某型柴油机连杆有限元计算及疲劳强度校核
基于 Abaqus 的某柴油机连杆疲劳强度分析
更 加全 面地 了解 连杆 的运动状 态
ｂ ａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ ｖ ｉ ｒ ｔ ｕ ａ ｌ ｍ ａ ｔ ｅ ｒ ｉ ａ ｌ ｍ ｅ ｔ ｈ ｏ ｄ ［ ３ ．Ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｙ ｒ Ｄ ｅ ｓ ｉ ｇ ｎ＆
Ｍ ａ ｎ ｕ ｆ ａ ｃ ｔ ｕ ｒ ｅ ， ２ ０ １ ２ ， （ ８ ） ： １ ４ ８ ￣ １ ５ ０ ．
第 ２期
张 明贺 等 ： 基于 Ａ ｂ ａ ｑ ｕ ｓ的某 柴 油 机 连 杆 疲 劳 强 度 分 析
连杆 较危 险 的部件 主要 集 中在 杆身 、大小 头过 渡 圆弧
处 以及 连杆小 头油孔 处 。最小 安全 系数 约为 １ ． ５ ．满足
Ｌ ｉ Ｊ ｉ ｎ ｇ ｍｉ ｎ ｇ ，Ｍａ Ｔｉ ａ ｎ ｂ ｉ ｎ ｇ ．Ｆ ｉ ｎ ｉ ｔ ｅ ｅ ｌ ｅ ｍｅ ｎ ｔ ａ ｎ ａ ｌ ｙ ｓ ｉ ｓ ｏ ｆ ｍｏ ｔ ｏ ｒ
疲劳 强度 ，因此该连 杆满足设 计要求 。
ｃ ｏ ｎ ｎ ｅ ｃ ｔ ｉ ｎ ｇ ｒ ｏ ｄ ｏ ｆ ４ ８ ５ ｑ ｂ ａ ｓ ｅ ｄ ｏ ｎ Ａ ＷＥ【 Ｊ ］ ． Ｃ ｏ ａ ｌ Ｍｉ ｎ ｅ Ｍａ ｃ ｈ ｉ ｎ ｅ ｙ， ｒ
２ ０ １ ０ ， ３ ３ （ ０ ３ ） ： ３ ９ ￣ ４ １ ．
Ｈｕ ａ ｎ ｇ Ｋ ａ ｉ ｆ ａ ｎ ｇ ， Ｊ ｉ ｎ Ｊ ｉ ａ ｎ ｘ ｉ ｎ ． Ｒｅ ｓ ｅ ａ ｒ ｃ ｈ ｏ ｎ ｂ ｏ ｌ ｔ ｐ ｒ ｅ ｌ ｏ ａ ｄ ｓ ｉ ｍｕ ｌ ａ ｔ ｉ ｏ ｎ
汽车发动机课程说明195柴油机连杆及连杆螺栓强度校核计算
交通与汽车工程学院课程设计说明书课程名称:汽车发动机设计课程设计课程代码:8205531题目: 195柴油机连杆设计及连杆螺栓强度校核计算年级 / 专业 / 班:2008级/热能与动力工程( 汽车发动机 )/ 2班学生姓名: 陈磊学号:开题时间: 2011 年 6 月 27 日完成时间: 2011 年7 月 15 日课程设计成绩：学习态度及平技术水平与实质创新（ 5）说明书（计算书、图纸、剖析总分时成绩（ 30）能力（ 20）报告）撰写质量（ 45）（100）指导教师署名：年月日目录纲要⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 2 1 前言⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3国内外内燃机研究状⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3任与剖析⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 3 2 柴油机工作程算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5已知条件⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 5参数⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 62.3 195 柴油机定工况工作程算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯ 63 杆⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9杆构⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯9杆资料⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯11 4 杆螺度校核⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12杆螺的构⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12杆螺的度校核⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13 5 ⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯15 致⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯17 参照文件⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯18 附：195 柴油机定工况工作程算程序⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯19摘要汽车已经在一般公众中获得普及，跟着汽车行业的不停发展，愈来愈多的新技术出现在汽车的心脏——发动机上边。
某柴油机连杆运行全过程疲劳分析
某柴油机连杆运行全过程疲劳分析
孙久洋;张洋洋;王厚权;高坤;陈海瑞;宫继儒
【期刊名称】《内燃机与动力装置》
【年(卷),期】2024(41)2
【摘要】为解决某柴油发动机捣缸故障,通过连杆受力、疲劳试验及有限元仿真分析确定故障原因。
分析结果表明:连杆大头垂直于杆身方向受力主要由连杆自身惯
性力引起;疲劳试验仅能反映连杆最大拉伸载荷及压缩载荷下的受力情况,不能体现
其他时刻连杆受力情况;连杆定位齿形处疲劳安全因数最小,为1.05,确定连杆定位齿形处产生疲劳断裂,导致发动机出现捣缸故障。
对连杆加工工艺进行改进,将齿形定
位改为胀断定位,解决了定位齿形疲劳安全因数较低的问题,未出现发动机捣缸故障。
【总页数】6页(P85-89)
【作者】孙久洋;张洋洋;王厚权;高坤;陈海瑞;宫继儒
【作者单位】潍柴动力股份有限公司
【正文语种】中文
【中图分类】TK426
【相关文献】
1.某柴油机连杆疲劳强度分析
2.某六缸柴油机连杆疲劳强度分析
3.某船用低速柴油机连杆强度和疲劳有限元分析
4.基于多体动力学和有限元法的柴油机连杆疲劳分
析
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
大功率柴油机连杆疲劳试验和数值模拟
大功率柴油机连杆疲劳试验和数值模拟
吴波;胡定云;王旭兰
【期刊名称】《计算机辅助工程》
【年(卷),期】2012(21)4
【摘要】对某型大功率柴油机连杆进行疲劳强度试验,观察连杆断口的微观形貌,分析连杆断裂的主要影响因素.试验结果表明:连杆杆身的残余压应力通常会使疲劳裂纹萌生在构件次表层,具有高平均应力水平的连杆小头对表层夹杂缺陷更加敏感.运用三维有限元数值计算方法和疲劳寿命预测理论,对连杆疲劳耐久性试验进行数值模拟.连杆疲劳试验与虚拟疲劳寿命预估结果的比较表明,基于材料S-N曲线的疲劳寿命预估方法在一定程度上能对疲劳试验中连杆破坏的薄弱部位和疲劳寿命进行模拟与预测.
【总页数】4页(P19-22)
【作者】吴波;胡定云;王旭兰
【作者单位】中国北方发动机研究所,河北廊坊065000;中国北方发动机研究所,河北廊坊065000;中国北方发动机研究所,河北廊坊065000
【正文语种】中文
【中图分类】TK423.3;TB115.1
【相关文献】
1.滚压技术在大功率柴油机连杆孔加工中的应用 [J], 白龙;罗雁萍;王彦峰;朱维民;罗红丽
2.柴油机连杆疲劳试验的数值模拟研究 [J], 吴波;侯岳;胡定云;谭建松
3.大功率柴油机活塞连杆组机械损失分析 [J], 张利敏;高峰;李京;张忠伟;刘玉婷;吴永兴
4.大功率柴油机连杆疲劳试验系统的应用与研究 [J], 杨震;王伟;郭勇;顾立海;于昭亮;王双龙
5.大功率柴油机连杆螺栓疲劳强度分析 [J], 卢耀辉;向鹏霖;谢宁;冯振
因版权原因，仅展示原文概要，查看原文内容请购买。
195柴油机连杆有限元分析
法进行 分 析 的 重要 步 骤 之 一 。在 进 行 有 限元 分 析
时， 应尽量按照实物来建立有限元分析模型， 但对结 构复 杂 的物体 ， ． 完全按 照实 物结 构来建 立计算 模型 、
进行 有 限元 分析 有 时会 变 得 非 常 困难 ， 至 是 不 可 甚
能的， 因此 可进行 适 当的 简化 。
一
进行 网格划分、 加载和约束 的处理 、 计算分析。最 后， 根据计 算结果 对该 连杆 的疲 劳强度 进行 校核 ， 并 总结 出连杆 在最 大 拉 、 载荷 位 置 时应 力 分 布 的一 压
般规 律 、
般来说 ， 因模 型 带来 的误 差要 比有 限元计 算
方法 本身 的误 差 大得 多 。所 以 ， 构 有 限元 计算 的 结 准确 性在很 大程 度上取 决 于计 算模 型 的准确性 。为 了较 准确地计 算 出连杆 的应 力情 况 ， 文 的连杆 计 本 算模 型只对 连杆 大 头做 了简 化 处理 ： 括 将 连杆 大 包 头看 成一个 整体 ， 不考 虑连杆 螺栓 ， 去掉 了连杆 大头
ＺＨＡＮ ｏ— ｚ ＨＯＵ Ｄｕ ｅ， Ｆａ一
（ｈｎ ｏｇＧ ｏｐ Ｄ ｎｙ ｇ ５ ２０ Ｓ ｅｄｎ ｒｕ ， ｏｇｉ ７０ ） ｎ２
Ａｂ ｔａｃ ： ｒ ｓ ｎ ，ｆｎ ｔ ｌｍｅ ｔａ ａｙ ｉ ｅ ｈ ｉ ｕ ａ ｅ ｎ ｐａ ｉｇ ａ ｍｏ ｎ ｒ ｍｐ ｒ ｎ ｓｒ ｔ Ａｔｐ ｅ ｅ ｔ ｉ ｉ ｅｅ ｎ ｎ ｌｓｓｔｃ ｎ ｑ ｅ ｈ ｓｂ ｅ ｌｙ ｎ ｒ ａ ｄ ｍｏ ｉ ｏ ｔ ｔ ｅ ｅ ｅ ａ
Ｋｅ ｏ ｄ ： ｏ ｅ ｔ ｇＲｏ ； Ｆ ｎｔ ｌｍｅ ｔ ａ ｓ ｅ ｈ ｉ ｅ ｙＷ ｒ ｓＣ ｎ ｃ ｉ ｄ ｎ ｉ ｉ Ｅ ｅ ｎ ｌ ｉ Ｔ ｎ ｑ ； ＡＮ Ｙ ｅ Ａｎ ｙ ｓ ｃ ｕ Ｓ Ｓ； Ｐ ／ ＲＯ Ｅ
连杆动应力及疲劳寿命分析
连杆动应力及疲劳寿命分析陈起航;黄昌瑞;李振华;张颖【摘要】连杆在发动机中直接与活塞销、曲轴连杆轴颈相连接,它们之间通过弹性接触传递力.所以,活塞销、曲轴连杆轴颈决定了连杆的受力分布情况.采用有限元分析中的接触法对某型号发动机的连杆进行有限元分析,得出接触面之间的压力分布情况、连杆的应力分布情况及连杆变形情况,并对连杆的疲劳强度进行校核.【期刊名称】《汽车零部件》【年(卷),期】2014(000)006【总页数】5页(P45-48,67)【关键词】连杆;有限元接触分析;应力分布;疲劳强度【作者】陈起航;黄昌瑞;李振华;张颖【作者单位】华晨汽车工程研究院动力总成设计处,辽宁沈阳110141;华晨汽车工程研究院动力总成设计处,辽宁沈阳110141;华晨汽车工程研究院动力总成设计处,辽宁沈阳110141;华晨汽车工程研究院动力总成设计处,辽宁沈阳110141【正文语种】中文Abstract:Connecting rod was connected directly to the piston pin and the crank connecting rod journal in engine, which force was passed through elastic contact between them. So the condition of force distribution of the connecting rod was made by difference with the piston pin and the crankshaft connecting rod journal. The contact method in finite elementanalysis was used for a type of engine connecting rod, and then the condition of pressure distribution between the contact surface was gotten, as well as the stress distribution and the deformation situation of connecting rod. Then the fatigue strength of connecting rod was checked. Keywords:Connecting rod; Finite element contact analysis; Stress distribution; Fatigue strength发动机连杆组的功能是将作用在活塞上的气体压力传递给曲轴，并将活塞的往复运动转换成曲轴的旋转运动。
基于有限元法的柴油机连杆强度分析研究
在有限元分析时． 连杆体和连杆盖 、 连杆体和轴瓦 、 螺栓和连 杆盖 、 连杆体装配结合面和衬套装配结合面上有接触效应， 本模型
在 接 触 面上 建 立 面 一 接 触 单元 Ｔ Ｇ Ｔ ７ 面 ＡＲ Ｅ １０和 Ｃ Ｎ Ａ １４ 传 Ｏ Ｔ Ｃ７，
４２ 最大拉 力工况计 算与结果 分析 ．
连杆组产生的旋转惯性力载荷 。 按上面的方法把连杆大小端的力 施加到连杆大小端 内孔轴瓦 、 衬套的内表 面节点上 ， 杆身的惯性
杆 的有限元静强度分析结果 中提取危险点的应力值 ， 便可根据 文
Ｏ＇１
在该工况下 ， 连杆承受预紧工况载荷的同时， 还承受着活塞 献［ ５ １ 中关于疲劳安全系数的计算公式进行计算。
为了进行切实有效 的计算 ， 问题的物理特性 和建立合理的模 理解 触， 柔体一柔体 的接触。Ａ Ｓ Ｓ Ｎ Ｙ 支持三种接触方式 ： 点一点 、 点一
面 、 面 面一 Ｉ 杆 组 的接 触 方 式 即为 面一 面 接 触 。 。连 每 种 接 触单 元 主要 关键 字设 定 ：１接 触 算 法 。 对 面一 面 的 （）
图 ２压 缩 工 况 连杆 受 力不 恿 Ｉ
连杆大小端受载荷 的大小和方向 ，在进行有限元分析时还
须将其按一定规律分布到大小头 内孔表面上。在分析时 ， 将其简 化成沿 内孔轴向方向平均分布 ，沿内孔径 向 １０范 围内按余弦 ２。 规律分布。通过 Ａ Ｄ 参数化语言编程 ， ＰＬ 实现上述载荷 的参数化
３连杆 有 限元 分 析 模 型
研究 的连杆模型取 自某型柴油机 ， 属于斜切 口连杆 。 分析时 有关参数的选取 ， 如表 １ 所示。 通过 Ｃ ＴＡ二次开发建立的连杆 ＡＩ 建模 系统 ， 快速生成连杆 的三维模型。
某柴油机机体结构强度计算分析
２ ０ １ ３年 第 ２期 第度计算分 析
胡 成， ，朱 小平 ｚ （ １ ． 马勒技 术投 资（ 中国 ） 有限公 司 ， 上海 ２ ０ １ ４ ０ １ ； ２ ． 上 海柴 油机 股 份有 限公 司 ， 上海 ２ ０ ０ ４ ３ ８ ）
设计 提供 参考 ，因此可 以极 大地 节省 产 品的开 发 时
间和 成本 。
以保证考查区域结果准确性并控制计算规模 。气缸 体和曲轴箱采用划分较细 的四面体二阶修正单元 ， 缸套 、简化的缸盖 、缸盖螺栓 、主轴承螺栓 、主轴 瓦采 用六 面体 一阶 单元 。表 １中列 出 了计算 中各 部 件 的材料参数［ ２ ］（ 该参数 只采用材料 的常用数值 ， 不代表任何产 品的材料参数） ，图 １ 所示为机体有
发动机机体在工作时承受拉 、压 、弯 、扭等不 同形式 的机 械 载荷 ，在发 动机 设计 朝着 轻 量化 方 向 发展和发动机性能要求不断提高的背景下 ，机体应 具 有 足够 的强度 和 刚度 。在产 品 开发设 计 阶段 ，对 于结构 是否 满 足强度 要求 的试 验 占据相 当长 的研发 时间 ，尤其 当试验结果不满足要求时 ，则需要反复 修 改结 构 和试 验 。利 用有 限元 软件 建立 机 体装 配模 型，为不同的装配体定义不同的材料参数 、划分网 格 、施加约束和载荷 ， 通过计算机完成计算 ，并获 得满足收敛准则 的计算结果【 １ ］ 。通过有限元计算结 果 和测 试 结果 的对 比 ，可 标定 Ｃ Ａ Ｅ模 型 ，为 修 改
摘要 利用有限元软件对某柴油机机体结构进行计算分析 ，并通过疲劳软件计算 出结构的疲 劳安全 系数。通过有限元计算来模拟机体疲 劳试验 ，分析结构是否满足设计要 求，为设计提供参 考。
关键 词 ：柴油机 曲轴箱 机体 有 限元计 算 疲劳 强度
浅谈柴油机连杆强度的有限元分析
浅谈柴油机连杆强度的有限元分析发表时间：2020-01-15T14:42:33.973Z 来源：《科学与技术》2019年17期作者：刘保林[导读] 有限元分析是柴油机零部件结构强度分析中一种实用、可靠的方法【摘要】有限元分析是柴油机零部件结构强度分析中一种实用、可靠的方法。
以某柴油机连杆为研究对象，对其建立实体模型，并利用有限元分析的软件平台，对连杆强度进行分析。
在应用有限元方法对柴油机连杆进行静力分析过程中，研究连杆在最大受压状态和最大受拉状态的两个极限受力状态情况，为连杆的改进和设计提供可靠的依据。
【关键词】连杆；有限元；静力分析；柴油机在工作过程中，连杆将活塞的直线往复运动转化为曲轴的回转运动，将气缸内气体对活塞做的功传递给曲轴并以扭矩向外输出功。
活塞承受来自汽缸内作用在活塞上的气体压力及活塞连杆组的惯性力，其大小和方向随曲轴转角呈周期性变化。
本文主要校核某柴油机连杆的结构强度，把连杆看作一受压的直杆，并且可以简化成一受压的二力杆，通常选择连杆最大受压状态及最大受拉状态作为两个极限受力状态。
本次计算是以曲柄为研究对象，根据柴油机工作过程的动力学计算，可知，连杆受拉最严重的是在排气冲程上止点，受压最严重的是在发火瞬间。
1 有限元模型的建立1.1 实体模型的建立在进行柴油机连杆有限元分析时，首先要建立与实际情形相符合的力学模型、载荷和约束边界条件，才能达到比较满意精度的计算结果。
有限元计算是基于结构的三维实体模型进行的，因此对连杆进行三维实体建模，建立有限元分析的几何模型。
1.2 有限元模型的建立连杆材料是钢 42CrMo-Gb3077-82，屈服强度为930 MPa；抗拉强度为1 080 MPa。
设立各个区域最小单元长度，由有限元分析软件自动划分了7479个单元13084个节点。
边界约束条件如后面的计算模型图示，由于只讨论连杆受拉受压最严重的两种情况，所以模拟计算时转化为静力分析，视连杆为二力杆，约束条件都加在连杆大端，在小端施加外载荷。
柴油机连杆有限元计算及疲劳强度分析
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 ， 把 连 杆 的 受 力 即
实体模 型如 图 ｌ 示 。 所
状 况 固定 在 两种 最恶 劣 的工 况 ． 别 是最 大 燃 气爆 分 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 。 ２１ 等 效载荷 模 拟方式 ．
小 头孑 内接 触 面上 的压力 数 据面 ， 取 值 随极 坐标 Ｌ 其
系 （ ，， ） ０坐 标 的 变 换 关 系 由 函 数 ＣＳ７ ） ｚｒ０ 中 Ｏ （ｔ Ｏ 决
元 类 型 选择 Ｓ Ｌ Ｄ ， Ｏ Ｉ １ 四节 点 四 面体 单元 ， 元 长度 单
６ ｍｍ， 生 成 节 点 数 ２ ８ １个 ， 元 数 １２ ７个 ， 共 ０４ 单 ３８ 连
理可 以计 算得 到 ：
莲 力 囊撮爱
Ｐ ￣ｚ＝２ ３ ３ ２５ ６．３Ｎ Ｐ ＝ ９８ Ｐａ 一 ３． Ｍ
２ ２ 接 触 模 拟 方 式 ．
均 布栽 荷
（ ） 大压缩 工况 １最
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 ｌ５ ０ Ｎ， 向 竖 直 向 下 ， 限 元 计 １０ ０ 方 有
１１ 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
基于ABAQUS的某柴油机连杆强度计算
基于ABAQUS的某柴油机连杆强度计算刘现青潍柴动力技术中心摘要：连杆是发动机中的关键构成，连杆断裂会造成发动机报废的严重事故。
本文基于ABAQUS有限元软件对某发动机连杆在现有爆压和爆压提高后的强度分析，对其安全性进行评价。
关键词：ABAQUS；连杆；安全系数1 引言连杆是发动机的重要零件之一，应用ABAQUS，对某柴油机连杆进行有限元分析工作。
2 分析过程基于有限元的计算分析流程一般有：几何模型—有限元模型—前处理（属性、接触、分析步、边界、载荷等施加）—求解—结果评价—结论。
2.1 计算模型连杆的几何模型见图1。
有限元模型见图2，模型中包括连杆体、连杆盖、连杆螺栓、连杆瓦和连杆衬套。
为较准确模拟连杆工作情况，模型中考虑活塞销、曲柄销的影响。
根据模型的对称性，分析中可采用全模型、1/2模型或1/4模型。
图1 连杆几何模型图2 连杆有限元模型网格处理用hypermesh，边界条件等前处理在ABAQUS中设置，有限元计算借助ABAQUS 求解器。
模型节点数不再列出，总的原则是重点考察和关注区域要细化，有接触的区域接触面网格质量要保证。
2.2 前处理2.2.1材料属性连杆体材料为C70S6BY，其弹性模量206000MPa，泊松比0.3，密度7.8e-9t/mm3。
组件中其它构件材料大都为钢材料。
2.2.2 接触建立接触对中的各主、从面，设置接触对。
好的接触对对后续的计算收敛有帮助。
2.2.3 分析步连杆工作时受气体力、往复力、螺栓预紧力等，此外还有小头衬套、大头瓦的过盈情况。
根据连杆组工作和受力情况，设置多分析步:预紧力step-1、无爆压情况step-2以及各爆压情况step-n。
2.2.4 加载施加相应的边界约束和载荷，具体见图3（某工况边界施加情况）。
图3 加载情况（左图边界施加、右图载荷施加）2.3 求解对原爆压和提高爆压后多种情况进行计算。
2.4 计算结果计算给出各分析步下的应力分布云图以及应力值，某爆压下的连杆应力分布见图4。
大功率柴油机连杆疲劳试验和数值模拟
大功率柴油机连杆疲劳试验和数值模拟吴波;胡定云;王旭兰【摘要】对某型大功率柴油机连杆进行疲劳强度试验,观察连杆断口的微观形貌,分析连杆断裂的主要影响因素.试验结果表明:连杆杆身的残余压应力通常会使疲劳裂纹萌生在构件次表层,具有高平均应力水平的连杆小头对表层夹杂缺陷更加敏感.运用三维有限元数值计算方法和疲劳寿命预测理论,对连杆疲劳耐久性试验进行数值模拟.连杆疲劳试验与虚拟疲劳寿命预估结果的比较表明,基于材料S-N曲线的疲劳寿命预估方法在一定程度上能对疲劳试验中连杆破坏的薄弱部位和疲劳寿命进行模拟与预测.【期刊名称】《计算机辅助工程》【年(卷),期】2012(021)004【总页数】4页(P19-22)【关键词】柴油机;连杆;疲劳;断裂;强度;有限元【作者】吴波;胡定云;王旭兰【作者单位】中国北方发动机研究所,河北廊坊065000;中国北方发动机研究所,河北廊坊065000;中国北方发动机研究所,河北廊坊065000【正文语种】中文【中图分类】TK423.3;TB115.10 引言连杆是往复活塞式内燃机中动力传递的重要组件之一，承受燃料燃烧时产生的气体压力，将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.连杆性能的优劣直接影响柴油机的整体可靠性和寿命.据统计，在周期性变化的动载荷作用下，连杆的破坏大多为拉、压疲劳断裂，因此连杆疲劳强度一直是柴油机研发和改进过程中所关注的重要问题之一.［1-3］传统的连杆疲劳耐久性试验在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，对试样无冲击影响，但试验的加载频率较低，一般不超过30 Hz，因而试验周期较长、试验成本昂贵.［4-5］仅通过物理试验进行柴油机关键结构件疲劳耐久性研究，在一定程度上已经无法满足现代化工程设计和竞争的需求.［6］本文通过以寿命为目标的计算机数值模拟技术，对某型连杆在疲劳试验加载条件下的三维应力场和疲劳寿命进行计算分析，并给出连杆各部位的寿命分布.结合疲劳试验结果和疲劳断口的宏、微观分析，研究残余应力等对高强度连杆疲劳失效的影响.将连杆疲劳物理试验结果与数值计算分析相结合，不仅可以对试样试验的不足进行有益补充，而且有利于检验疲劳寿命仿真计算的正确性，对完善仿真方法也具有现实的指导意义.1 连杆疲劳试验方法1.1 试验设备与装卡方式疲劳试验采用德国IST公司的电液伺服疲劳试验系统，可用正弦、方波和三角波等标准波形进行发动机主要零部件机械强度耐久性考核，亦可进行路谱再现或自定义波形的疲劳仿真试验.鉴于试验设备响应的限制，本文加载频率不超过30 Hz.在实际工作中，连杆小头孔与活塞销之间装有衬套并充有润滑油，衬套与小头孔之间为过盈装配关系.在本文疲劳试验过程中，装卡方式尽量模拟实际工作中的受载环境并加注润滑油，连杆大头轴颈用尺寸与曲轴轴颈相同的大头销代替，并固定在底座上;连杆小头孔直接与模拟活塞销小头销过盈装配，过盈量为t;拉压载荷通过卡具直接作用在小头销上.1.2 试验加载目前，连杆疲劳试验的加载方式一般执行行业标准或企业标准，常用的加载方式有恒定载荷比法和恒定最大压力法等.［7］本文采用恒定载荷比法，即在试验过程中用模拟连杆在最大压缩和最大拉伸工况下的名义载荷乘以一个安全因数来确定试验载荷，并使连杆所承受的最大压缩与最大拉伸载荷的比值保持不变.采用升降法测定被试连杆的疲劳强度，恒定连杆工作载荷比R=Pmax/Pmin，其中，Pmax和Pmin分别为连杆所承受的最大拉伸和最大压缩载荷，加载波形为正弦波，循环基数为1×107次.为保证试验的可靠性且试验周期不能太长，需在3～4个应力水平下进行试验.2 连杆疲劳试验结果分析连杆杆身和小头油孔处疲劳断口微观形貌见图1.由图1(a)可知，连杆为疲劳断裂，有显著的疲劳裂纹，疲劳裂纹源出现在表层以下1 mm范围内，未见明显的夹杂缺陷.这主要是因为当表层承受外加交变载荷时，强化层内的残余压应力会降低外加交变载荷中的拉应力水平，从而提高构件表面疲劳裂纹萌生的临界应力水平.由图1(b)可知，连杆小头油孔处的破坏为疲劳断裂，疲劳裂纹源主要形成在表层100 μm以内的夹杂缺陷处.对比图1(a)和1(b)可知，由于连杆杆身处存在较大的残余压应力，使连杆杆身处疲劳裂纹源出现在构件表层以下的次表层位置，即与杆身表层残余压应力相平衡的残余拉应力区;而在没有残余压应力的连杆小头油孔处，疲劳裂纹通常会在表层萌生，且连杆小头处平均应力水平高，使其对靠近表层的夹杂等缺陷更敏感.图1 连杆杆身和小头油孔处疲劳断口微观形貌Fig.1 Microscopic topography of fatigue fractures at connecting rod body and small end oil hole3 连杆疲劳试验的数值模拟3.1 有限元计算模型和边界条件根据连杆疲劳试验的实际装卡方式，建立模拟疲劳试验中装配关系的有限元计算模型.模型未考虑曲轴轴瓦的影响，活塞销与小头采用过盈装配，过盈量为t.在不影响连杆整体计算精度的前提下，对连杆大头盖连接处和连接螺栓作简化处理.采用Abaqus中的三维连续体单元C3D10M和C3D8R对连杆杆身和模拟曲轴、活塞销的圆柱体进行离散，连杆有限元模型见图2.图2 连杆有限元模型Fig.2 Finite element model of connecting rod发动机工作时，连杆做复杂的平面运动，承受周期变化的活塞顶燃烧压力与活塞连杆组高速运动产生的惯性力的联合作用，还有连杆小头衬套、大头轴瓦的过盈装配力以及连杆螺栓预紧力所产生的附加载荷等，受力比较复杂.在疲劳试验中简化连杆的载荷，只选择连杆在受最大拉力和最大压力两种极端工况下评估连杆的疲劳强度.因此，在有限元模拟过程中，根据连杆疲劳试验中的实际装配关系对连杆大头销施加固定约束，最大压缩和最大拉伸工作载荷沿连杆杆身轴线分别作用在小头销上.连杆疲劳试验载荷循环周期见图3.图3 连杆疲劳试验载荷循环周期Fig.3 Load cycle of connecting rod fatigue test3.2 连杆疲劳寿命预估结果不同工作载荷下连杆理论疲劳寿命分布见图4，可知，随着工作载荷的增大，计算得到的连杆疲劳寿命最低点从1014量级迅速降至106量级.同时，随着载荷的增大，连杆小头和大头承压部位的疲劳寿命也逐渐降低.由于工作载荷比、载荷时间历程等其他影响疲劳寿命的因素没有改变，可知杆身整体的疲劳寿命分布基本保持不变.在1倍工作载荷时，连杆寿命最低点出现在连杆小头与杆身的过渡圆角处，见图4(a)中的354节点;在2和3倍工作载荷时，连杆寿命最低点均出现在小头油孔的应力集中处，见图4(b)和4(c)中的518节点.结合图4中连杆在1倍工作载荷下平均应力和交变应力的结果，可知，虽然连杆小头应力幅值较小，但是连杆小头的过盈装配使小头具有很高的平均应力水平，并在润滑油孔出现较大的应力集中，使连杆小头疲劳寿命对外部载荷的影响非常敏感.图4 不同工作载荷下连杆理论疲劳寿命分布Fig.4 Theoretical fatigue life distributions of connecting rod under different working loads3.3 连杆疲劳寿命对比分析连杆疲劳试验数据与虚拟计算结果对比见表1，其中试验循环次数指在试验载荷水平下所有被测连杆断裂破坏时的循环次数范围，若该应力水平下试验加载次数达到1×107循环或连杆断裂，则停止试验;计算寿命指采用FE-Fatigue预估的连杆虚拟疲劳寿命最低四个节点的载荷循环次数范围.考虑到连杆小头油孔处的疲劳寿命对小头装配过盈量比较敏感，分别给出t和0.9t两种过盈量的计算结果(试验装配要求的过盈量t=0.05 mm).表1 连杆疲劳试验数据与虚拟计算结果对比Tab.1 Comparison between fatigue test and virtual calculation results on connecting rod试验载荷倍数/倍试验循环次数/次试验破坏位置过盈0.9t计算寿命/次过盈量t计算寿命/次模拟破坏位置2.8 ＞1×107 无1×108～1.5×108 6.8×107～1×108油孔3.0 ＞9×106 小头9.3×106～1.9×107 8.9×106～1.3×107油孔3.1 4×106～5×106杆身、油孔5.3×106～7.8×106 3.2×106～6×106 杆身小头过渡处、油孔由表1可知，当小头装配过盈量为0.9t时，理论预估寿命与试验结果符合相对较好，只是在试验载荷为3.1倍工作载荷时，预估结果稍偏于危险;当过盈量为t时，理论预估结果均偏于保守.另外，虚拟疲劳预估结果显示，在当前载荷和装配过盈量情况下，连杆的疲劳寿命最低位置均出现在小头油孔处;而试验中连杆的疲劳破坏位置受材料力学性能分散的影响，同一种载荷水平下的疲劳断裂位置也不一致，如在3.0倍工作载荷时集中在连杆小头，3.1倍工作载荷时分别出现在杆身和小头油孔处.4 结论影响产品最终疲劳寿命的因素错综复杂，导致疲劳寿命的理论计算结果与实际情况会有一定的误差.按照经验，与通过材料S-N(或E-N)曲线计算得到的构件虚拟寿命N相比，试验的绝对寿命结果如果在N/2至2N的范围内都可以接受.(1)通过基于有限元的虚拟疲劳寿命预测相关理论，可以对连杆疲劳试验中连杆破坏的薄弱部位和疲劳寿命进行模拟与预测分析.(2)数值模拟结果显示，在连杆疲劳试验中连杆小头的装配过盈量对连杆疲劳寿命的分布影响较大.(3)对比试验和数值模拟结果表明，通过材料S-N数据采用上述方法预估构件的疲劳寿命，在一定程度上可以接受.参考文献:【相关文献】［1］WEBSTER W，COFFELL R，ALFARO D.A three dimensional finite element analysis ofa high speed diesel engine connecting rod［C］//SAE Paper 831322，Warrendale:SAE Int，1983.［2］TSUZUKU Hiroyuki，TSUCHIDA Naoki.An experimental study of connecting rod big ends［C］//Proc Int Congress ＆ Exposition，SAE Paper 950202，Detroit:SAE Int，1995. ［3］COSMA R S，JAMES P putational mechanics:pattern and prediction，structure and simplicity［J］.J Stat Phys，2001，104(3):817-879.［4］MARRA M，COMPTON W，SKURKE J.Fatigue testing of a powder forged connecting rod［C］//Proc Int Congress＆ Exposition，SAE Paper 920218，Detroit:SAE Int，1992.［5］屠丹红，姜树李，曹茉莉.498连杆组件的有限元分析［J］.内燃机学报，2004，22(2):176-181.TU Danhong，JIANG Shuli，CAO Moli.The FE analysis for 498 connecting rod assembly［J］.Trans CSICE，2004，22(2):176-181.［6］ILIA E，LANNI G，辛军，等.高强度粉末锻造连杆的研究［J］.内燃机学报，2008，26(5):463-469.ILIA E，LANNI G，XIN Jun，et al.Investigation on high strength powder metal forged connecting rods［J］.Trans CSICE，2008，26(5):463-469.［7］李慧远，何才.汽车发动机连杆疲劳试验方法［J］.汽车工艺与材料，2005(10):30-31.LI Huiyuan，HE Cai.Fatigue test method of engine connecting rod［J］.Auto Technol＆ Mat，2005(10):30-31.。
基于ANSYS软件的柴油机曲轴有限元分析
基于ANSYS软件的柴油机曲轴有限元分析1 引言随着柴油机的不断强化，曲轴的工作条件愈加苛刻，保证曲轴的工作可靠性至关重要，其设计是否可靠，对柴油机的使用寿命有很大影响，因此在研制过程中需给予高度重视。
由于曲轴的形状及其载荷比较复杂，对其采用经典力学的方法进行结构分析往往有局限性。
有限元法是根据变分原理求解数学物理问题的一种数值计算方法，是分析各种结构问题的强有力的工具，使用有限元法可方便地进行分析并为设计提供理论依据。
6105高速柴油机曲轴为全支承式，总长929mm，连杆颈直径为63mm，主轴颈直径为70mm，分别在第1、第3、第4、第6连杆轴颈上设有非轴线对称平衡块。
本文采用ANSYS有限元软件，在静应力计算部分采用整体曲轴模型进行有限元分析和模态分析，并就单元选择及网格划分对应力的影响做了分析比较。
2 整体曲轴有限元模型的建立传统的曲轴分析，国内外多采用单拐或1 /2单拐模型。
但这种方法还不能反映整体曲轴内部应力场的分布状态，有些学者也采用连续梁理论对曲轴进行分析计算，但把象曲轴这样复杂的结构简化成连续梁，计算结果显然是不准确的。
因此，为了较为准确地计算曲轴强度和了解曲轴内部的应力状况，本文采用曲轴三维整体模型，对曲轴进行静强度和刚度的有限元分析。
2.1有限元网格的划分由于曲轴结构复杂，利用有限元软件进行建模时很难保证和图纸上的曲轴结构完全一致，因此建模时必须简化。
为了减少应力集中，曲轴上不同截面的结合处都有半径不一的倒角，如果在建模时考虑这些倒角和油孔，则会使有限元的网格非常密集，这就大大地增加了模型的单元数量，花费大量的求解时间，而且生成的网格形状也不理想，降低了求解精度，因此在整体曲轴建模时仅考虑主轴颈、曲轴轴颈和曲拐连接处的过渡圆角。
采用ANSYS有限元软件，根据曲轴的结构特点，结合有限元分析软件中所提供的单元类型，选择10节点的四面体单元Solsd92。
在建模时，首先采用较疏的网格实体模型进行网格划分，然后将连杆轴颈和曲轴主轴颈的圆角处进行网格细划。
单缸柴油机曲轴的强度设计及刚度计算、疲劳强度校核(24)word精品文档11页
材料力学课程设计设计计算说明书设计题目：单缸柴油机曲轴的强度设计及刚度计算、疲劳强度校核图号：7-2数据号：II-11学号：卡号：姓名：井子源指导教师：魏媛目录1、设计目的 (2)2、设计任务和要求 (2)2.1、设计计算说明书的要求 (2)2.2、分析讨论及说明书部分的要求 (3)2.3、程序计算部分的要求 (3)3、设计题目 (4)3.1、画出曲轴的内力图 (6)3.2、设计曲轴颈直径d和主轴颈D (9)3.3、校核曲柄臂的强度 (10)3.4、校核主轴颈H-H截面处的疲劳强度 (12)3.5、用能量法计算A-A截面的转角yθ，θ (13)z4、分析讨论及必要说明 (17)5、设计的改进措施及方法 (18)6、设计体会 (18)7、参考文献 (19)一、设计目的本课程设计是在系统学完材料力学课程之后，结合工程实际中的问题，运用材料力学的基本理论和计算方法，独立地计算工程中的典型零部件，以达到综合利用材料力学知识解决工程实际问题的目的。
同时，可以使学生将材料力学的理论和现代计算方法及手段融为一体，既从整体上掌握了基本理论和现代计算方法，又提高了分析问题、解决问题的能力；既是对以前所学知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机和材料力学等）的综合运用，又为后续课程的学习打下基础，并初步掌握工程设计思路和设计方法，使实际工作能力有所提高。
具体有一下六项：(1).使所学的材料力学知识系统化、完整化。
(2).在系统全面复习的基础上，运用材料力学知识解决工程实际中的问题。
(3).由于选题力求结合专业实际，因而课程设计可把材料力学与专业需要结合起来。
(4).综合运用以前所学的各门课程的知识（高等数学、工程图学、理论力学、算法语言、计算机等），使相关学科的知识有机地联系起来。
(5).初步了解和掌握工程实际中的设计思路和设计方法。
(6).为后续课程的教学打下基础。
二、设计任务和要求参加设计者要系统复习材料力学课程的全部基本理论和方法，独立分析、判断设计题目的已知条件和所求问题，画出受力分析计算简图和内力图，列出理论依据并到处计算公式，独立编制计算机程序，通过计算机给出计算结果，并完成设计计算说明书。
12V240ZJH型柴油机连杆有限元分析
组和连杆 小头的往复惯性力以及连杆本 身绕活塞销作 变速摆 动时的横 向惯性力 由于上述力的大小和方向都
以工作循环为周期发生变化 ， 以对连杆 的刚度和疲劳强度都要求较高。因此对连杆进行有限元分析 ， 所 了解连
Ｆｉ ｉ ｅ ｅ ｔＡｎ ｌｓｓｏ ｎ ｅ ｔｎ ｄ ｏ ｅ １ Ｖ２ ０ Ｈ ｅ ｅ ｇｎ ｎｔ Ｅｌｍ ｎ ａｙ ｉ ｎ Ｃｏ ｎ ｃｉ ｇＲｏ ｆｔ ２ ４ ＺＪ ＤｉｓｌＥｎ ｉｅ ｅ ｈ
Ｓ ＵＮ ｅ ＭＡ ｈ ｕ ｙ ａ Ｌ ｉபைடு நூலகம் Ｓ ｏ－ ｕ ｎ
ｄ ｉ１ ．９ ９ｊｓ ．６ ３ ３ ４ ． １ ． ． ８ ｏ ：０３ ６／．ｓ １ ７ — １２２ ２０ ０ ｉｎ ０ ８ １
１ Ｖ ４ Ｚ Ｈ型柴油机连杆有限元分析 ２０Ｊ ２
孙 蕾 ． 马守原
（ ． １０ ８辽宁省 大连市 大连交通大学 ； ． １０ ２ 辽宁省 大连市 大连机车车辆有限公司） １１６２ ２ １６ ２ ［ 摘要 ］ 连杆是柴油机 中重要的传动件 ， 它将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动， 并将 活塞承受的力传递给
［ ｓ ａｔ ｏ ｎｃｉｇｒｄ ｉ ａ ｏｔｎ ｔ ｎｍ ｓ ｏ ｏ ｐ ｎ ｎ ｏ ｉｓｌ ｎ ｉｅ Ｉ ｔ ｎｆ ｍ ｅｉｒｃｔ ｇｍ ｔ ｎｏ ｅ Ａｂｔ ｃ］Ｃ ｎ ｅｔ ｏ ｓ ｎ ｉ ｒ ｔ ｒ ｓ ｉ ｉｎｃｍ ｏ ｅｔ ｆｄｅｅ ｅ ｇ ． ｔｒ ｓ ｒ ｓｒｃ ｏａｎ ｏｉ ｆｔ ｒ ｎ ｍｐ ａ ａ ｓ ｎ ａ ｏ ｐ ｉ ｏ ｈ
（ ． ａｉ ｉｏ ｎ ｎｖｒｉ ， ａ ａ ｉ ， ｉ ｎｎ ｒｖｎｅ１６ ２ ， ｈｎ ） １ Ｄ ｌ ｎＪ ｔ ｇＵ ｉ ｓ ｙ Ｄ ｌ ｎＣｔ Ｌａ ｉｇ ｏｉｃ １ ０ ８ Ｃ ｉａ ａ ａｏ ｅ ｔ ｉ ｙ ｏ Ｐ
- 1、下载文档前请自行甄别文档内容的完整性，平台不提供额外的编辑、内容补充、找答案等附加服务。
- 2、"仅部分预览"的文档,不可在线预览部分如存在完整性等问题,可反馈申请退款(可完整预览的文档不适用该条件!)。
- 3、如文档侵犯您的权益，请联系客服反馈,我们会尽快为您处理(人工客服工作时间：9:00-18:30)。
（ ３ ） 蠕 墨合 金 铸 铁 活 塞 环 成 本 低 、 加工工序短 、 耐磨性好 、 弹性 模 量 高 、 抗 弯 强 度 高有 良好 的发 展
前景 ， 它将 成 为 能满 足活 塞环 技 术 、 环保 、 性能 的新
材料。
作者简介 ： 刘津东（ １ ９ ５ ６ 一 ） ， 男， 高级 工 程 师 ， 石 家 庄 金 刚集 团 副总经理 ， 研究方向 ： 内燃 机 零 部 件 的研 究 开 发 。
设计与制造． ２ ０ １ １ （ ９ ） ： ２ ３ ～ ２ ７ ［ ８ 】 Ｓ ｈ ａ ｂ ａ ｎ ａ Ａ Ａ ． Ｄ ｙ ｎ ａ ｍｉ ｃ ｓ ｏ ｆ ｍ ｕ ｈ ｉ ｂ ｏ ｄ ｙ ｓ ｙ ｓ ｔ ｅ ｍ ｓ（ ｔ ｈ ｉ ｒ ｄ ｅ ｄ ｉ ｔ ｉ ｏ ｎ ）
４ 结论
本 文采 用 完 整 的连 杆 组 件 模 型进 行 了 连 杆 有 限元 分析 ， 通 过 与试 验 数据 的对 比证 明 仿真 分 析 的 边 界 条件 及计 算 方 法是 可 行 的 。 最 后 从 疲 劳安 全 角 度对 连 杆进行 了强度校 核 。主要 得 出 以下 结论 ： （ １ ） 连杆 小头 油孔 存在 应力 集 中现象 ， 与预 紧工 况下相 比． 拉 工况 下 油 孔处 应 力 增 加 ． 压 工 况 下 油 孔 处 应力 降 低 ， 但 应力 值 不 高 ， 变 化 幅度 不 大 ， 对 连
【 Ｍ ］ ． Ｃ ａ ｍｂ ｒ ｉ ｄ ｇ ｅ Ｕ ｎ ｉ ｖ ｅ ｒ ｓ ｉ ｔ ｙ Ｐ ｒ ｅ ｓ ｓ ， ２ ０ ０ ５ ． ［ ９ ］ Ｈｅ ｙ ｅ ｓ Ｐ ． Ｔ ｈ ｅ ａ ｓ ｓ ｅ ｓ ｓ ｍ ｅ ｎ ｔ ａ ｎ ｄ ｕ ｓ ｅ ｏ ｆ ｌ ｉ ｎ ｅ ａ ｒ ｓ ｔ ａ ｉ ｃ Ｆ Ｅ ｓ ｔ ｒ ｅ ｓ ｓ
刘 津东 王 焕 平 ： 蠕 墨合 金 铸 铁 活 塞 环 材 料研 发
７
（ ２ ） 蠕 墨合 金 铸 铁 力 学 性 能 及 其 他 物理 性 能类 似 于多元 合 金 高强 度铸 铁 ， 但 其 良好 的加工 性 能远
远优 于 多元 合 金 高强度 铸 铁 ； 并且 生产 多￣ ３ ６
［ ７ ］ 范 鑫等 ． 基 于有 限元 法 的 柴 油 机 连杆 强 度 分 析 研究 ［ Ｊ 】 ． 机 械
ｆ ２ ） 连杆 杆身 在压 工况 下应 力值 较高 ， 特 别是 连
杆 杆 身 与大 小头 圆弧过 渡 处 ， 造 成连 杆 杆 身 应力 幅 较大 。 因此要 从 疲 劳安 全 角度 对 连杆 的工 作 安全 性 进 行 考察 ， 经 计 算 表 明连杆 的静 强度 及 疲 劳 强度 均 能满 足使用 要 求 。
强度 铸铁 时需 要 加入 多种 合金 铁，其 材料 成本 明显
高 于蠕 墨合 金 铸铁 成本 ； 蠕 墨 合金 铸 铁环 比高 合 金 铸 铁 环每 片成本 可 降低 １ ５ ％， 约１ 元。
圈４
４ 结 论
（ １ ） 用蠕 墨合金 铸铁 生产 活塞 环是可 行 的。
（ ２ ］ 生 产蠕 铁 技术 难 度较 大 ， 制 取蠕 铁 的方 法 虽 然有 “ 干 扰法 ” 、 “ 弱球 化元 素法 ” 、 “ 喂丝 法 ” 、 “ Ｓ ￣ ｎ ｔ ｅ ｒ
杆 安全 性影 响很 小 。连 杆盖 在连 杆螺栓 平 台处应 力
触， 通 过调 整 各 接触 间 的偏 移量 来 模 拟零 部件 间 的
间隙和 过盈 等计算 方 法是可 行 的。
参 考文献
［ １ 】 郑启福． 内燃 机 动 力 学 【 Ｍ］ ． 北京 ． 国 防工 业 出版 社 ． １ ９ ９ １ ［ ２ ］ 丁家松． 连 杆 有 限元 计 算 边 界 条 件 研 究 ｆ Ｊ ］ ． 柴油机． ２ ０ １ ０ （ ３ ） ：
铸铁环。
ｃ ａ ｓ ｔ 法” 等 多种 ， 但 要 稳 定 生 产 高 蠕化 率 蠕 铁 环 ， 还
是 有一 定难 度 。我们 通 过试 验 ， 已初步 掌握 了生 产 蠕铁 的工艺 参 数 ， 已批 量 生 产 出高蠕 化 率 的蠕 墨 合 金铸 铁活 塞环 。
３ 加工、 成 本 分 析
较大 ， 与 预 紧工 况 相 比 ， 拉 工 况下 其应 力 降 低 ， 压 工 况下应力增加 ． 总体 来 看 其应 力 值 不 高 ， 变 化 幅 度 不大 ， 对连杆 安全 性影 响很 小 。
２ ０ ０ １ （ ６ ） ： １ ２ ￣ １ ５ 【 ６ ］ 程 峰． ２ １ ０ ８ 柴 油 机 连 杆 的 三 维有 限元 分 析 ［ Ｊ ］ ． 拖 拉 机 与 农 用
２ ４～２ ８
［ ３ 】 赵少汴． 抗疲劳设计一方法与数据【 Ｍ】 ． 北京． 机 械 工 业 出 版
社． １ ９ ９ ７
［ ４ ］ 欧 贵宝 等 ． 材料力学［ Ｍ】 ． 哈 尔 滨． 哈 尔 滨工 程 大 学 ． ２ ０ ０ ３ ［ ５ 】 邓兆祥等． Ｎ ４ ８ ５ 柴油机连杆静强度有 限元分析［ Ｊ ］ ． 内燃 机 ．
通过 以上 图３ 和 图４ 可看出 ． 经 此 工艺 生 产 的蠕 墨 合 金 铸 铁 活 塞 环 ，所 测 的环 弹性 模 量 都 稳 定 在 １ ２ ５ ０ ０ ０ Ｎ ／ ｍ ｍ 之上 ： 抗 弯 强度 都 稳定 在 １ １ ０ ０ Ｎ ／ ｍｍ 以
上， 弹 性模 量 、 抗 弯强 度 都 接 近 于球 铁 环 ， 优 于合 金
（ １ ） 由于蠕 墨 合 金铸 铁 环石 墨形 态 的特点 ， 其 耐 磨性 优 于 球铁 环 ， 环 体加 工 完 毕表 面 氮 化 而不 用 进 行镀 铬 处理 ： 这样 在 机加 工 过程 中蠕 墨合 金 铸 铁 比 镀铬 球 铁 环可 减 少 １ ６ 道 工 序加 工 ， 极 大 的提 高 了 劳 动 效 率 并 且 解 决 了机 加 工 掉 铬废 品率 高这 一 顽 固 问题 。经分 析计 算每 片蠕 墨合 金铸铁 环 比镀铬 球 铁 环成 本 降低３ ０ ％， 约２ 元。