疲劳破坏，因此UR M53 采用了疲劳强度评价准则，主要评价曲轴圆根及油孔处的疲劳强度。
本文介绍根据M53及中国船级社规范进行柴油机曲轴强度分析的实用方法，研究实际计算中常见的问题。通过对比几种曲轴疲劳强度计算方法，对船舶规范和M53提出修改建议。由于大型低速机计算相对简单，所以本文以V型中速机为例。
2． IACS曲轴疲劳强度评定方法
国际船级社协会IACS UR M53船舶柴油机曲轴疲劳强度校核准则，来源于国际内燃机学会（CIMAC）的通用计算方法，并被各船级社所采纳，广泛应用于船舶柴油机曲轴设计。
通过曲轴疲劳强度计算，可以计算出曲轴在主轴颈、曲柄销颈、油孔处的名义交变弯曲应力、名义压应力、名义交变扭转应力，然后乘以应力集中系数，并根据最大应变能强度理论，合成为一当量交变应力，然后同材料的疲劳强度值进行比较，M53要求该比值（即合格系数）不小于1.15，以评判曲轴强度是否满足要求。