1 前言

汽油机连杆作为关重的 5C 件之一，承受拉压和弯曲组合载荷作用，承载变化剧烈，设计上应保证其有足够的刚度和强度。连杆组件主要结构包括：连杆体（也称为杆身）、连杆盖、连杆螺栓、大头轴瓦，有些连杆有小头衬套和定位销。连杆螺栓有两种结构形式，如图 1 所示。左图形式的螺栓从杆身肩部的螺纹孔穿入，另一端用螺母拧紧，连杆螺栓孔内并无内螺纹；右图形式的螺栓从连杆盖侧的螺栓孔穿入，杆身的螺栓孔内有内螺纹。两种结构形式的最大区别是杆身肩部的几何，前者刚度较弱，是疲劳失效的关键区域之一。

本文将针对这两种不同形式连杆的强度及优化进行对比。

2 分析过程

由于连杆的对称性，一般有限元建模都只用 1/2 模型以降低求解规模，节省计算时间。网格划分时连杆体、连杆盖、螺栓使用 C3D10M 单元，轴瓦、活塞销、曲柄销使用 C3D8I或者 C3D6 单元。接触对包括：连杆体-连杆盖、螺栓头部-连杆体、螺帽-连杆盖（对第 2种形式的螺栓为螺栓头部-连杆盖）、轴瓦-连杆、上瓦-下瓦、曲柄销-轴瓦、活塞销-连杆小头（或衬套）等。螺栓预紧力采用最小螺栓轴力，在相应位置的接触对中设置过盈或间隙。有限元模型如图 2 所示。

2.1 边界条件&载荷步

连杆的载荷主要以燃气爆发压力和惯性力为主，最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组件和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力

_［1_］

P^' (m m )(1 λ)rω

_t = + + 2

p s

其中，m_p为活塞组件质量，m_s

为计算断面以上的连杆质量。

最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近，其数值等于爆发压力减去上述的惯

性力。

P^' = − '

c P P

z t

另外，连杆为一长杆件，在压缩载荷下会发生平面内的弯曲，同时由于连杆摆的角加速度和转动惯量引起的惯性力矩，都会使连杆承受弯曲应力，但多数分析都没有考虑弯曲作用，且直接把最大压缩载荷考虑在 0 度曲轴转角，最大拉伸载荷考虑在 360 度曲轴转角。

本文中的连杆分析也采用这种处理方式，加上螺栓预紧力，共有以下计算载荷步：

1）、step1 螺栓预紧力及轴瓦过盈及间隙加载工况

2）、step2 最大扭矩点最大压缩载荷工况

3）、step3 额定转速点最大压缩载荷工况

4）、step4 零负荷工况

5）、step5 最大扭矩点最大拉伸载荷工况

6）、step6 额定转速点最大拉伸载荷工况

其中，step2 和 step5 构成一组疲劳分析对，step3 和 step6 为另一组疲劳分析对。

2.2 计算结果

从图 3 和图 4 的疲劳计算结果可以看出，连杆 1 容易在连杆体肩部圆角过渡处产生应

力集中，是安全系数较低的区域，而连杆 2 则发生在连杆盖的圆角过渡区。两个部位的最

小安全系数分别为 1.29 和 1.32，低于 1.5 的设计要求。

图 3 连杆体肩部圆角安全系数                             图 4 连杆盖圆角安全系数

3 优化及效果

针对两个结构形式不同的连杆，首先研究其结构特点，对于连杆 1，肩部圆角处安全系数低主要是由于圆角至大头孔的距离过小，该处的抗变模量低造成，如图 5 所示，而其连杆盖圆角安全系数高则是由于在连杆盖处有一个凸起的设计，恰好能提高这个位置的刚度。反观连杆 2，由于连杆体肩部设计过渡良好，肩部到大头孔的距离表明该连杆在这个位置的抗弯能力足够。只是在连杆盖螺帽贴合面的圆角处因为有应力集中，同时又缺少象连杆 1 那样的加强凸台，因此安全系数偏低。

针对两个连杆的各自特点，分别制订的优化方案如图 7 和图 8 所示。连杆 1 的设计优化对连杆体而言只是改变了连杆体的机加工深度，但是连杆螺栓因为长度的变化需要重新招标生产。对连杆 2，连杆盖上凸台的增加需要对模具进行修改，但如果是在设计初期，则不会造成模具的损耗和浪费。优化后两连杆的最小安全系数均超过设计要求，其中连杆1 肩部圆角最小安全系数由 1.29 提高至 1.69，连杆 2 杆盖圆角最小安全系数由 1.32 提高到 1.58，如图 9、图 10 所示。

4 结论

      （1）如连杆 1 形式的设计应力和疲劳关注区域包括杆身、连杆体肩部及杆盖等，其肩部由于下沉面的原因，往往是最容易失效的区域，因此设计时应特别注意。

      （2）连杆 2 形式的设计已成为当前的主流，杆盖的凸台设计也在很多产品上出现。它能很好的提高杆盖圆角处的安全系数。

（3）应用 ABAQUS 进行连杆强度分析已越来越成为主流。

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