汽車曲柄連桿機構(gòu)設計及有限元分析
汽車曲柄連桿機構(gòu)設計及有限元分析,汽車,曲柄,連桿機構(gòu),設計,有限元分析
畢 業(yè) 設 計（論 文）
設計(論文)題目：汽車曲柄連桿機構(gòu)設計及其有限元分析
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摘 要 III
Abstract IV
1緒 論 1
1.1 選題的背景與意義 1
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1
1.3 主要研究內(nèi)容和意義 2
1.3.1 主要研究內(nèi)容 2
1.3.2 研究的意義 2
2 曲柄連桿機構(gòu)的設計 3
2.1 活塞的結(jié)構(gòu)設計 3
2.1.2活塞的尺寸 3
2.2連桿的設計 4
2.2.1 連桿長度的確定 4
2.2.2 連桿小頭結(jié)構(gòu) 5
2.2.3 連桿桿身結(jié)構(gòu) 5
2.2.4 連桿大頭結(jié)構(gòu) 5
2.3曲軸的設計 5
2.3.1 曲軸的長度 6
2.3.2曲柄銷直徑和長度 6
2.3.3主軸頸直徑和長度 6
2.3.4曲柄寬度和厚度 6
2.4曲柄連桿機構(gòu)尺寸計算 6
2.5 連桿載荷計算 8
2.5.1 氣體作用力計算 8
2.5.2活塞組的慣性力 9
2.5.3 連桿慣性力 9
2.5.4 連桿大小端的載荷的等效計算 9
3 連桿的有限元分析 11
3.1 建模方案的確定 11
3.2 連桿模型的建立 11
3.2.1 實體模型的建立 11
3.2.2 定義單元類型 12
3.2.3 定義實常數(shù) 12
3.2.4 定義材料的屬性 13
3.2.5 網(wǎng)絡劃分 13
3.3 連桿有限元模型的加載與求解 13
3.3.1 邊界條件的處理 13
3.3.2 最大壓縮工況求解 14
3.3.3 最大拉伸工況求解 17
4 連桿疲勞分析 19
5 結(jié)束語 21
參考文獻 22
致 謝 23
II
摘要
汽車曲柄連桿機構(gòu)設計及有限元分析
摘 要
對汽車曲柄連桿機構(gòu)的主要尺寸的設計，并對連桿做有限元分析，將連桿作適當?shù)暮喕肞RO/E創(chuàng)建實體模型并導入ANSYS分析，對連桿上的受載情況進行分析，采用連桿在最大壓縮和最大拉伸工況下的載荷進行靜態(tài)分析，對創(chuàng)建的連桿模型進行加載和求解，得到應力云圖、位移云圖，對其結(jié)構(gòu)強度的校核，并對連桿作疲勞分析。
關(guān)鍵詞：連桿；有限元分析；ANSYS；靜態(tài)分析；
IV
Abstract
Design and finite element analysis of crank connecting rod mechanism of automobile
Abstract
Design of crank and connecting rod mechanism in automobile main dimensions and the connecting rod do finite element analysis, the connecting rods are simplified, using Pro / E to create solid model and ANSYS analysis, the connecting rod by load were analyzed. By connecting rod under the maximum compression and the maximum tensile condition load static analysis, of creating a model of the connecting rod of loading and the solving, force and displacement nephogram, check the structure strength and the connecting rod for fatigue analysis.
Key words:Connecting rod; finite element analysis; ANSYS;static analysis
V
1 緒論
1緒 論
1.1 選題的背景與意義
目前，在汽車、摩托車、內(nèi)燃機車等現(xiàn)代化機械中還是大量運用著內(nèi)燃機，內(nèi)燃機在工業(yè)時代中有著重要的意義。內(nèi)燃機的主要優(yōu)點有結(jié)構(gòu)緊湊、效率好、機動性好，因內(nèi)燃機技術(shù)發(fā)展的成熟及它固有的優(yōu)點，所以對內(nèi)燃機的需求日益增加，必然對它的技術(shù)要求也在不斷提高。
曲柄連桿機構(gòu)在內(nèi)燃機中起著重要的作用，燃料燃燒產(chǎn)生熱能由曲柄連桿機構(gòu)轉(zhuǎn)換為機械能，使車輪高速轉(zhuǎn)動。曲柄連桿機構(gòu)是由活塞組、連桿組和曲軸組三大部分組成。通過燃燒氣體產(chǎn)生的熱能使活塞直線移動連桿作往復擺動，使曲軸做圓周運動，在這一系列傳動過程中，連桿承受了主要的力，在高速運轉(zhuǎn)中，連桿承受著復雜多變的力，這使得連桿使用的可靠性顯得尤為重要。除了要分析連桿的應力、應變、材料，還要把曲柄連桿的運動學、動力學考慮進去，使得連桿設計更符合實際情況。為了讓內(nèi)燃機減輕質(zhì)量、降低功率消耗，使得連桿的形狀比較復雜，加上連桿處在惡劣的條件下工作，連桿的受載情況也是很復雜。如果連桿設計的不合理，往往會出現(xiàn)應力集中或局部強度不足而引起連桿失效，內(nèi)燃機不能正常運行，功率下降，壽命降低，排放惡化，更嚴重會造成內(nèi)燃機拉缸，導致發(fā)動機不能正常工作甚至熄火。
隨著世界汽車保有量的持續(xù)增加，汽車速度越來越快，對內(nèi)燃機的研發(fā)改進顯得十分重要，在汽車動力性能、控制排放尾氣、燃油經(jīng)濟型等方面還是有很大的提升空間。曲柄連桿機構(gòu)是復合運動機構(gòu)，在各種惡劣工況下承受著復雜多變的載荷，因此對曲柄連桿機構(gòu)進行力學分析是很有必要的。本文從理論和有限元分析兩方面對曲柄連桿機構(gòu)進行分析和研究。
1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀
近年來，隨著有限元技術(shù)的越來越成熟，有限元技術(shù)在曲柄連桿機構(gòu)設計方面也得到了很大的發(fā)展，對于曲柄連桿機構(gòu)的有限元分析越來越細致，比如把零件之間的接觸應力加以進去分析，為了更好的符合物體的實際情況，往往會把零件細微地方的應力或溫度的分布模擬真實情況。機件的剛度、強度分析及噪聲預測已用于對機體的結(jié)構(gòu)改善。目前對柴油機領(lǐng)域研究的主要有三方面:溫度場分析、應力場分析、振動分析，對于有限元分析結(jié)構(gòu)的結(jié)構(gòu)疲勞壽命也在進一步發(fā)展。
1.3 主要研究內(nèi)容和意義
1.3.1 主要研究內(nèi)容
課題先對發(fā)動機曲柄連桿機構(gòu)的運動學、動力學進行簡要的理論分析，能更好地理解曲柄連桿的運動特性、受力特點，為接下的有限元分析作理論依據(jù)。設計曲柄連桿機構(gòu)的結(jié)構(gòu)，并對設計的連桿建立有限元模型，并對它施以載荷和加載結(jié)構(gòu)強度作相應的分析，以此滿足實際生產(chǎn)的需要?，F(xiàn)代計算機技術(shù)越來越成熟，計算機輔助設計在內(nèi)燃機設計上的使用越來越廣泛，運用計算機輔助設計的深度將會大大改善發(fā)動機的性能。
主要是對柴油機的連桿進行設計以及有限元分析，通過采用現(xiàn)代化設計方法及有限元技術(shù)來實現(xiàn)，先用PRO/E對連桿作三維實體模型圖，并將其導入ANSYS軟件，選用合適單元完成對模型的有限元網(wǎng)格劃分，完成載荷施加及邊界條件的處理，得出合理的有限元分析模型，后處理，完成有限元分析計算，輸出計算得到的應力、應變、位移云圖。
1.3.2 研究的意義
隨著汽車保有量的迅猛發(fā)展，對于功能多樣化的內(nèi)燃機需求也越來越大，而曲柄連桿機構(gòu)的設計又極為復雜，使用傳統(tǒng)的設計方法會大大延長開發(fā)周期，隨著產(chǎn)品更新速度之快，計算機輔助設計系統(tǒng)的開發(fā)，使得曲柄連桿機構(gòu)設計得到了進一步的發(fā)展，這可以大大地縮短研發(fā)周期、提高內(nèi)燃機工作的可靠性、優(yōu)化其結(jié)構(gòu)等方面。多年下來，在內(nèi)燃機設計理論的方法有計算機輔助工程熱力學、有限元分析、多剛體動力學分析等，以及綜合考慮分析內(nèi)燃機以便更符合實際情況。本文采用的是有限元分析，對于連桿結(jié)構(gòu)復雜、載荷多變都可以通過有限元分析很好地模擬出來，增加了設計的可靠性。
2
2 曲柄連桿機構(gòu)的設計
2 曲柄連桿機構(gòu)的設計
2.1 活塞的結(jié)構(gòu)設計
活塞有三大部分組成：頂部、頭部和裙部，活塞在高溫高壓的惡劣工況下，作往復直線變速運動。
1）活塞頂部外表面設計成凹面，利于氣體形成渦流，使燃料與大氣混合更充分，便于燃燒。
2）活塞頭部有四條環(huán)形，上面三條為氣環(huán)槽，下面一條為油環(huán)槽。
3）活塞裙部對活塞往復直線運動起導向作用，其頂端有兩個凸起的銷座。
4）考慮活塞處于高溫高壓下，會產(chǎn)生膨脹和變形，對其裙部軸截面采用鼓形，而橫截面采用橢圓形。
活塞的在惡劣工況下，主要載荷有：
1） 機械載荷，活塞在工作中主要承受來自頂部的氣壓力以及往復慣性力 。
2）熱載荷，活塞頂部承受高溫燃氣，最高可達,其受熱不均勻會產(chǎn)生較大的熱應力，嚴重的會導致零件疲勞斷裂。
2.1.2活塞的尺寸
1） 壓縮高度
壓縮高度為活塞銷中心到活塞頂面的距離，與頂岸高度、環(huán)帶高度、上裙高度有關(guān)，由于壓縮高度的精度對壓縮比有直接關(guān)系，所以它的制造精度要求嚴格。
對于大功率柴油機來說，的大致范圍：
圖1 活塞的主要參數(shù)
2)頂岸高度
頂岸高度確定了第一環(huán)的位置，由于第一環(huán)靠近燃燒室，其熱負荷較大，在滿足工作溫度不超過極限（）的前提下，盡量選擇小些。
3）環(huán)帶高度
環(huán)帶高度由活塞環(huán)數(shù)、環(huán)高、環(huán)岸高度決定，其值主要根據(jù)機械載荷強度來確定。為了提高工作效率、減少摩擦，往往會選擇減少環(huán)數(shù)，柴油機一般設置有兩道氣環(huán)一道油環(huán)。
4）上裙尺寸
上裙尺寸應使油環(huán)槽處于銷軸外徑的上面，并保證銷座的強度。
5)裙部高度
活塞裙部主要作用是引導活塞運動，并承受側(cè)向力，裙部與氣缸之間間隙要小，并有適當?shù)谋葔?，保證正確的導向性、減小磨損等，校核比壓q：
（2-1）
，。一般內(nèi)燃機活塞裙部值為。
（2-2） 值一般取
6）活塞高度H
(2-3)
值一般取
7)活塞銷座孔徑
活塞銷座與活塞銷是一對摩擦副。柴油機中一般為。
2.2連桿的設計
連桿是曲軸和活塞之間的聯(lián)接件，其是將活塞上的動能傳遞給曲軸，使曲軸旋轉(zhuǎn)，連桿不僅做上下運動，還左右擺動，做復雜的平面運動。連桿主要承受著在不同工況下氣體壓力和往復慣性力產(chǎn)生的交變載荷，因此對于連桿設計的強度和剛度有一定必要，還必須確定合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。
2.2.1 連桿長度的確定
為使發(fā)動機緊湊輕巧，現(xiàn)代高速發(fā)動機設計的總趨勢是盡量縮短連桿長度。目前值已大到，常用范圍為。
連桿的長度通過計算得出，連桿長度的縮短會引起活塞與缸體接觸的壓力增加，導致活塞與缸體的偏磨，從而導致摩擦損壞、燒機油、漏氣等一系列連鎖反應，對于連桿設計的長度往往會加長以保證發(fā)動機工作的可靠性。但是大多數(shù)經(jīng)驗證明，直到λ=1/3為止，這種影響不會大。
2.2.2 連桿小頭結(jié)構(gòu)
車用內(nèi)燃機隨著轉(zhuǎn)速越來越快，對于聯(lián)接連桿小頭的固定件會采用浮式活塞銷。連桿作為動能的構(gòu)件，在連桿小頭的這一端，連桿相對于活塞作往復擺動。通過大量實驗證明，連桿小頭與桿身的過渡處經(jīng)常存在較大的應力集中，為了緩解這應力集中的問題，可采用大圓弧過渡河多圓弧過渡的方法。小頭頂部設有油孔，以便使曲軸轉(zhuǎn)動飛濺起來的潤滑油流到活塞銷表面，起到潤滑的作用。
小頭孔徑和寬度由活塞銷確定，
（2-4），材料為錫青銅，一般。柴油機連桿小頭寬度，。
2.2.3 連桿桿身結(jié)構(gòu)
桿身是連接大頭和小頭的剛性構(gòu)件。在連接大頭和小頭的過渡部分也是最容易出現(xiàn)應力集中的現(xiàn)象，容易疲勞損壞，可采用大圓弧過渡或多圓弧過渡的方法，而當內(nèi)燃機在高速運轉(zhuǎn)的時候，桿身承受著極大的橫向慣性力，往往會使桿身扭曲變形，所以一般高速內(nèi)燃機的桿身我們會選擇“工”字形斷面，增加了零件的剛度又巧妙的減輕了質(zhì)量，為更好的的減輕慣性力，根據(jù)桿身在不同截面的慣性力不同，可以把桿身的設計成小頭到大頭依次變寬的形狀。柴油機工字形斷面的高度與氣缸直徑比值一般取，工字形的高寬比。柴油機桿身平均斷面積與活塞面積之比為。
2.2.4 連桿大頭結(jié)構(gòu)
汽車內(nèi)燃機的連桿大頭與大頭蓋通常都是分體式結(jié)構(gòu)，大多數(shù)會采用平切開的形式；一些柴油機由于連桿軸頸較粗的原因而采用斜切口形式，主要是為了大頭外徑尺寸小于氣缸直徑，以方便安裝。
連桿大頭的孔徑由曲柄銷的直徑確定，
（2-5）
，對于柴油機，一般為。
2.3曲軸的設計
曲軸是發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)矩的重要部分，其尺寸的確定很大程度上決定了發(fā)動機的整體尺寸和質(zhì)量。曲軸分整體式和組合式兩大類，整體式曲軸因其結(jié)構(gòu)緊湊、質(zhì)量小、工作可靠等特點，在中小型發(fā)動機上運用廣泛。
2.3.1 曲軸的長度
曲軸的長度由總體布置決定的，主要取決于缸心距、氣缸直徑以及曲軸的支承形式，為了提高剛度和強度，曲軸采用全支承，相應的長度會大一些。
2.3.2曲柄銷直徑和長度
在設計曲軸軸頸時，首先應該考慮連桿軸頸，因為連桿軸頸的負荷比主軸頸的負荷大，在現(xiàn)代化的設計中，往往采用較大的曲柄銷直徑，以減小連桿軸頸比壓，提高連桿軸承的工作可靠性和剛度。選擇加大減小曲柄銷長度此設計的優(yōu)點是：
1）
2）
3）
從潤滑理論來講，最佳，如果數(shù)值過小，潤滑油容易泄露，如果數(shù)值過大，潤滑油流動不暢。
提高還受到兩個限制：
1）
2） 斜切口形式：
（2-6）
2.3.3主軸頸直徑和長度
主軸直徑的尺寸要大于，而轉(zhuǎn)動慣量卻影響較小。但的增加會導致主軸承的轉(zhuǎn)速加快，因此
，，。 （2-7）
2.3.4曲柄寬度和厚度
曲柄寬度和厚度的尺寸設計影響曲軸的剛度和強度，曲柄的形狀大都采用橢圓形，這樣即減小質(zhì)量又可以改善應力分布。一般尺寸取，。
2.4曲柄連桿機構(gòu)尺寸計算
本文以4V-105四沖程柴油機的參數(shù)為依據(jù)，排量4.0L，有效功率120KW，轉(zhuǎn)速3000r/min，設計曲柄連桿機構(gòu)的主要尺寸。
1） 活塞直徑D
參考內(nèi)燃機設計的公式：
（2-8）
（2-9）
（2-10）
，，，i—氣缸數(shù)，
n—發(fā)動機轉(zhuǎn)速，，S—活塞行程，，
經(jīng)計算，得：
其值可取
2） 缸徑行程比
柴油機的取值范圍是，本次設計。
3） 缸心距
，取值為1.3，。
4） 活塞主要尺寸的確定
表1 活塞主要尺寸比例
柴油機
，，頂部高度=73.5mm，環(huán)帶高度取16mm。
活塞頂厚度為，取值7mm?；钊麄?cè)部厚度為，取值10mm。
之間的過渡圓角，其半徑取5mm。
活塞銷座間距為D，其值取37mm。
活塞銷外徑為，其值取。
活塞銷內(nèi)徑為，其值取16mm。
活塞銷長度l為，其值取100mm。
5）連桿主要尺寸的確定
連桿長度由來確定，，取值210mm。
連桿大端直徑取70mm，連桿小端直徑取36mm。連桿小端寬度，取29mm。
6） 曲軸主要尺寸的確定
曲軸軸頸的直徑為,取值75mm, 長度為,取值45mm。
曲柄銷直徑為,取值60mm，長度,取值37mm。
曲柄臂的厚度，取值26mm，寬度，取值115mm。
主要結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)如表2所示：
表2 曲柄連桿機構(gòu)設計的主要結(jié)構(gòu)尺寸參數(shù)
2.5 連桿載荷計算
連桿是活塞和曲軸之間的傳力件，其受載情況復雜。尤其是受載邊沿的規(guī)律難以用數(shù)學方法來處理，所以考慮用假設的分布規(guī)律來分析。連桿主要受到4種力：活塞的氣壓力、活塞組往復慣性力、活塞所有零件所作的速往復直線運動；連桿的慣性力和預緊力。發(fā)動機工作過程中，活塞頂部的氣壓力和慣性力呈周期性變化。連桿載荷主要有拉伸和壓縮，一般均取其最大載荷進行加載分析，可以更好的反應連桿的應力和位移情況。連桿的最大拉伸載荷出現(xiàn)在進氣沖程上止點附近，最大壓縮載荷出現(xiàn)在做功沖程上止點附近，取這兩點的位置進行連桿的載荷分析。
2.5.1 氣體作用力計算
在連桿處在做功沖程，曲軸轉(zhuǎn)角時，連桿受到最大的壓縮載荷，主要承受連桿慣性力、最高爆發(fā)壓力、曲軸箱壓力、活塞組往復慣性力。連桿小頭受到最大壓縮載荷，也是連桿最脆弱的時候。根據(jù)氣體壓力函數(shù)，氣體變化的壓力用以下公式表示：
（2-11)
— 氣體壓力；— 工作沖程的爆發(fā)壓強；— 氣缸燃燒室容積；— 缸體截面積；R— 曲軸半徑為 ；— 時間變量；— 做功沖程時的絕熱指數(shù)為；工作沖程末端壓強為。
2.5.2活塞組的慣性力
活塞組件中的所有零件有、活塞銷等，都是沿著活塞加速度A作往復直線運動，整個活塞組的總質(zhì)量為。
(2-12)
2.5.3 連桿慣性力
由于連桿連接著曲軸和活塞形成的復合平面運動比較復雜，采用平常的靜力分析法并不能很好的體現(xiàn)連桿的受載情況，所以需要改進靜力分析的方法。連桿準動態(tài)分析是在靜態(tài)分析的基礎上，增加了相應的慣性力力并對受載情況重新計算處理。這樣就能將動力問題轉(zhuǎn)為靜力分析。
2.5.4 連桿大小端的載荷的等效計算
連桿的推力就是活塞的氣體壓力通過活塞銷傳遞的，它很好的反應了連桿的受載情況。當其值為正時，說明連桿承受壓縮載荷，當其值為負時，說明連桿承受拉伸載荷，根據(jù)連桿受力公式：
(2-13)
P— 活塞銷合力，，，代入可得連桿受力。
ADAMS仿真結(jié)果如圖2：
圖2 連桿受力曲線圖
從圖2得計算結(jié)果，連桿受力取最大壓力，最大拉力。
由于連桿大端、小端的軸承載荷不是均勻分布的，要表達這些載荷是一件繁瑣的事情，一般在有限元分析中，軸承載荷可以采用類似于余弦規(guī)律分布的方法計算。
（1） 最大壓縮工況分布載荷：
N （2-14）
大端軸瓦內(nèi)孔，求得大端軸瓦內(nèi)孔最大載荷：
(2-15)
小端襯套內(nèi)孔，求得小端襯套內(nèi)孔最大載荷：
(2-16)
（2）最大拉伸工況分布載荷：
N
大端軸瓦內(nèi)孔，求得大端軸瓦內(nèi)孔最大載荷：
（2-17)
小端襯套內(nèi)孔代入，求得小端襯套內(nèi)孔最大載荷：
(2-18)
11
3 連桿的有限元分析
3 連桿的有限元分析
3.1 建模方案的確定
連桿將活塞上氣體壓力傳力給曲軸從而轉(zhuǎn)矩，并把活塞的往復直線運動變?yōu)榍S的圓周運動，連桿小頭相對于活塞銷作往復直線運動，連桿的大頭相對于曲軸銷作圓周運動，連桿是復雜的平面運動機構(gòu)。連桿的受力主要包括活塞的氣體壓力、螺栓的預緊力、連桿慣性力、小端軸承襯套與大端軸瓦與連桿相配合的過盈力。這些力都是處于連桿平面并且方向是垂直于連桿平面，這些力可認為是均勻分布的，而處在這個擺動平面沒有其他的力，可以把這些力作為平面應力分析。據(jù)大量實驗數(shù)據(jù)表明，在連桿與大端、小端聯(lián)接的地方應力比較集中，由于連桿形狀的復雜，采用二維平面分析，會導致對結(jié)構(gòu)錯誤分析，比如桿身的“工”字形截面形狀特征就無法體現(xiàn)，其受載情況必然不符合實際，這對于研究連桿的受載存在很大的障礙。采用三維立體模型建模，可以很好的避免出現(xiàn)上似情況，為接下來對連桿的模擬更真實，有助于對連桿設計的改進。對連桿的有限元分析，將連桿上各點的慣性力加在有限元模型的各個節(jié)點上，其施加的力是加在連桿模型大小端內(nèi)表面上。
首先打開軟件根據(jù)連桿的實體尺寸建立相應的模型，然后將所建的連桿模型導入ANSYS軟件中。選擇四面體四節(jié)點單元，并對連桿模型進行網(wǎng)格劃分，在結(jié)構(gòu)的接觸面之間設置接觸單元。無縫連接如圖3所示：
圖3 PRO/E與ANSYS無縫連接圖示
當發(fā)動機運轉(zhuǎn)的時候，連桿除了上下運動，還有左右擺動，做復雜的平面運動，并且連桿受載呈周期性變化。本次計算是模擬在最惡劣的情況下，把連桿受載的瞬時來把它當作靜力問題下的應力分析。
3.2 連桿模型的建立
3.2.1 實體模型的建立
連桿是斜切口形式，連桿模型主要的尺寸有：，大頭孔直徑為70mm,，，，桿身厚度22mm。圖4所示為初始設計圖。
圖4 連桿初始設計圖
根據(jù)設計的尺寸，利用PRO/E軟件建模導入ANSYS。圖5所示為導入后的連桿模型。
圖5 連桿模型
3.2.2 定義單元類型
創(chuàng)建的單元或者劃分網(wǎng)格的單元必須指定單元類型，根據(jù)連桿三維立體模型的不規(guī)則，選擇使用自由三維四面體單元類型為 。SOLID92 是三維二次四面體單元，其單元有 10 個節(jié)點，每個節(jié)點有 這3個自由度。
3.2.3 定義實常數(shù)
定義實常數(shù)是從物理意義轉(zhuǎn)換成數(shù)學意義無法反應的各種熱學、幾何、力學等屬性參數(shù)。比如指板殼單元的厚度或截面定義之類，對于本次采用的單元類型 是不要定義實常數(shù)的。
3.2.4 定義材料的屬性
連桿和連桿大頭蓋的材料屬性定義為，彈性模量為 ，泊松比0.3，其屈服強度，強度極限，密度。
3.2.5 網(wǎng)絡劃分
網(wǎng)格的劃分就是將幾何形狀離散成稱之為單元或網(wǎng)格的小塊。網(wǎng)格劃分是有限元分析中重要的一環(huán)，其設置的選擇將影響計算精度和規(guī)模。
因為連桿形狀不規(guī)則，所以單元形狀也不規(guī)則，選擇自由網(wǎng)格劃分方式，至于沒有特殊要求，可選擇工具，。選擇單元類型為，對連桿模型進行網(wǎng)格劃分，得到個體單元和個單元節(jié)點。網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖6所示。
圖6 連桿網(wǎng)絡劃分
3.3 連桿有限元模型的加載與求解
3.3.1 邊界條件的處理
對于連桿的有限元分析存在一定誤差，可以通過改進邊界條件的方法來減小誤差，比如可以取消連桿整體的剛體位移和處理位移函數(shù)。選擇桿身中間部分的若干結(jié)點，選擇ALL DOF(各方向位移)，施加各方向位移約束，在Displacement value文本輸入框中輸入0，單擊OK。由于連桿的擺動平面是對稱的，為了減小計算量可以取連桿的來進行計算，如圖7所示：
圖7 連桿模型的對稱剖分面上施加的對稱約束
載荷邊界條件：連桿受活塞爆發(fā)氣壓力、往復慣性力和螺栓預緊力，作為活塞和曲柄的傳力件，運動比較復雜。主要選擇連桿在最大壓力和拉力的情況下進行分析。
3.3.2 最大壓縮工況求解
連桿主要承受活塞的氣壓力和慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，最大壓縮載荷在進氣沖程開始的上止點附近，經(jīng)計算，連桿最大載荷為，連桿桿身和小端過渡處最小橫截面積約為480。據(jù)公式計算得：
（3-1）
p — 桿身與小端過渡截面上最大的應力
將大小端的力分別施加在連桿小端軸承襯套、大端軸瓦的內(nèi)表面，桿身的慣性力施加在連桿模型的各個單元上，無剛體位移。在最大壓縮工況下求得大端內(nèi)表面最大分布載荷為：
（3-2）
小端襯套內(nèi)孔最大分布載荷為：
（3-3）
施加表面載荷后如圖8所示：
圖8 連桿大小端施加表面載荷圖示
完成力的約束和加載后，選取進行分析 。在main menu中選Solution>Solve>Current LS,進行求解。求解完成后，出現(xiàn)Solution is done字樣，就可以通過POST1來處理和顯示所需的結(jié)果數(shù)據(jù)。選擇General Postproc>plot Result>Contour ，打開對話框；在Item to be contoured域左邊的列表中選擇Stress選項，然后選擇選項，此時顯示窗口中出現(xiàn)等效應力云圖。選擇選項，再選擇X-Component of displacement，顯示X方向的位移云圖。在列表中選擇Strain>Total Strain>von Mises total strain，顯示窗口中出現(xiàn)等效總應變云圖。分別表示如下：
圖9 連桿受壓時等效應力云圖
從圖9可以看出，桿身的應力并不集中，靠近大端的內(nèi)表面應力還較小一點，而應力比較大的地方處在靠近小端過渡圓弧表面和桿身兩邊的這部分。圖上出現(xiàn)最大應力的地方在桿身小端內(nèi)表面的號節(jié)點上，最大應力。40Cr的屈服極限 ，許用安全系數(shù)，許用應力，當連桿處在最大的壓縮工況下，最大應力值，符合要求。
大端軸瓦和小端襯套對連桿施加載荷，靠近大端處的表面應力要比靠近小端表面的應力小，這是因為在壓縮工況下，小端的受載較大，而又因為大端橫截面積比小端大，所以相對應力分布比較小。連桿大小端圓弧過渡處應力分布比較集中，又因這部分比較單薄，往往這里容易損壞。
圖10 連桿受壓時X軸方向等效應變云圖
圖11 連桿受壓時X方向的位移云圖
3.3.3 最大拉伸工況求解
在進氣沖程開始時，連桿受到最大拉伸載荷，其載荷有連桿螺栓的預緊力，連桿慣性力引起的受拉力。連桿拉伸載荷最大值12517N，連桿桿身和小端過渡處最小橫截面積約為480。桿身在和小端過渡處最小橫截面積處最大應力值為：
（3-4）
將連桿大小端的力分別施加到大端軸瓦和小端襯套的內(nèi)表面上，桿身的慣性力施加在連桿模型的各個單元上 。按上述方法約束和加載計算結(jié)束后，從后處理查看計算結(jié)果，得到如圖12所示：
圖12 連桿受拉時等效應力云圖
根據(jù)圖12，連桿大端內(nèi)表面的應力雖有集中但也較小，桿身應力小，連桿小端內(nèi)表面和桿身靠近小端的兩側(cè)面應力較集中，最大應力發(fā)生于小端內(nèi)表面的號節(jié)點上，其應力值為。材料的屈服極限，許用安全系數(shù)，許用應力為，連桿在拉伸工況下，達到的最大應力值為，符合強度要求。在拉伸工況時，桿身的等效應力最大值發(fā)生在桿身與小端過渡圓弧處，雖然連桿與大頭蓋的連接處的等效應力相對于其它地方較大，但是從圖看出在最大拉伸工況下連桿體與連桿大頭蓋之仍有足夠的接觸力，說明兩者聯(lián)接可靠。
圖13 連桿受拉時X軸方向的位移
圖14 連桿受拉伸時等效應變云圖
從以上圖看出，桿身的應力和位移都很大，往往桿身最容易出現(xiàn)疲勞破壞。
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4 連桿疲勞分析
4 連桿疲勞分析
結(jié)構(gòu)在靜態(tài)極限載荷下反復作用從而導致疲勞斷裂，其主要因素有載荷的循環(huán)次數(shù)、每一次循環(huán)的應力值、局部出現(xiàn)應力集中。疲勞分析的原理是運用了簡化的彈性假設和。在不斷地載荷重復作用下，局部開始產(chǎn)生微缺陷，宏觀上表現(xiàn)為，不斷發(fā)展最終累計達到臨界值導致疲勞失效。
在連桿傳統(tǒng)的設計中，把相關(guān)物理參數(shù)看成是確定的，為了改善以此帶來的安全性的不足，往往會加入安全系數(shù)，安全系數(shù)的選用不恰當會導致結(jié)構(gòu)設計的不安全，而安全系數(shù)設計有一個更大的缺陷，其無法找出結(jié)構(gòu)不安全的因素，不能很好地對此提高結(jié)構(gòu)的可靠性。在內(nèi)燃機工作中，連桿承受著交變載荷，一直承受著不對稱的循環(huán)應力，由于缺少連桿材料各應力比載荷下的疲勞極限數(shù)據(jù)，故無法直接得到。對連桿疲勞強度分析時，作如下假設：
1) 連桿上的力呈周期性變化，每一個循環(huán)過程為一個周期，此循環(huán)周期為隨機的。
2) 每一次循環(huán)工程僅出現(xiàn)一次最大和最小的力，其過程中其他力的波動忽略不計。
3) 假設連桿的疲勞壽命是無限的。
為了有效地計算疲勞安全系數(shù)，采用等效應力第四強度結(jié)論：
(4-1)
、為正應力。
連桿在燃氣爆發(fā)壓力工況下的等效應力視為單向壓縮狀態(tài)應力，所以我們可以選取所需點的等效應力來進行計算疲勞安全系數(shù)，即
(4-2)
，
，
，
，
，
，
。
本次疲勞安全系數(shù)計算取最大壓縮工況下應力最大節(jié)點43015，去該節(jié)點在最大壓縮工況，受拉工況，得， 。
根據(jù)以上數(shù)值得，，，通過計算，連桿的安全系數(shù)達到疲勞設計的要求。
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5 結(jié)束語
5 結(jié)束語
通過此次對曲柄連桿的設計及對連桿的有限元分析，收獲頗豐，對曲柄連桿的有限元分析也有了初步的理解，主要有以下幾點：
1)使用軟件對連桿建立三維立體模型，導入ANSYS，定義實常數(shù)、網(wǎng)格劃分、連桿載荷計算、進行加載分析。
2)ANSYS進行網(wǎng)格劃分的選擇對后續(xù)的分析精度和準確性有重要意義。
3)對于改善模型的邊界條件處理，可以減小誤差。
4)連桿細節(jié)部位承受應力大小和位置都對連桿受力有重要的參考性。
由于初次使用ANSYS軟件進行有限元分析，仍有許多的不足之處，在連桿慣性力計算方面做得不夠細致，很多問題考慮得不夠全面，設計的結(jié)果必然與真實情況存在誤差，以后要更好的學習有關(guān)機件之間的接觸應力和運動規(guī)律，更好的進行有限元分析。
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參考文獻
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致謝
致 謝
本次論文順利完成心情很激動，在這里，首先要感謝的是智淑亞老師，在論文開始選題的時候，我是一片茫然，幸好在智老師的不耐其煩地指導下，我對論文題目的大致方向論文內(nèi)容都有一定認識，確定題目后開始搜集論文相關(guān)的資料，在制訂論文提綱時，思路不明，對于論文內(nèi)容的編排也遇到了阻礙，經(jīng)過老師的指點，寫作思路也就清晰了，接下來的撰寫就有一定把握，初稿完成后，老師認真查看了我的論文，指出了許多需要改進的地方，在老師耐心的指導下，論文完成的很順利，在此感謝智淑亞老師的幫助，老師知識的淵博、嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度、工作的認真負責令我欽佩，是我以后在工作道路上學習的榜樣。我還要感謝我的同學們，是他們與我共同學習，分享學習心得，每當我遇到困難時，他們總能熱心的幫助我，替我分憂解難。
在今后學習工作中，我將感恩學校的培養(yǎng)、謹記老師的教誨，腳踏實地，努力工作，踏實做人。在此，對關(guān)心和幫助過我的老師、同學致以由衷的謝意。
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