柴油发动机连杆螺栓与联合开幕式分析,和有限元模型外文翻译

时间：2020-09-06 11:34:55 来源：蒲公英阅读网 本文已影响人

相关热词搜索：外文 连杆 螺栓

　柴油发动机连杆螺栓与联合开幕式分析 和有限元模型 拉斐尔·奥古斯托·利马 - 席尔瓦 蒂森克虏伯 METALURGICA 坎普 Limpo 摘要

　连接内燃机连杆通常适用于大底的一个螺栓连接解决方案组件与曲轴，此 外，为了简化拆卸。因此，一个典型的发动机连杆是由一个杆和盖是用螺栓接合 而形成。然而，发动机动力荷载可以是够超负荷引起关节杆的帽脱离。因此，本 文的主要目标是评估如果发动机动力载荷足以使关节面的单侧开口，该罐导致发 动机的灾难性故障。该计算是通过分析方法进行，另外，通过有限元模型。基于 保守假设的分析制定取得了重要的成果，而数值结果表明对于接合面的单侧开口 一定的安全性，指向螺栓连接开发基于有限元模型的方向。

　简介 内燃机是由某种活塞杆曲柄机构构成的。这两个主要功能的连杆是提供振荡 和旋转的部件，在活塞和连杆之间的接合曲轴分别向从活塞到曲轴传递的燃烧负 荷。因此，为了保证连杆的功能，它必须支持发动机负荷，以确保接头和传输引 擎的负载。用于内燃机的最常见的组件的解决方案是使用中的连接杆的拆分大端 一个螺栓连接的。大端吐传统上由锯做和加工接合面，但九十年代以来断裂分离 进程正在汽车应用为降低成本连杆，气概由于消除加工操作[1-3]。

　另一种解决方案是利用一个装配曲轴，其中所述曲柄销被安装通过干涉配合 中的腹板以形成曲柄，但这种解决方案被限制为小型发动机在摩托车中使用这样 的单汽缸和其它小型应用。

　本文的目的是评估如果一个柴油发动机的连杆的螺栓连接解决方案将保持 为了保持下发动机最大旋转操作的连杆的功能的联合收条件。

　它是不可见的评估如果接头将在发动机运行保持关闭，因为有各种一个螺栓 接头，可导致发动机的灾难性故障的故障机制。本文中的涉及关节的弹性变形参 数，螺栓疲劳和接触压力进行了研究。其他参数，如振动，关节住宿，夹紧力分 散，螺栓螺纹鱼片失去预紧应力将不会被分析。

　为了实现所说的目标，这是研究的关键性能参数螺栓连接，如单侧开放联合 的脸，螺栓疲劳安全系数，触点间隙，接触压力。这些参数是通过分析和数字模 型获得。在分析方法是定义了三个安全因素的螺栓连接：联合开幕式，螺栓疲劳 和连杆的压力。数字模型使用非线性有限元建模与穿透接触模型来计算主输出参 数关节间隙和关节接触压力。

　单边开口螺栓连接[5]的关键参数。它的特点是小间隙的关节面的内侧面。

　由于连杆变形在操作中，有弯曲的趋势螺栓引起小的差距，在连接面的轴承侧。

　这个小间隙可以提高非线性的应力螺栓和导致的其的疲劳失效。同样重要的是 说，在发动机环境充满润滑剂，当有间隙的关节面的，可以填充关节面减小的摩 擦系数。这种摩擦减少可以是锯连杆关键的，因为它增加了剪切螺栓的机会。单 侧开口不直接计算在解析模型，但估计所需夹紧载荷的，以避免这种现象。有限 元模型给出了这样的参数直接接触的间隙的输出，这是测得的节点通过节点中的 模型。

　该螺栓的疲劳是一个需要研究的一个重要失效机理。连杆螺栓的工作与高平均应力，由 于夹紧力。发动机的惯性载荷的波动引起的疲劳即常结束的现象是灾难性的发动机故障的来 源。解析配方通过使用由实验所获得的材料的电阻计算螺栓的疲劳安全系数疲劳应力是考虑

　轴向应力螺栓的作用，弯曲应力分析制剂，算出的应力在临界区中，第一接合线的圆角。虽 然有限元模型提供了在螺栓的应力，并且使该组件的疲劳的安全性和寿命的估计，这项工作 将不被集中在基于有限元模型的疲劳分析，因为临界区上面提到的 CAD，即不为蓝本，线 程不考虑。

　最后的故障模式，该工作将集中的分析是螺栓头中的接触压力连杆螺栓坐。

　高的压力可引起连杆的塑性变形，减小了有效的夹紧力。的解析模型计算螺栓头 压力时的最大夹紧载荷由于在螺纹最小的摩擦和螺栓的高强度的结合获得。该数 字制剂提供在直接的螺栓头的接触压力。

　理论 假说 螺栓连接参数解析公式是基于做以下假设：

　A.外部负载施加在一个半盖的重心; B.引起的顶盖并通过曲柄销旋转的惯性载荷的量不会导致开口螺栓连接; C 导致动载荷在接头处被杆角的余弦分解; D.该驱动负载由 2 个螺栓平分; E.更换固体惯性计算在限定在螺栓仰卧加工直径的区域。

　有限元模型用下述的假设构成：

　1.在曲柄销摩擦接触模型/轴瓦，螺栓头/帽和轴瓦/连杆; 2.在断裂连接面：即粗糙接触模型：自由的无滑动的程度; 3.在螺栓螺纹/干，在从事线程区域：保税接触模型; 4.无螺纹考虑; 5.对称的二分之一; 6.线性材料模型，没有可塑性的预期。

　以下的实验数据被假定，由于缺乏可用的程序 •在 0.1 至 0.14 螺栓头摩擦的范围; •在从 0.12 至 0.14 的螺栓螺纹摩擦的范围; •收紧的过程（转矩 × 角度）确保夹紧力范围 68kN 到 78 千牛; •在拧紧螺栓上的最大压力是 95％的 UTS 限制 •的压缩屈服连杆的估计在 700 兆帕; •基于经验性关系估计损失预紧力。

　动态载荷 内燃机演技上连杆螺栓接头的动态负载惯性力，当发动机在最大速度运行状态是 至关重要的。这些部队都是起源由运动部件的加速度。因此，在一个往复式活塞 发动机，惯性力来自两个来源的组成：一部分是由于活塞的交替运动，并且由于 另一部分曲轴的旋转运动。连杆描述了动作，但其质量被划分两种浓缩质点简化 负载的计算。发动机振动惯性力可通过在泰勒级数的活塞加速度的膨胀计算

　其中 R 是曲轴半径; θ 为曲柄角度; ω 为曲轴角速度; λ 是关系曲轴半径由连杆长 度（R / L）的。

　根据[4]，高阶的项可以忽略不计，因此，最大振荡惯性力发生当 θ=0：

　旋转惯性力可以通过计算

　 连杆的质量可以在两种浓缩物点，一个在小端，另一个被划分在大底。这一考虑 简化了负载计算，因为每个点描述了一个特定的运动：小端质点振荡和大端质旋 转。这杆群众由重心到连杆长度的关系来计算。

　因此，连杆振荡体是：

　 连杆旋转块是：

　 该发动机振动质量：

　发动机旋转块是：

　这里假设 B 被施加，考虑到旋转惯性负载，导致开口杆的螺栓连接是：

　外部负载，其作用在所述连杆螺栓连接是：

　这里使用的假设 C 和 D，最后，致动负载是：

　 螺栓连接方案 螺栓连接方案如下，培训材料汇编的 SPS Metalac 过程[5]，总部设在德国，标 准 VDI2230 是有效的螺栓连接满足以下条件：

　其中 d 是螺栓直径，LK 是板的长度。

　螺栓连接图中所示。

　1 显示了一个典型的螺栓连接装配的力和位移。分析计算 的主要目标是估计所必需的最低限度的夹紧负荷引起的联合（FMmin_req）单边 开放，如果是紧缩的过程夹紧力会比这高力。

　图 1：螺栓连接图 当外部负载是夹紧载荷，会发生接合表面的单侧开口

　 其中，AD 是在连接面面积; u 是从接头的质心的轴承面所计算的壁的距离;IBT 是关节面的 第二转动惯量;s 是螺栓距离到联合质心;一个是在接头的质心的制动载荷的距离。

　图 2：螺栓连接尺寸 螺栓符合通常被定义为

　 螺栓符合是

　其中：

　δSK 是螺栓头达标; δ1 是螺栓第一部分（柄）合规性; δGew 是螺栓空闲线程合 规性; δG 是线程核心的合规性; δM 是符合因线程弯曲位移。

　更换固体是在板（连杆），其通过螺栓征求的容积区域是压缩领域。更换固体惯 性二次矩是：

　 图 3：连杆螺栓尺寸 该固体的横截面面积是所述代用区域：

　 其中：

　 替代实心的横截面面积的当量直径可以通过计算

　夹紧载荷下板顺应性

　 螺栓负载率是：

　更换固体是在板（连杆），其通过螺栓征求的容积区域是压缩领域。更换固体惯 性二次矩是：

　以避免连接面的单侧开口的最小所需夹紧载荷是

　 损失的预紧力是

　 其中：

　增大扭矩的过程中获得的最低钳制负载

　其中：

　RMmin 是螺栓的最小极限应力; p 为螺距; d2 为基本节距直径（平均直径）;α 是 螺纹侧面角; μGmax 是线程最大摩擦力; AS 是螺栓意味着横截面面积; ε 是一个 因素定义螺栓可塑性的量。

　 其中 D3 是螺纹小径; 最大钳位负载

　 其中：

　RMmin 是螺栓的最大极限应力;

　μ Gmin 是线程最小的摩擦;螺栓交替疲劳应力

　螺栓静坐区面积

　最后，螺栓头最大压力是 安全系数 这里是用三个参数来评估，如果螺栓连接的设计是可行的，安全性如何。

　1）开口安全系数 开口安全系数是最小夹紧载荷的组合件扭矩过程中所获得的关系 用最小所需夹紧载荷引起单边连接面开口系数表示

　2）螺栓疲劳安全系数 螺栓疲劳安全系数与螺栓的耐疲劳性的交替疲劳应力的关系

　 3）连杆压力安全系数 连杆压力安全系数由连杆材料的压缩屈服极限与定义在螺栓仰卧的最大压力决 定

　方法 材料 该分析将要在中档柴油发动机的当前批量生产连杆中进行。图 4.，发动机提 供 107 缸径 124 mm 行程和 192 毫米连杆长度，运行在一个 3150 转的最高转 速下。

　目前连杆采用两个 M11x1.25 螺栓与最低极限强度（UTS）等于 1170 兆帕。

　拧紧过程扭矩 X 转折塑性区域。假定的最大应力螺栓紧固过程中等于 95％的螺 栓的 UTS 限制。

　其中，IDH 是惯性的螺栓孔直径二阶矩和联系汇率制度，相当于螺栓长度达标计 算方法如下：

　图 4：连杆 CAD 模型 分析模型 解析计算，为连杆的两个螺栓连接完成，但在本文中它是仅示出获得与螺栓 号 2（图 4）的临界的结果。在分析中使用的物理参数制剂由 CAD 系统的 PTC Pro.Engineer 获得，由横截面的装置分析在连杆的三维模型。因此，可以计算出 面积，二次惯性矩，重心和尺寸。的假设 A 和 E 被用于计算致动负载距离和替 换固体二次惯性矩。表 1 中包含必要的分析计算几何的输入数据。图 5 示出的 接合的横截面面积和惯性第二力矩计算的一个例子。

　图 5. CAD 三维模型的物理参数 表 1.几何参数

　数值模型 数字模型，通过应用 ANSYS Workbench 中结构模拟的有限元建模。表面 到表面穿透接触机型配有标准的元素 CONTA174 及 TARGE170。它用于接触的 造型与异常的接头接触的非对称的方法。以这种方式，接触的结果是只对触点 （主）侧与 CONTA174 元件可用，在这种情况下，盖和连杆，螺栓头的杆，曲

　 柄销和轴承壳的外表面。夹紧负载是通过使用预拉伸元件 PRETS179 在螺栓杆 的区域建模。连杆体啮合与二阶 3D 10 节点四面体结构实体单元 SOLID187。此 外，螺栓，轴瓦和曲柄销啮合与二阶的三维 20

　节点六面体结构实体单元 SOLID186。

　ANSYS [6]等细节元素的属性。啮合策略进行，以更好地改进该接 触表面与 CONTA174 元素。默认元素大小为：连杆为 2mm，对于螺栓为 1mm 和曲柄销接触区为 2mm，这些设置导致与 326406 节点和 189209 元素的网格。

　所述边界条件包括预压通过夹持负荷的螺栓在曲柄销的施加和随后的拉伸载荷。

　曲柄销有一个位移约束，以避免其旋转。这些边界条件施加步骤中的分析设置的 解决方案见图 6。

　 结果 动态载荷 图 6.有限元分析边界条件。

　连杆振荡质量

　 连杆旋转质量

　发动机的振动质量

　 最大振荡惯性力

　旋转惯性力

　 外部负载

　 驱动负载

　 分析结果

　检查 VDI2230 应用

　 在夹紧负荷出现的关节单侧开口

　发动机旋转质量

　螺栓长度

　螺栓规格

　 替代实心的横截面面积的等效直径

　 更换区域

　更换固态惯性

　板符合夹紧载荷

　 螺栓载荷因子

　 损失的预紧力

　最低要求的夹紧力 最小夹紧力

　最大夹紧力

　螺栓疲劳应力 螺栓坐区

　螺栓头最大压力

　安全系数

　开口安全系数

　螺栓疲劳安全系数

　 连杆压力安全系数

　 数值结果

　数值结果由所提到的有限元模型获得。两种情况计算：以 68 千牛的最低组 装夹紧力和 78KN 的最大组装夹紧力。关节表面压力和间隙仅针对临界条件以最 小夹紧载荷。螺栓头压力示出用于两个条件。疲劳试验由额外的负载情况进行计 算。

　螺栓疲劳强度

　图 7. 连杆位移（100X 比例）在最低夹紧力加上发动机的拉伸负荷 30KN 最低 钳制负载。

　 图 12. 在螺栓头，最大组装夹紧力 78KN（顶部）和最低装配夹紧力 68kN（底部）

　图 8. 最小夹紧力（上）在连接面的接触压力为最小夹紧载荷加上 30KN（中）加 上发动机拉伸载荷 65kN

　图 9. 关节面下的最小夹紧力只（顶部）和最低钳制负载下的触点间隙 30KN（中）

　的加发动机拉伸载荷和下 65kN 的疲劳试验载荷（底部）

　图 10. 接触压力（左）和间隙（右）上的连杆的最小钳位下关节面 30KN 负荷加 上发动机的拉伸负荷。

　（关键螺栓数量 1 节）

　 图 11. 接触压力（左）和间隙（右）上的连杆的最小夹紧载荷加上 65kN 的疲劳 试验负载下的关节面（螺栓数目临界接头 1）

　摘要/结论 它被进行了连杆螺栓接头的分析计算和相同成分的有限元分析。由于分析制 剂的假设，外部负载的偏心是过高：15 毫米的临界螺栓数目 2（参照图 4）。这 导致非常低的安全系数等于 1.01 的关节面的单侧开口。已知的是这个连杆工作 在发动机无故障的任何历史，因此可以得出结论，这种分析方法是保守的。另一 方面，在有限元模型给出了良好的效果，即，零间隙进行了计算和良好的压力得 到的分布于关节面。即使在极端条件下与疲劳试验的更高的负载，压力分布是可 接受的，并且只有一小间隙的接头的发生在关节的外侧，这是根据该疲劳试验结 果，没有螺栓故障或关节开口任何历史。以这种方式，就可以得出结论，该有限 元模型比解析制剂更准确。

　此外，也可以得出结论，在有限元模型中的螺栓头部的压力比在分析模型更 高。这是通过用数字模型获得的实际压力分布所解释的，捕获与螺栓仰卧倒角接 触的效果。它也是显着的，在有限元模型的临界结果为螺栓数 1 获得（见图 4）， 在与解析制剂对比度。这是通过的螺栓号 2 的较高载荷偏心度在分析制剂解释 的，损害打开安全系数。假设的进一步调查建议用于未来的研究和也由非线性材 料建模，建模螺纹，紧固扭矩的有限元模型的改善建模和基于有限元计算结果的 使用疲劳模型。

　参考资料

　1.阿夫扎尔，A.“疲劳性能与锻钢和粉末金属的寿命预测连杆”硕士学位论文，托 莱多 2004 年的大学，托莱多。

　2. Olaniran，M.A 和 Stickels，C.A. 锻钢分离连杆和上限断裂 3. Repgen，B.“优化的连杆，以实现更高的发动机性能和降低成本，”SAE 技术 文件 980882，1998 年，

　 4. BOSCH，“汽车手册，第 4 版，德国，1996 年。

　5. SPS Metalac，“Comportamento 达斯省代表 Rigidamente Fixadas POR Parafusos”，培训材料，SPSMetalac 工业和商业协会 Ltda，巴西，2008 年 6. ANSYS，“释放 11.0 文档”，ANSYS 公司，美国，2007 年，“SAE 技术文件 930033，1993，DOI：10.4271/930033。DOI：10.4271/980882。

　联系信息

　rafael.silva@thyssenkrupp.com 备选：rals84@gmail.com 地址：拉斐尔 Saglioni 第 235 街，坎皮纳斯，巴西圣保罗，CEP13087-611 致谢 笔者想感谢蒂森克虏伯 METALURGICA 坎普 Limpo Ltda 一家对本文以及 SPS Metalac 工业 和商业协会 Ltda 一家为支撑的赞助和分析计算的发展流程。同时，感谢所有的人促成这项 工作，乔瓦尼·莫赖斯·特谢拉，佩德罗·费雷拉，罗布森克鲁兹，塞尔吉奥 Villalva，亚 历克斯·罗德里格斯，路易斯·加利和马诺埃尔·道格拉斯·阿吉亚尔。

　定义/缩写 AD 是关节面面积; AERS 是更换固体的横截面面积; AP 为螺栓静坐区; AS 是螺栓意味着横截面面积; 一个是在接头的质心致动负载距离; αααα 是螺纹侧面角; DA 是更换固体的横截面面积的当量直径; d 是螺栓直径; d2 为基本节距直径（平均直径）; D3 是螺纹小径; DCH 是螺栓头内接触直径; DW 是螺栓头的外接触直径; δδδδ1 是螺栓第一部分（柄）合规性; δδδδG 是线程核心的合规性; δδδδGew 是螺栓空闲线程的遵守情况; δδδδM 是符合因线程弯曲位移; δδδδSK 是螺栓头达标; EP 是板（连杆）的杨氏模量; ES 是螺杆的杨氏模量; εεεε 是定义螺栓的可塑性的量的因素; FA 是致动载荷; FB 为外部负载; Fkerf 是在其中将发生与致动负载接头的单侧开口的夹紧载荷; FMmax 是由组合件扭矩程序获得的最大夹紧载荷; FMmin 是装配扭矩的过程中获得的最低夹紧力; FMmin_req 是所需的最小夹紧载荷，以避免连接面的单侧开口; FO 是发动机振动惯性力; FR 是发动机转动惯性力; FZ 是估计损失装配扭矩手术后夹紧负荷;

　 FZ 是关节变形调整; φφφφen 是螺栓载荷系数; IBERS 是惯性更换固态二阶矩; IBT 是关节面的第二转动惯量; IDH 是惯性螺栓孔直径的第二时刻; L 是连杆长度; LCG 是连接重心距离杆中心; 联系汇率制度是等价的螺栓长度达标; LK 是板的长度; λλλλ 是曲轴半径由连杆长度（R / L）的关系的 莫是振荡质量; 先生是旋转质量; μμμμGmax 是线程最大摩擦; μμμμGmin 是线程最小的摩擦; μμμμKmax 是螺栓头最大摩擦力; μμμμKmin 是螺栓头最小的摩擦; n 是负荷面因子; PMAX 是螺栓头最大压力; PG 是板压缩屈服极限; p 为螺距; θθθθ 是曲轴角; R 是曲轴半径; RMmax 是螺栓的最大极限应力; RMmin 是螺栓的最小极限应力; 萨是螺栓疲劳强度; s 是螺栓距离到联合质心; σσσΣA 是螺栓交替疲劳应力; ωωωω 是曲轴角速度; u 是从接头的质心的轴承面所计算的壁的距离;