摘要
作为汽车发动机要害的零部件，连杆有着传导活塞与曲轴之间受力的作用，本文以某提升性能后的发动机连杆为研究对象，分析其疲劳强度并进行优化。首先以连杆的尺寸数据用Soildworks软件建立连杆的模型，计算获得连杆在危险工况下的受力后，在对连杆进行有限元分析时，运用的是有限元分析软件ANSYS Workbench，从连杆应力分析图便能够计算出，在连杆受到最大应力值时显示出的工况，在此基础上便能够计算出连杆疲劳强度，获得连杆的安全系数图。分析安全系数图，确定了连杆的不安全结构为连杆大小头与杆身的连接处及连杆杆身。以连杆的安全性达到要求为优化目标，增大连杆大小头与连杆杆身连接处的圆角半径及杆身厚度，对优化后的连杆再次进行疲劳强度计算以验证优化后连杆的安全性是否达标。分析优化后的连杆安全系数图，结果验证优化后的连杆满足提升性能后的发动机连杆安全性要求。
关键词：连杆，有限元，疲劳强度，优化
1绪论
1.1研究背景
在十九世纪的末期人类开始使用内燃机进行生产活动，通过一百六十多年探究与变化，内燃机的开发技术已经相当成熟了。发动机运行过程中，连杆起着输送力的作用，将气缸产生的气体力输送给曲轴，此时活塞的往返运动转化为曲轴的回旋运动。连杆在交变应力的作用下运动，假如连杆的强度不够，汽车行驶进程中连杆将会折断，发动机被损害从而引起危机[1]。
1.2国内外研究现状
汽车作为代步工具已经在现代人的生活中不可缺少，因其巨大的市场价值，所以汽车行业已经是世界上最出名的行业之一。在汽车行业竞争如此激烈的情况下，各大汽车厂及众多研究人员对汽车的各个零件展开了深入的研究，而发动机作为汽车的核心部位，其中的连杆零件受到气体压力、惯性力和大旋转时产生的离心力作用，承受着复杂交变的载荷，所以对其投入的研究精力更多[2]。在发动机的零件中连杆有着极其关键的作用，对于连杆的应力分析普遍采用有限元分析。随着计算机数据处理技术的不断提高,有限元分析法得到了有效的应用[3]。
王东军利用有限元分析法，在发动机连杆处于最大拉压载荷的工况下进行了数值模拟,依据结果评估了连杆的结构强度与刚度是否安全可靠[4]。徐子静分别对连杆进行了国内常用的静力学仿真分析和国外常用的刚柔耦合分析，对比两种分析结果找出差别，为以后的相关工作提供了经验[5]。甫圣焱以某发动机连杆作为研究对象，在对不同材料属性的连杆进行静力学分析后，得到了连杆的最大等效应力和最大变形情况，对比结果找到了最优的材料[6]。学者颜腾峰以捷达汽车发动机连杆作为研究对象，使用ANSYS Workbench软件计算出其受到的压力和拉力，找出了发动机连杆危险系数最高位置，为后期优化打好了基础[7]。李修都以某发动机的连杆为研究对象，介绍了如何利用CAD逆向设计和CFD分析软件对连杆强度、疲劳进行优化设计及分析[8]。郝长利对汽车发动机连杆运用静力学、运动学和动力学分析进行优化设计[9]。张渊普对连杆用钢C70S6BY的工艺流程进行了研究，发现各项指标均满足连杆的要求[10]。学者夏尚飞在研究中为了有效解决设计发动机连杆复杂曲面效率低且难度大的问题，认为应该采用实体逆向设计方式来解决[11]。学者杜平在研究中以结构可靠性原理为基础，搭建了计算连杆疲劳强度可靠性模型，之后采用Matlab优化工具箱设计出了可靠的连杆杆身，最后对得出的结果进行了定量描述[12]。
1.3本文的研究内容和意义
本文主要研究某发动机性能提升后的连杆强度，然后将连杆的不安全结构进行优化。使用Solidworks软件创建连杆各部位的模型，配合得到连杆装配体模型。运用有限元分析软件ANSYS Workbench来计算疲劳和应力，对安全系数图进行研究后找到不安全结构，对不安全结构进行优化，使优化后的连杆满足性能提升后的发动机的前强度要求。
具体研究内容如下：
（1）依据连杆参数使用Solidworks软件创建连杆的各部位模型，配合后得到连杆模型。
（2）围绕受力分析连杆在出现危险工况后连杆载荷系数，从中找出连杆需要具备的约束因素。
（3）应用ANSYS Workbench软件来对网格进行分类，并建立连杆有限元模型，找出在危险工况下需要给予连杆的约束条件，展示出连杆压缩和最大拉伸情况下应力分布情况，从而在这两种情况下记录连杆受到最大拉压应力的变化，通过此种方式来绘画出最大拉压应力下连杆的安全系数图。
（4）以第三步绘制的安全系数图在界定连杆安全性，找出结构中存在的安全隐患，并进行针对性的优化，采用Solidworks软件来提交最优的连杆模型。
（5）再次利用ANSYS Workbench软件绘画出，在受到原最大拉压应力工况时连杆显示出的安全系数，验证优化的后连杆的安全性。
2连杆的结构与建模
2.1连杆的结构数据
根据发动机数据可知晓连杆的尺寸，连杆长为180毫米，连杆大头内壁直径为68毫米，连杆大头高度和直径分别是42毫米和78毫米，连杆小头有38毫米的内壁直径，而高度和外壁直径分别是38毫米和52毫米。连杆杆身宽度为20毫米，连杆杆身高度为32毫米，连杆衬套和连杆轴瓦都是以连杆大小头的内壁直径和高度创建的，其的厚度都为2毫米，连杆螺栓的直径为10毫米。
2.2Solidworks软件的介绍
本文运用的建模软件是Solidworks。自1995年创设以来，Solidworks软件因其具有操作简单和与其他软件进行数据交换的优点而广受欢迎。Solidworks软件的主要功能是创建、编辑和组装模型,并且可以利用运动实例的功能进行模型的运动仿真。通过主要特征建立模型，可以产生各样不同形状的模型。其装配功能通过设置模型之间的位置关系来约束零件之间的配合，达到零件装配的目的。借助Solidworks软件具备的运动算例功能，便能够在短时间内得出不同情况下的运动。
2.3连杆的建模
依据上述所示连杆数据创建连杆各部分的模型，下图所示为连杆各部分的模型及连杆装配体的模型：
图1连杆体的模型
3连杆的运动及受力分析
3.1连杆的受力分析
受制于连杆受力复杂影响，在气缸内燃油燃烧气体发生膨胀后，就会点燃处于上止点且受到挤压的混合油气，连杆受到活塞传递过来的气体压力，便会出现曲轴运动，由飞轮输出后给整个汽车提供动力。为了气缸的再次做功，曲轴在输出动力时会储存一部分的能量,再以惯性力的方式输出带动活塞连杆进行运动。气缸气体压力和连杆具备的惯性力均会对连杆产生作用，同时还包括了多样化的交变应力影响。要分析交变应力存在难度，不易分析且对连杆的影响不大，因此在分析连杆受力情况时，直接忽略了这一因素。
下图（图6）为连杆机构运动情况：
图6连杆机构的运动分析简图
上图中活塞销和曲轴分别使用A和BO表示，处于A和B之间的长度使用L表示，也是连杆场地。活塞上止点和下止点分别使用A1、A2表示，同时图中的O、α、β、ω四个字母分别表示的是主轴承、曲柄转角、连杆转角和曲轴角速度。曲柄连杆机构把活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动[54]。
3.1.2已知参数
连杆质量m=0.93kg
等效连杆小头质量 m1=0.28kg
等效连杆大头质量 m2=0.65kg
活塞质量 m3=0.26kg
活塞销质量 m4=0.085kg
曲柄销质量m5=0.5kg
气缸压力 p0=0.1MPa
最大爆发压力 P=6MPa
曲轴半径 R=50毫米
连杆长度 L=180毫米
发动机转速 n0=4500r/min
发动机最高转速 n=5000r/min
计算可得曲轴角速度ω=2πn/60=2π*5000/60=523.599rad/s
ω2=274155.91
ω0=2πn0/60=2π*4500/60=471.239rad/s
ω02=222066.19
连杆比 λ=R/L=50/180=0.28
3.1.3最大拉伸工况
在发动机的四大冲程中排气冲程结束时，此时连杆会受到最大惯性力的冲击，并且惯性力不断往返并多次冲击连杆，其中活塞组是产生往返惯性力最大的组件。
（等效连杆小头、活塞、活塞销）：
F11=(m1+m3+m4)Rω2(1+λ)=(0.28+0.26+0.085)*0.05*274155.91*(1+0.28)
=10966N
公式当中的m1代表的是效连杆小头质量，计算得出为0.28千克，活塞质量使用m3表示，计算得出共有0.26千克。活塞销质量使用m4表示，计算得出共有0.085千克。曲轴半径使用R表示，计算得出共有0.05米。曲轴角速度使用ω表示，得出了523.599rad/s,ω2等于274155.91的结果。连杆比使用λ表示，计算得出值为0.28。
将承受等效连杆大头与曲柄销的惯性力相加便可以得到连杆大头：
F21=(m2+m5)Rω2=(0.65+0.5)*0.05*274155.91=15764N
公式当中的m2代表的是等效大头质量，计算得出为0.65千克，曲柄销质量使用m5表示，计算得出共有0.5千克。曲轴半径使用R表示，计算得出共有0.04米。曲轴角速度使用ω表示，其值为523.599rad/s,ω2=274155.91
3.1.4最大压缩工况
在发动机的四大冲程中处于做功冲程时，连杆承受最大压力，其最大压力为气缸燃油燃烧产生的气体压力。气缸最大爆发压力P=6MPa，气缸压力P0=0.1MPa,发动机气缸的直径D=60毫米，其压力为：
F21=πD2（P-P0）/4=π*0.062*(6-0.1)*106/4=16682N
连杆大头仍是承受等效连杆大头和曲柄销的惯性力之和：
F22=(m2+m5)Rω02=（0.65+0.5）*0.05*222066.19=12769N
公式当中的m2代表的是等效大头质量，计算得出为0.65千克，曲柄销质量使用m5表示，计算得出共有0.5千克。曲轴半径使用R表示，计算得出共有0.05米。曲轴角速度使用ω表示，其值为471.239rad/s,ω02=222066.19
4连杆的有限元分析
4.1ANSYS软件的介绍
在计算机迅猛发展的背景下，有限元数值模拟技术也随着出现了快速发展，市场中出现了众多种类的有限元分析软件，而ANSYS软件在众多有限元分析软件中也占据着重要的位置。由X开发的ANSYS软件无论是在军工，还是日常用品制造方面，都起着十分重要的作用。ANSYS软件也因为能够同时兼容其他软件，实现共享并交换数据后，便能够在市场中立足。
可将该软件分析有限元时作用内容，分成下列几个步骤。第一步，事前准备。主要有准确界定概念、划分网络等。其次就是进行求解,主要过程包括设置约束、添加应力等。最后是后处理,主要工作内容包括列出结果、绘制图形等。
4.2连杆边界条件的选取
4.2.1拉伸工况
经过上述计算后，知晓处于最大拉伸工况时连杆小头和大头能够承受的负荷分别是10966N和15764N。在对连杆施加载荷前，应先分析出连杆的边界条件。经分析可知最大拉伸工况分别对应连杆的大小头：在拉动连杆小头后，连杆大头内侧柱面会因此受到一定的影响，反作用下对小头内侧柱面施加背向杆身的载荷；同理可知当连杆大头受拉时，对连杆小头内侧柱面施加固定约束，再对连杆大头内侧柱面施加背向杆身的载荷。比如在连杆大头受拉时，通常会做出下列反应：
第一，连杆小头内侧柱面受到大头受拉影响，产生固定约束；
第二，连杆小头反作用于连杆大头内侧柱面，连杆杆身背向承受了负荷方向，朝向连杆盖，施加载荷为15764N。
拉伸工况边界条件和载荷如图7所示：
图7拉伸工况边界条件
4.2.2压缩工况
经过上述计算后，知晓处于最大压缩工况连杆小头和大头能够承受的负荷分别是16682N和12769N。在对连杆施加载荷前，应先分析出连杆的边界条件。经分析可知最大压缩工况分别对应连杆的大小头：在连杆小头受到压力后，连杆大头内侧柱面会因此受到一定的影响，反作用下对小头内侧柱面施加朝向杆身的载荷；相同作用下，在连杆大头受到拉力后，会作用于连杆小头内侧柱面，再对连杆大头内侧柱面施加朝向杆身的载荷。比如在连杆大头受拉时，通常会做出下列反应：
第一，连杆小头内侧柱面受到大头受拉影响，产生固定约束；
第二，连杆小头反作用于连杆大头内侧柱面，连杆杆身朝向承受了负荷方向，经过计算受到了12769N负荷。
下图（图8）为此种情况下边界负荷结果和条件。
图8压缩工况边界条件
4.3连杆有限元网络模型的建立
ANSYS Workbench软件在建模时应用的是实体模型，细分成单元和节点之后，便能够将承受载荷和边界条件应用到模型当中。此种方式建立的模型，并不会涉及实际计算过程，而是将其中涉及的边界条件和载荷向有限元模型传输，让后者进行计算。由此过程便能够体现出有限元计算模型对整个过程而言重要性较高，然而在具体运行中若出现问题，必定的异常复杂的类型。为了避免出现这一情况，便会在建设模型时，要做出必要的简化，但是简化后的模型经过计算后得出的结果只能近似的反映出工作过程中的实际问题。
4.3.1连杆的材料属性
本文连杆所用材料为AISI 1045钢材，图9为AISI 1045钢的材料属性：
图9AISI 1045钢的材料属性
4.3.2连杆的有限元网格图
在Mesh模块里修改size中的部分条件，单元尺寸设置为2毫米。得出的网格图的节点总数量为157036，网格的总数量为84136。连杆有限元网格图如图10所示：
图10连杆有限元网格图
4.4连杆应力分析
4.4.1拉伸工况应力分析
在对连杆小头产生固定约束后，大头受到拉力影响产生的应力分布图如下图（图11）所示，经过测算能够看出连杆能够承受到206.53MPa负荷，也就是在连杆大头和小头衔接处。在连杆大头的内侧柱面上也承受着极大的载荷，但是本次分析只考虑杆身的应力情况，所以对连杆大头的情况不做分析。
在对连杆大头产生固定约束后，小头受到拉力影响产生的应力分布图如下图（图12）所示，经过测算能够看出连杆能够承受到134.67负荷，也就是在连杆杆身和小头衔接处。
图11大头受拉工况应力分布图
图12小头受拉工况应力分布图
对拉伸工况下连杆大小头分别施加载荷得到的应力分布图分析可知，拉伸连杆大头让其承在一定的负后，那么在拉伸工况下，连杆承受的应力便是最大值。其应力值为206.53MPa。在接下来进行的疲劳强度分析时，只对最大拉伸应力工况分析，最大拉伸应力工况为大头受拉工况。
4.4.2压缩工况应力分析
将固定约束施加在连杆小头之上后，连杆大头因受到压缩载荷影响，展示出的应力分布图如下图（图13）所示，从其中的数据可知，连杆承受应力最高能够达到164.17MPa的水平，也就是在连杆杆身和小头衔接处。
将固定约束施加在连杆大头之上后，连杆小头因受到压缩载荷影响，展示出的应力分布图如下图（图14）所示，从其中的数据可知，连杆承受应力最高能够达到204.86MPa的水平，也就是在连杆杆身和小头衔接处。
图13大头受压工况应力分布图
图14小头受压工况应力分布图
在压缩工况下，连杆大小头分别承受压力，从计算得到的应力分布图中分析可知，无论是大头受压还是小头受压，在连杆杆身和小头衔接处，是整个连杆承受的最大应力值，对上述两个工况进行对比，最大的应力值是在小头受到拉力时，应力值达到了204.86MPa，在接下来的疲劳强度分析时，只分析小头受压工况。
4.5连杆疲劳强度分析
由上述分析可知，在最大拉伸工况下，最大应力值出现在大头受拉工况，对大头受拉工况进行疲劳强度分析得到安全系数图（图15）。处于小头受压工况时，连杆显示出压缩工况达到了最大值。对小头受压工况进行疲劳强度分析得到安全系数图（图16）。
图15大头受拉工况下的安全系数图
图16小头受压工况下的安全系数图
由图15可知，在大头受拉工况下，连杆承受最大应力值处的安全系数为0.41，不安全。除该除外，连杆多处的安全系数也小于1，因为只分析连杆杆身的情况，将其中涉及的安全隐患剔除，便能够显示连接杆身和小头的区域，并未达到1的安全系数。
由图16可知，在小头受压工况下，连杆承受最大应力值处的安全系数为0.45，不安全。除去不分析的部位，连杆的杆身上靠近连杆大头和连杆小头的两处安全系数也小于1。
5连杆结构优化
5.1 连杆小头和杆身优化
根据上述分析结论可知，目前连杆不合格的区域为连杆杆身与连杆大小头的连接处和连杆杆身，以下对不安全结构进行优化。增加大、小头与杆身连接处的圆角半径及整个杆身的厚度，提高连杆的强度和刚度。优化后的模型如图17所示：
图17优化后连杆装配体模型
5.2优化结果展示及分
图18连杆大头受拉工况下的安全系数图
图19连杆小头受压工况下的安全系数图
因为优化后连杆的各项参数与原连杆一样，只是改变了圆角半径和杆身厚度，所以对优化后的连杆仍然分析原最大应力工况。分析的两个工况分别是大头受拉工况(对连杆大头施加15764N的拉伸力)和小头受压工况（对连杆小头施加16682N的压力）。从优化后的连杆疲劳强度安全系数图可以看出优化后的连杆安全系数大大提高。由图18可知大头受拉工况下，连杆大头与杆身连接处的安全系数由原来的0.41提升到1.03。由图19可知小头受压工况下，连杆小头与连杆杆身连接处的安全系数由原来的0.45提升到1.43。连杆杆身几处的安全系数也提高到了2以上。以上分析的部位安全系数均大于1，安全性大大提高，完成优化目标。优化后的连杆满足提升性能后的发动机的连杆强度要求。
6结论
本文旨在优化发动机性能提升后的连杆。首先使用Solidworks软件根据连杆参数创建连杆各部件模型，将其组装后便能够得到连杆模型。对其中各项数据基于最大压缩工况和最大拉伸情况下，计算出连杆对应的最大压力和拉伸力。之后进行有限元分析，依然采用ANSYS Workbench软件，从中获取到在两个工况下对应的应力分布图和安全系数图。分析安全系数图，发现连杆不安全的结构为连杆大小头与杆身的连接处和连杆杆身，安全系数均小于1。优化连杆不安全的结构，增大连接处圆角半径和杆身厚度，将优化后的连杆模型，进一步调整和升级其安全性，在此基础上进行分析，便能够获取到连杆安全系数分布图，且得到大于1的安全系数，按照此种方式优化后，连杆功能明显提升且与发动机强度要求相符。具体过程如下：
以某性能提升后的发动机的连杆作为研究对象，借助Solidworks软件，将连杆各项系数输入到软件后便能够形成不同部门模型，经过组装便能得到连杆。(2)分析连杆的受力情况，通过相关公式，计算得出连杆在最大拉伸力和压力工况下，受到的最大拉伸力和压力。
(3)在划分网格时使用的是ANSYS workbench软件，基于最大拉伸和压力两种工况下相应的应力，约束，得出连杆的应力分布图和承受最大应力的工况。
(4)绘制出连杆最大应力安全系数图，需要使用ANSYS workbench软件具备的Fatique模块，对得出的数据进行分析，便能够识别出连杆基于最大拉伸工况时的安全系数为0.41，在受到最大压力时的安全系数为0.45的结果，得出结果模型不安全。
(5)在得出连杆模型不安全的结果后，结果显示连杆杆身以及大小头三者之间的衔接处安全系数不足，其中有几处存在安全隐患，优化不安全的结构，并再次搭建连杆模型。
(6)对经过优化的连杆，再次使用ANSYS workbench软件测试其安全系数，优化后的连杆在受到最大拉伸力时的安全系数为1.03，而在最大压力工况下已经得到了1.43，对比两种不同的工况可知，安全系数均大于1。可知优化后的连杆安全性能达标，满足提升性能后的发动机的要求。
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