柴油机连杆的受力与失效分析
Lucjan Witek,Paweł Zelek
摘要：
本文对增压柴油机连杆进行了失效和应力分析。对断裂处进行目视检查之后，发现了疲劳破坏的典型痕迹。对裂纹产生区域的进一步观察表明，裂纹的起源处没有被腐蚀或缺陷材料所覆盖。为了解释连杆损伤的原因，采用有限元法对连杆进行了应力分析。为解决这一问题，建立了连杆、活塞及相邻零件的几何模型。定义了由气缸内气体压力和惯性力共同作用产生的复杂载荷。定义了被考虑部件的所有接触表面之间的接触。非线性静力分析结果表明，在发动机以最大功率工作时，高应力区位于裂纹的起点处。结果表明，螺栓的拧紧力矩对裂纹产生处的最大应力值有显著影响。根据研究结果，认为螺栓孔附近区域的高应力水平是导致连杆失效的主要原因。在螺栓孔附近的小圆角半径也可以加速裂纹的产生过程。因此，缺口效应在连杆的临界区引起了附加应力集中。最后提出了提高连杆疲劳寿命的建议。
关键词：连杆；失效分析；柴油机；有限元法；应力分析
1介绍
连杆属于活塞式发动机的关键部件。连杆将负载从活塞转移到曲轴上。在现代柴油发动机中，在低速旋转时获得的较大扭矩时会在活塞、曲轴、连杆和其他发动机部件中产生高应力[1,2]。工作应力幅值对连杆的疲劳寿命有重要影响。限制其疲劳强度的其他因素有:不正确的形状(设计)、材料缺陷或工艺错误(在生产过程中产生的缺陷)。
对活塞式发动机连杆的失效分析已在许多文献中作了介绍。参考文献[3]中介绍了几种典型的、不常见的内燃机连杆失效形式。作者的注意力集中在失效模式的描述和被研究部件的应力分析上。裂缝的解释得到了传统计算和先进分析模型的支持。对连杆的失效分析表明，连杆的失效形式是最常见的为:发动机的屈曲、弯曲和扭转(由于超载或机械损伤)。在损坏的连杆中观察到较大的塑性变形。
在参考文献 [4]中对使用6个月后出现故障的汽车柴油发动机进行了分析。发动机失效的原因是连杆螺栓的疲劳断裂。对剩余的连杆螺栓进行了拉伸试验。在此过程中，检测到另一个带有疲劳裂纹的螺栓。在引用的文章中，采用了与解决断裂力学方法相同的有限元分析方法。研究了螺栓的拉紧力与疲劳裂纹扩展的关系。发动机由于在螺栓柄的沟槽中形成重叠而损坏。
一项有趣的研究结果发表在参考文献[5]上。根据用户报告(发动机的高噪声和振动)，对内燃机的各个部件进行了分析。结果发现:曲轴销、滚子轴承、连杆大端部表面有坑痕和表面裂纹。数值分析结果表明，在连杆腹板与法兰交界处存在较大的界面压力和应力。在上述工作中，提出了连杆的改进设计。对连杆进行了修改后，得到了显著的应力降低。在实验室试验中观察到疲劳寿命的增加。
参考文献[6]介绍了发电机用柴油机连杆的失效分析结果。重点对连杆材料和断口进行了分析。在分析中采用了以下程序和技术:断口检查、目视检查、化学分析、磁粉检查和金相检查。连杆由AISI/SAE 4140低合金钢制成。连杆靠近头部的部分断裂。裂纹起源于润滑通道。疲劳断裂的主要原因是制造工艺不正确。
参考文献[7]对压气机连杆盖和连杆螺栓的失效分析进行了有趣的研究。为了确定连杆的失效原因，进行了数值分析和材料研究。结果表明，在裂纹起源处存在应力集中现象。研究表明，断裂的主要原因是连杆材料的疲劳。参考文献[8-10]中的内燃机高负荷部件的应力和疲劳分析结果表明，许多运行故障与高循环疲劳(HCF)有关。连杆失效分析的结果也在文献[11-14]中给出。
本研究的主要研究目的是对连杆失效的原因进行解释。这项工作的另一个目的是确定在发动机工作期间连杆的应力状态。
2问题描述和损坏连杆的目视检查
挖掘机动力用柴油机在使用过程中损坏。发动机(损坏时)的工作时间尚不清楚。所研究的涡轮增压四缸活塞发动机的容量为3400 cm3，最大功率为67.3 kW (91.5 HP)(表1)。
发生故障后发动机被拆开了。第一次目视检查发现，连杆在3个截面上断裂(如图1中的A、B、C所示)。仔细观察损伤区发现，在连杆的断裂(A截面)处，可以观察到疲劳失效的典型海滩标志。A区(图1)是材料疲劳引起疲劳裂纹萌生和扩展的区域。只有这个区域可以被认为是关键区域。
图1：连杆失效后的观察
A区断裂前，大孔附近(连杆左侧，图1)以拉应力为主。A段连杆疲劳断裂后，改变了大孔附近材料加载方案。A段构件断裂后，b段产生了较大的弯曲应力，由于材料塑性变形较大，产生了二次裂纹。
对破坏螺栓(图1 C区)的观察表明，在断口附近观察到颈部。A区疲劳断裂后，锚杆产生了较大的拉应力。螺栓材料的应力水平高于极限抗拉强度(UTS)。结果(由于静载荷)螺栓断了。在B和C裂缝上(图1)，未观察到疲劳痕迹。连杆中部的塑性变形(图1)是该部件(损坏后)与曲轴转动曲柄销碰撞的结果。
然后利用光学显微镜对连杆断裂(图1 A段)进行分析。研究结果表明，存在两个裂纹源(D点和E点，图2)，裂纹源位于连杆外表面。在疲劳过程的第一部分，分别从D点和E点传播两条裂纹。裂纹表面的相似颜色(在裂纹起源D和E附近)意味着这两条裂纹的传播过程是同时发生的。裂纹前沿(在生产初期)呈半椭圆形。在断裂的晚期，出现了明显的裂纹连接。从那时起，只观察到一个裂纹前沿。在裂缝顶部(图2)可以看到一个小的(薄的)静态破裂带。图2中的虚线表示疲劳断裂与静态断裂区域的边界。
图2：连杆(A段)的疲劳断裂
表1：所调查发动机的技术参数
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发动机最大功率 |
67.3 [kW] |
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进气歧管压力 |
1.42 [bar] |
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缸内最大压力 |
128.95 [bar] |
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曲轴在缸内最大压力位置(TDC后) |
6 [deg] |
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缸顶死区中心压力(TDC) |
119.5 [bar] |
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活塞质量 |
1.012 [kg] |
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活塞套质量 |
0.567 [kg] |
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连杆质量 |
1.978 [kg] |
然后用扫描电子显微镜检查裂纹起源区域(图3)。从图3可以看出，裂纹起源处E没有被腐蚀产物或缺陷材料覆盖。
图3：裂纹开始处放大图(E)
3连杆的数值模型
利用CATIA软件建立了分析结构的简化几何模型[15]。模型由连杆组成(图4a;图4b中的第3部分和许多相邻的部件，如活塞(图4b中的第4部分)、活塞套筒(图4b中的第3部分)。1)、曲轴段(8号零件)等。需要建模如此大量的组件，因为该模型的许多表面都是相互接触的。相邻元件之间的接触定位使负载能够正确地从活塞转移到曲轴上。在数值分析中，采用了摩擦(库仑)接触[16]。滑动轴承的摩擦系数被定义为mu;= 0.02[17-19]。保持接触的摩擦系数相当于0.10(除螺栓mu;= 0.15) [17-19]。
图4：连杆主部件(a)及各分析部件的几何模型(b)
得到的几何图形被导出到ANSYS预处理器[16]。下一步将模型分解为有限元(FE)。连杆的有限元模型如图5所示。对图4b所示的其余构件也进行了离散化处理。该数值模型由169,440个节点和95,489个TET-4有限元组成，具有线性形状函数。
图5:带螺栓连杆的有限元模型，侧面(a)和顶部(b)视图
4荷载和边界条件
在接下来的研究中，定义了由气缸内气体压力、惯性力和螺栓预紧力引起的复杂载荷。上面提到的负载是为了定义一个负载用例而使用的。缸内废气的最大压力时曲轴的角alpha;为上止点之后的 6 度(TDC)(图6)。作用在活塞上的最大压力(12.895 MPa)取自发动机的指示图(图6b)。这种压力应用于活塞的表面(图7)。在螺栓预拉力的计算使用以下数据:螺栓拧紧力矩- 125 Nm,大直径螺栓- 12.7毫米(1/2 '),节圆直径11.35毫米,节距2.12毫米,摩擦系数(螺纹和螺母头部)为0.15,螺旋角3.38度。螺栓的预紧力(图4第5部分)，或者说螺栓的拧紧力矩为125Nm,等价于39.212 KN [19]。这个力是在ANSYS程序中使用“预紧”命令定义的(图7) [16]。
图6:发动机工作时曲轴和连杆的位置(a)、所研究的柴油机的指示图(a)[19]
图7：机械载荷的定义(作用在活塞上的压力和螺栓的预紧力)
下一个考虑的负载(惯性力)与最大转速n= 2400 RPM时发动机的工作有关。所考虑的发动机活塞的质量为1.012 kg，而连杆的质量为1.978 kg(表1) [19]。惯性载荷被分成两部分。一是活塞、活塞套和连杆段的惯性载荷。假设所述连杆段(由其质量的35%组成)靠近活塞处受直线运动[20]。由于这一假设，活塞、活塞套和连杆段受到线性加速度。第二类惯性载荷与连杆底部的旋转运动有关(占其质量的65%)[20]。连杆的这一部分紧靠转动的曲柄销。
在进行数值应力分析之前，正确定义边界条件是一项非常重要的工作。在这种情况下，主轴承轴颈(图8中的A面)的圆柱表面被完全约束。在底轴承轴颈(D面，图8)的圆柱面上，只有径向位移为0。活塞侧面定义了相同的圆柱支撑[16](曲面C，图8)。
图8：数值模型中定义的边界条件
将连杆材料(42CrMo4钢)定义为具有以下特性的线性弹性模型:弹性模量为210 GPa，泊松比为 0.3，密度为7800 kg/m3。42CrMo4钢通常用于汽车连杆[21]。42CrMo4钢的屈服强度(YS)(棒材直径16 - 40mm)为750 MPa，而极限抗拉强度(UTS)为1000-1200 MPa[22]。42CrMo4钢的疲劳极限为460 MPa(以1times;107为基底的负载循环)。
5 连杆的应力分析
利用ANSYS软件对连杆进行了受力分析[16]。为解决这一问题，采用了非线性静力分析方法。由数值计算获得的最大主(sigma;1)压力分布作为连杆的运行负荷。这个压力在断裂分析中是很重要的,因为拉伸力sigma;1在疲劳裂纹萌生和裂纹扩展过程有很大影响。
非线性有限元模拟结果表明，发动机在工作过程中，在靠近螺栓孔的连杆处观察到最大应力区(464.27 MPa)(图9)，最大应力区距离约为12 mm，最大应力区位于螺栓孔上方约5mm处，并覆盖裂纹源头(图2)。
图9：发动机工作时连杆最大应力分布sigma;1(发动机转速n = 2400转/分,发机功率91.5HP,螺栓拧紧力矩125 Nm,曲轴的位置:TDC之后6度。)
结果如图10-11所示，最大拉应力区域仅位于表面层(连杆材料中，螺栓头下方)。最大应力区深度约2-3毫米。局部应力集中与螺栓预紧力数值大、圆角半径小有关(在生产过程中加工产生)。
图10：连杆纵向截面的最大应力sigma;1分布(发动机转速n = 2400转/分,发动机功率91.5HP,螺栓拧紧力矩125 Nm,曲轴的位置:TDC之后6度。)
图11：在连杆的断裂平面(径向截面)上最大应力sigma;1分布(发动机转速n = 2400转/分,发动机功率91.5HP,螺栓拧紧力矩125 Nm,曲轴的位置:TDC之后6度。)
在发动机的工作过程中，连杆的大孔会发生较大的变形(图12)。螺栓头端面与螺母端面不平行。这意味着螺栓承受复杂的载荷(拉力和弯曲)。
图12：发动机工作时连杆大孔变形(变形比例280:1)
在本研究的最后一部分中，进行了螺栓拧紧扭矩对sigma;1应力最大值（在裂纹起源处）的影响的分析。在这次分析中，螺栓扭矩范围为87.5-125 Nm。从图13看出，应力sigma;1 (125Nm)的螺栓拧紧力矩等于464 MPa。将转矩减小10%(即减小到112.5 Nm)后，裂纹起源处的应力减小到421 MPa。即转矩降低10%，使连杆临界区工作应力降低约9%。结果表明，螺栓的拧紧力矩对裂纹起源处的最大应力值有显著影响。从疲劳的角度来看，应力的降低是非常重要的，它能显著提高构件的疲劳寿命。
图13：最大主裂纹起源处最大主应力sigma;1与螺栓拧紧扭矩的函数
通过研究认为，连杆疲劳失效的主要原因是装配过程中螺栓的高紧力矩。螺栓的高预紧力导致了螺栓孔附近区域内连杆的弯曲效应。结果表明，在裂纹起源处存在高拉应力区。
连杆失效的第二个原因可能
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