连杆强度校核Word格式.docx
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关于连杆质量和成本降低的优化
PravardhanS.Shenoy和AliFatemi
摘要
本文是关于一种改善钢锻连杆的重量和生产成本的优化研究。
由于连杆的重量对其总生产成本影响不大，所以其成本控制和重量处理分别进行。
机械加工的减少，通过改变材料来实现，是制造成本降低的一个重要因素。
重量减少是通过使用迭代过程实现的。
文献调查表明，连杆的设计和优化通常采用由静拉伸和压缩载荷组成的循环载荷。
然而，在这项研究中连杆重量优化是在由动态拉伸载荷和静压缩载荷作为两种极端荷载所组成的循环载荷下实施的。
疲劳强度、静强度的限制，抗弯性和可制造性也有重要影响。
疲劳强度是连杆优化的最重要因素，也会降低成本。
本次研究发现经优化后的连杆现有的连杆相比轻10%以及便宜25%。
简介
本研究的目的是优化锻钢连杆的重量和制造成本。
考虑到最近的研究发展，通常情况下，一个最佳的解决方案是在一组定义的约束条件下目标函数可以得到的最小或最大可能值。
但是这里所进行的优化并不是真正数学意义上的结果，因为当降低质量时，制造可行性和降低成本是优化的组成部分。
此外，在疲劳寿命约束下软件在这项工作中对优化的实施施加了一定的限制。
因此，研究并不是利用数字优化技术来减少重量，而是对数量结果进行定性检查，然后对结构进行修改。
Yoo等人[1]利用弹性力学的变分方程，连续介质的物质导数思想和一种用于计算形状设计应力敏感度的伴随变量方法对发动机连杆进行形状优化，结果会被用在一个迭代优化算法中以在数值上解决优化设计方案。
Serag等人[2]开发一种近似的数学公式以定义连杆重量和成本作为目标函数以及约束。
连杆的优化通过使用一种几何编程技术来实现。
SarihanandSong[3]通过过盈干涉配合对发动机连杆小头端的活塞销进行优化设计，他们设计了一个近似的设计表面，并对其进行优化设计。
在一个迭代过程中目标函数和约束函数会进行更新直到完成收敛。
所使用的负载循环包括压缩气体负载对应的最大转矩和拉伸载荷对应的最大惯性负载，然后对修正的Goodman方程的交变和平均八面体剪应力进行疲劳分析。
PAI[4]提出了一种优化连杆形状的方法，这种连杆承受由惯性负载组成的负载循环应力，而这种负载循环应力可以从作为一个极端的燃气负荷和活塞组件质量作为另一极端时产生的峰值惯性载荷中推导出来。
一个有限元程序首先被用于计算连杆的位移和应力，这个程序然后用在另一个方程中以计算总寿命。
疲劳寿命定义为利用断裂力学获得的裂纹产生和裂纹扩展时长的总和。
对于了连杆优化问题，连杆的重量对最终零件的成本影响不大。
材料的变化，导致在加工时成本显着降低，是降低成本的关键因素。
因此，在这个连杆优化问题中，成本和重量分别进行处理。
在优化过程中所考虑的减轻重量的结构因素包括屈曲载荷系数、载荷、弯曲刚度和轴向刚度。
降低的成本是通过采用C70钢实现的，它消除了锯断加工和连杆与连杆盖装配面的加工，并且认为这降低了25%的生产成本25%[5]。
图1展示了实际的和数字化后的连接杆，螺栓头重量修正后，两者的重量差小于1%。
这是固体模型精度的一种表示.。
发动机配置列于表1。
图1：
实际和数字化的连杆。
表1：
连杆所属发动机的配置。
曲轴半径
48.5mm
活塞直径
86mm
连杆的质量
0.439kg
活塞组件的质量
0.434kg
连杆长度
141mm
伊茨重心
0.00144kgm2
DistanceofC.G.fromcrankendcenter
36.4mm
最大气体压力
37.3Bar
负荷分析
气缸压力与曲柄转角如图2所示。
优化过程在一种循环负载下进行，这种循环负载由动态拉伸载荷和静压缩载荷组成，优化结果包括连杆的角速度和角加速度，连杆曲柄中心端的线性加速度以及重心，曲柄端和活塞端所受的力作为曲柄角的函数在最大转速5700r/min时所产生的随曲轴转角变化的向心力和切向力分别由图3（a）和3（b）表示。
两个力绘制在一个图表上，其中一个力沿着连杆长度端方向，另一力与之正交，两种力的合力同样绘制在图中。
在任何时间点上在大头端上计算得到的力形成了外部载荷，然而惯性负载形成了作用于连杆的内部荷载。
这些力导致了一系列完全平衡的外部和内部载荷着。
当速度增加时，最大拉伸载荷增加，然而曲柄端最大压缩载荷减小。
从中可以看出，最大动态拉伸载荷对应于360˚的曲轴转角。
这表明在动荷载作用下，两端的力在给定的瞬时时间内是不同的。
图2：
用于计算连杆端部力的曲柄转角与汽缸压力图。
图3：
曲柄端（a）和活塞销端（B）在曲轴转速为5700rev/min时的轴向力、切向力和合力
（a）
Axial（X）Normal（Y）Resultant
（b）
STRESS-TIMEHISTORY
准动态有限元分析被用于获得应力-时间过程。
用准动态有限元分析而不是静态有限元分析可以获得实际的连杆结构运转状态。
在进行连杆准动态有限元分析时，由反应或荷载组成的外部荷载应用于连杆的曲柄和活塞销端部。
角速度、角加速度和在同一曲柄转角的线性加速度被指定在具有同样大小和运行趋势的连杆中。
惯性力和动载荷根据这些输入值应用于内部计算。
这确保了应用负载形成一套完全平衡的内部和外部载荷。
所应用的载荷的分布基于由Webster等人的研究[6]。
拉伸负荷通过余弦分布施加在180˚的曲柄接触面上，而压缩荷载均匀施加在120˚的曲柄接触面上。
详细细节详见参考文献[6]。
图4展示了的十五个位置，位置9，12和13的应力时间历程如图5所示。
从图中可以清楚的看出最大应力位置9发生在360度曲轴转角时，因为此时为最大负载。
但是，受弯曲应力的影响在位置13最大应力发生在348˚曲柄转角时，这强调了弯曲应力的重要性，如果连杆的设计或优化只基于向心力的话，弯曲应力将不予考虑。
通常认为弯曲应力对曲柄中心的应力振幅占总体的20%。
图4中连杆各处位置的应力时间历程的其他重要观测值表明靠近油孔和曲柄端部过渡的位置需要使用相等应力（即米塞斯）。
此外，R比（即最小最大应力比）随连杆位置和发动机转速变化。
例如，在连杆体中间（如图4中的第12点），R比率从在2000转/分钟的18.8到在5700转/分钟的0.86变化.详情请见参考文献[7]。
优化表现和限制
优化目标是在负载范围的作用下最小化连杆的质量，负载范围包括在5700转/分钟（在360度曲柄角）的峰值压缩气体负荷和动态拉伸载荷的峰值，比如最大值、最小值和等效应力振幅均在许用应力范围之内。
连杆的生产成本也控制到最小。
此外，在峰值气体负荷下的屈曲载荷系数是允许的。
至于优化后的几何形状，连杆必须与现有的发动机可互换。
这些要求或约束，现在作出简要讨论。
施加荷载-所使用的拉伸载荷是在360度曲轴转角5700转/分钟的转速下的动态拉伸载荷。
这是因为在连杆的所有位置上的最大拉应力发生在或接近360˚曲柄转角并且转速为5700rev/min时。
所用压缩气体载荷为21.8kN，对应于压力曲轴角度的峰值缸内压力图（见图2）。
21.8KN的压缩载荷与连杆的几何形状无关。
拉伸载荷依赖于特定的几何形状，因为它是质量、转动惯量和重心位置的函数，
许用应力-许用应力是材料强度与安全系数之比。
由于其断裂活性，所选择的优化连杆材料为C70钢，C70钢有27%的伸长率，并且单调应力-应变曲线[8]显展示了相对韧性材料的状态。
因此，静载荷的安全系数的定义为相对于屈服强度的系数，而不是极限抗拉强度。
考虑到循环载荷，连杆预计将使用108至109个周期，C70钢的疲劳极限为339MPa，而对于现有的锻钢材料的疲劳极限为423MPa。
不用考虑表面光洁度因素的影响，因为喷丸过程通过诱导表面上的残余压应力使锻造表面光洁度对疲劳寿命的负面影响无效。
这可以通过连杆的轴向疲劳试验所得的表层下的破坏加以证实[8]。
失效指数-一种类似安全系数的概念，失效指数（FI）是用于量化所施加的应力相对于许用强度的严重程度，失效指数（FI）是安全系数的倒数，可以定义为vonMises应力与材料强度（屈服强度或疲劳强度）之比，（屈服强度或疲劳强度，分别取决于静态或循环的应力性质）。
FI越接近某个值，破坏的可能性越高。
在这项测试中施加的屈服强度的安全系数为2.1，对应的FI值为0.48，根据诺顿推荐的准则[9]以及连杆的其他设计研究，如由Folgar等人进行的研究[10]。
无论是假设的FI值为0.48或在现有的组件所使用的FI值（无论哪个值较高），都被用于获得连杆在给定位置或区域的许用应力。
对于循环负载，SonsinoandEsper[11]对PM连杆的可承受的载荷幅值的安全系数为1.66。
相同的因素同样被用于许用应力振幅，其对应的FI值为0.60。
轴向载荷的情况相同，所假定的FI值0.60或现有的组件的FI值（无论哪一个较高），都被用于获得允许的在连杆给定的位置或区域的应力振幅。
图7展示了相对于循环荷载下的现有材料的耐久极限，现有的几何形状的FI分布。
图7：
对于现有的连杆和材料。
失效指数（FI），定义为在423兆帕的耐久极限下R=-1的等效应力振幅的比率
几何约束-优化的连杆被认为是可互换的，因此，曲柄销和活塞销孔直径，连杆整体厚度和曲柄销中心到活塞销中心距离不能改变。
活塞销端安装在活塞下方，所以应清洗干净活塞裙部和活塞底部。
在操作时，螺栓和螺栓孔的尺寸也将保留。
这是因为建模的螺栓连杆接口是一个复杂的问题，超出了这项测试的范围。
连杆的其它尺寸可以在实际范围内变化。
优化过程和结果
对于现有的连杆抵抗许用应力的有限元分析结果比较表明连杆体提供了最大的减重潜力，3，4，9，10，和11（图4）附近位置在上文已经强调过，即使地区5，6，7，和8附近位置也可能有减重的潜力，但是这些区域涉及螺栓和连杆之间复杂的接口。
因此，这些位置不是研究的焦点。
在连杆体部分，肋和腹板厚度减少到某种极限以保持可锻性。
已优化连杆的截面模数应足够大以防止高弯曲应力。
由于惯性力的作用使弯曲应力存在，又由于偏心以及曲轴箱壁的变形惯性力总是存在。
为了使截面模量尽可能的高，肋的宽度应该增加。
由于与现有的锻钢相比，C70钢有较低的屈服强度和疲劳极限，增加销端区域的体积以增加强度。
基于Repgen的准则[5]，夹具安放的点从现有的位置重新放置在连杆盖上。
在连杆上曲柄端和活塞销端过渡处的半径增加，因为半径增加具有降低应力集中效应的效果。
然而，整体宽度，活塞销端和曲柄端孔直径和连杆的销端中心至曲柄端部中心长度没有改变。
以此与现有的连杆保持互换性。
必须提到的是除了刚才所讨论的尺寸外，随着优化过程的进行，腹板和连杆盖的倒角尺寸也会随之改变。
经过多次迭代，对所得每个迭代步骤的几何形状包括确定负载和执行有限元分析，获得优化的几何形状如图8所示。
优化后连杆质量为396克，比原来的连杆质量低10%。
所得的几何形状满足上述设计限制。
图8：
优化后的连杆的几何形状。
图9：
优化连杆的失效指数（FI）分布。
相对于C70钢的屈服强度失效指数（FI）在拉伸和压缩载荷作用下所获得。
最高的在拉伸载荷下的FI被发现是在销端油孔的表面上。
然而，在分析涉及带有活塞销和衬套的连杆的有限元分析时，据观察，在该区域中的应力（销端的油孔）显着低于所预测的余弦载荷的应力。
对于循环荷载，失效指数（FI）的获得与C70钢的疲劳极限有关。
等效应力幅Sqa的计算基于vonMises准则，则等效平均应力Sqm计算为：
Sqm=Smx+Smy+Smz
（1）
在得到等效平均应力和应力幅值后，R=1的等效应力幅（与SNf有关）通过使用常用的所修正过的Goodman方程：
（2）
图9展示了在循环负载下优化后的连杆的FI分布，图9表明最大的FI是在油孔处。
在这个位置的应力对边界条件较为敏感。
类似的边界条件用于现有的和已优化的连杆。
在已优化连杆油孔处的FI值被发现小于原来的连杆。
对连杆线性屈曲分析也在21.8kN载荷时进行，这是在负载周期内的最大载荷。
原始连杆的屈曲荷载因子为7.8，而对于优化后的连杆其屈曲载荷因子为9.6。
表2列出了两种连杆所使用的各种材料和几何特性。
表明优化后的连杆尽管重量减轻，其轴向刚度略有增加。
关于Z轴的连杆的质量惯性矩垂直于其运动平面并且通过其重心。
两种连杆的IZZ值和质量也列于表中，质量不包括螺栓头的重量而且是有限元分析所产生的几何质量。
应该指出的是通过使用其他facturecrackable材料如微合金钢，具有较高的屈服强度和疲劳极限，在连杆活塞销端和曲柄端的重量可进一步降低。
但是，连杆体重量的减少受到制造工艺的限制。
表2：
优化前后连杆各项参数的对比。
拉力作用下沿着连杆长度方向的位移
曲柄端设计的验证
如前所述，夹具点重新定位，所以在连杆帽和杆身断裂过程中它不会出现在裂缝的路径上。
为了验证设计的充分性，对曲柄端进行更详细的有限元分析，对于这次有限元分析要考虑到螺栓孔，连杆盖与杆身分开并用两个螺栓连接。
连杆与螺栓螺纹连接处之间采用高刚度弹簧元件的方法建模。
连接处的建模不需要太多细节，因为螺栓连杆连接界面的状态对于设计无意义，所以最初设计的螺栓被保留。
在更实际的负载条件下连杆盖-杆身接口面和杆身和连杆盖的运转状态对于设计才有意义。
螺栓预紧力也被建模。
根据指定的螺栓扭矩为20N·
m的连杆，预紧力约为12.8kN/螺栓，接触元素定义为杆身和连杆盖之间的配合表面。
接触元素也定义为连杆盖上的螺栓头和螺栓座的接触面。
曲柄销受到限制，对应至360˚曲柄角及在5700转/分钟的拉伸负荷和21.8kN的压缩载荷应用于连杆上。
因此，两个有限元模型得以解决，一个与拉伸载荷有关另一个与压缩载荷有关。
图10展示出了vonMises应力变化和在拉伸载荷作用下模型的位移。
帽和杆的位移形状，特别是在杆身和连杆盖的接口处的形状表明有限元建模适当。
在图10中最大的vonMises应力在杆身与连杆盖接口面的外拐角处，连杆盖内侧边缘的许多节点（在杆盖接口处），节点的最小径向位移值为0.077毫米。
这种位移是相对于连杆中心孔而言的。
然而，曲轴端轴承与曲轴之间的间隙在连杆尺寸范围内为0.026mm[12,13]。
图10：
在拉伸载荷下的连杆盖和连杆的应力变化和位移（放大20倍）。
有限元模型显示在右边。
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