打开文本图片集

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.

关键词： 柴油机； 连杆； 疲劳； 断裂； 强度； 有限元

中图分类号： TK423.3；TB115.1 文献标志码： B

Fatigue test and numerical simulation on connecting rod in

high power diesel engine

WU Bo, HU Dingyun, WANG Xulan

(China North Engine Research Institute, Langfang 065000, Hebei, China)

Abstract： The fatigue strength testes are done on the connecting rods of a high power diesel engine to observe the microscopic topography of the fractures, and the main influencing factors that lead to the fracture of connecting rod are analyzed. The test results show that the fatigue cracks that caused by the residual compressive stress of connecting rod are usually conceived at the subsurface, and the small end of connecting rod is more sensitive to the mixed defect of the surface because of its high level of average stress. The numerical simulation of fatigue durability test on connecting rod is done using 3D finite element numerical calculation method and fatigue life prediction theory. The comparison between fatigue test and virtual fatigue life prediction results for connecting rod shows that, to a certain extent, the fatigue life prediction method based on the SN curve of the material can simulate and predict the weak part and fatigue life, where the connecting rod is destroyed in the fatigue test.

Key words： diesel engine; connecting rod; fatigue; fracture; strength; finite element

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.

(a)杆身疲劳断口 (b)小头油孔处疲劳断口

3 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.

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.

3.2 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.

3.3 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).

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：

［1］ WEBSTER W, COFFELL R, ALFARO D. A three dimensional finite element analysis of a 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 C. Computational 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.

(编辑 陈锋杰)