摘要: 在本文中，應用ansys軟體，採用三維有限元方法分析應力分布，安全係數和連桿的疲勞壽命週期。結果表明，在最大壓縮的狀態下，連桿的小頭端和曲柄的過渡位置是極具破壞性的。
最大應力為303mpa，安全係數為1.24。在極限條件下，暴露破壞性立場是大端的i形交叉部分。
最大應力為118mpa，安全係數為3.19。連桿結構得到改善，並且安全係數和連桿的疲勞壽命週期增加了。
關鍵詞：有限元分析；連桿；應力分布；安全係數;疲勞壽命週期導言
簡要介紹
連桿是柴油發動機驅動的重要部件之一。它承擔各種週期變化的複雜負荷。如果它不夠強大，連桿就很容易產生疲勞破壞。
正因如此，連桿斷裂。這將導致發動機故障和嚴重的結果。作為一種有效的分析方法，有限元分析已廣泛應用於連桿[1-7]的設計。
隨著農業機械化的快速發展，農業機械的應用越來越廣泛。單缸發動機是主要的機械型別，其中之一是1100單缸柴油機。在本文中，應用ansys軟體，採用三維有限元方法分析應力分布，安全係數及1100單缸柴油機的連桿的疲勞壽命週期。
在分析的基礎上，連桿的結構得到改善。安全係數和連桿的疲勞壽命週期增加，連桿的可靠性增加。
.模型的建立
連桿的材料為45鋼。主要效能引數見表ⅰ。
建立精確和可靠的計算模型，是用有限元分析法分析的關鍵步驟之一。在分析過程，有限元分析模型應盡可能地根據實際建立乙個。但是，如果物件的結構是複雜的，它是非常困難的，甚至是不可能建立與實際相符的乙個計算模型。
因此，近似簡化是必要的。在本文中，連桿大端簡化。軸瓦，連桿螺栓和連桿瓦被忽略了。
大端蓋和連桿機構是作為乙個整體模型。有限元網格尺寸會減少元素的質量，為了避免有限元網格尺寸和計算精度相差太大，簡化處理小斜邊及圓形珠，這樣幾乎不影響連桿強度。
為了確保計算的準確性，運用了10節點四面體單元solid92。這種分割模型的方法是自由的網狀分割。該模型劃分網格劃分方法是免費的。
因為此方法是自由的手動控制，所以它對網狀分割的結果的修復是有必要的。因此，應力集中的部件，比如連桿小頭的過渡位置及連桿體，大端的過渡位置和連桿體的i型交叉的內側部分，都應進行檢查。修補後，有118143節點和74511的關於連桿有限元模型網格。
該連桿的網格劃分如圖1。
.載荷當連桿工作時，定期外力由兩部分組成。其一是由活塞頂轉化成的氣體燃燒壓力，活塞頂壓縮連桿。
另一種是由連桿延伸的活塞——連桿高速運動造成的慣性力，擴充套件移動速度造成的。因此，在分析過程中，主要負荷是最高燃燒壓力，活塞的慣性力單位和連桿的慣性力單位。
燃燒壓力是由氣體燃燒引起的氣體壓力。它壓活塞，這將改變力量，活塞銷連線的連桿小頭。氣體燃燒壓力由公式可以算出（1）：
1) 凡pg表示氣缸壓力表，d表示氣缸直徑。
1 塞慣性力單元
2 活塞裝置由活塞，活塞環，活塞銷，活塞銷卡簧組成。活塞單位的質量是所有部件的質量總和。活塞慣性力單元在活塞銷上進行工作。
並通過活塞銷把慣性力傳遞到連桿上。慣性力的計算方程式為：（2）
2)代表活塞單元質量，r代表曲柄半徑，ω代表曲柄的角速度，λ代表曲柄的連線比例。
③連桿慣性力單元
連杆單元由連桿柄，大頭蓋，軸承殼、螺栓和接頭組成。連杆單元的質量就是這幾部分的總和。為了使計算簡單，連桿的運動是複雜的平面運動，它的質量可分為兩個部分。
一部分集中在連桿的小頭端上，連桿通過活塞進行往復運動。另一部分集中在連桿的大頭端上，連桿通過曲柄進行旋轉運動。因此，連桿慣性力由小頭端上的往復慣性力和大頭端上的旋轉慣性力組成。
小頭端上的往復慣性力計算公式為(3):
3)大頭端上的旋轉慣性力公式為(4):
4)m1表示連桿小頭端的質量，m2表示連桿大頭端的質量，r代表曲柄半徑，ω代表曲柄的角速度，λ代表曲柄的連線比例。連桿的計算由兩種狀態組成，最大拉伸狀態和最大壓縮狀態。其載荷主要集中在內表面的大頭和小頭端，其分布式由二級軸線拋物圖和根式余弦圖組成。
安全係數的計算公式為(5):
5)表示屈服極限，表示應力幅，代表表面粗糙度，代表疲勞壽命因素，代表平均應力。
iv. 結果與討論
圖2所示，是連桿在最大張力狀態下的應力分布圖。結果顯示，連桿的應力值是最大的，其主要在大頭端的工字型截面上。而且應力也明顯集中在小頭端和連桿曲柄的過渡位置。
連線曲柄上的應力稍微大一點，但它的分布相當均勻。連桿的最大應力是118mpa，小於連桿材料的屈服極限。安全係數是3.
19。圖3所示，是連桿在最大壓縮狀態下的應力分布圖。結果顯示，連桿曲柄的工字型截面上承受較大的壓縮應力。那麼明顯的破壞性位置就在小頭端和連桿曲柄的過度段。
其最答應力是303mpa.安全係數是1.24.
整個連桿的安全係數也是1.24，這個係數要大於連桿設計1.2的要求值。
因此，連桿符合設計的要求。由交替壓力導致的連桿斷裂稱之為疲勞。所需要的應力迴圈值導致的連桿斷折稱之為疲勞壽命週期。
在本文中,運用ansys方法對連桿疲勞壽命週期進行了分析。結果表明疲勞壽命週期是8.3×。
說明連桿的疲勞抗力是可以的。
v．連桿結構的改進
整個連桿的安全係數是1.24，這個值要比設計的安全值略高。為了提高兩岸的可靠性，必須採取一些改進。
根據以上的分析結果，應力的主要集中在連桿的小頭端和曲柄的過渡部分和大頭端的工字型交叉部分。因此，提高這兩個部分的結構是很有必要的。改進主要集中於三個部位，①連桿小頭端和曲柄的節點，②大頭端工字型截面的倒稜③大頭端工字型截面的邊緣倒稜。
圖表二是改進後的方案和計算結果。
如表中所示的改進方案1，在最大拉伸狀態下的最大應力大大降低，但是在最大壓縮轉台下的最大應力卻很難改變，這樣，疲勞壽命的週期就大大提高，如表中所示的改進方案2，如圖4和5 所示，在最大拉伸狀態下和最大壓縮狀態下最大應力會很快下降。疲勞壽命的週期很明顯提高其穩定值是。在方案3中，應力很難發生改變，它的安全係數和方案2一樣。
根據分析的目的,連桿應該最輕,耐最小應力並有最大的疲勞壽命週期。綜合進行分析後，方案2是最佳選擇。因為在方案2中，和未改進前的資料相比，應力能夠大大降低，疲勞壽命週期就會大大提高，方案3中, 在某種程度上,雖然疲勞壽命週期也增加了，修改後的結構尺寸相比其原有的值和形狀也發生了巨大的變化。
所以方案2是最好的。
vi. 總結
在最大壓縮的狀態下，連桿的小頭端和去曲柄的過渡位置是極具破壞性的。最大應力是303mpa.在最大拉伸狀態下，連桿大頭端的工字型交叉處是極具破壞性的。
最大應力是118mpa.整個連桿的安全係數是1.24.
疲勞壽命中週期是8.3×。通過結構改進後，其最大應力明顯降低，安全係數和疲勞壽命週期都行應提高。
方案2是連桿結構改進的最佳選擇。
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