内燃机连杆结构的最优化设计

应力表明, 在其它几何参数(如小头孔的内径、 杆身截面尺寸等)相同的情况下,这种变厚度的连杆小头, 其外壁面过渡处的最大应力值, 比一般等厚度圆筒形的小头稍低, 但相差不大, 而小头顶部处的应力则有明显的降低,同时刚度也有很大的提高。当连杆承受的拉伸力大于压缩力时,用这种变厚度连杆小头是合适的。

综合连杆结构设计需求，图一所示连杆所需重量较小，壁厚较两侧较厚的所受最大应力较小，应力不会过于集中。（图一最大应力27222.0N/m2,图二最大应力28414.7 N/m2，图三最大应力28815.9 N/m2）

图一

图二

图三

2.2连杆杆身设计

（1）根据设计思路，连杆杆身采用短连杆。采用短连杆后, 连杆有可能与气缸下端相碰,在设计时, 可以用模拟试验方法检查。如果相碰或间隙不够(一般气缸套与连杆外形之间,要留有 2~ 5mm间隙) , 而气缸套又不能减短时,可在气缸套上开槽。

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此外,应检查活塞在下止点时, 平衡块是否与活塞相碰。活塞在上止点时,曲柄臂是否与气缸套相碰。内燃机连杆的长度常用其与曲柄半径比值K表示, K值一般为 1/ 4. 2~ 1/ 3. 2。 （2）加大在连杆摆动平面内的惯性矩，可以提高连杆机构在摆动平面和垂直于摆动平面内的稳定性。在保证强度和刚度的前提下，为使连杆具有较轻的重量和合理地利用材料，采用模锻锻造的连杆杆身一般都采用“工”形截面。连杆在摆动平面内的惯性力，随着离开连杆小头中心距离的加大而增加。为了使各处的应力相等以及活塞销尺寸小而连杆轴颈大，所以杆身在摆动平面的尺寸，由小头逐步向大头加大，并与连杆大、小头圆滑过渡。

图四 杆身断面示意图

图五 杆身应力对比分析图

2.3连杆大头设计

有足够的强度,特别应避免出现应力集中。有足够的刚度,连杆大头在气体压力、 运动质量惯性力及连杆轴瓦装配预紧力作用下, 如果刚度不足, 就会引起轴孔失圆,导致“烧瓦”、 抱轴和增加连杆螺栓的附加弯曲,影响连杆轴瓦的工作性能和连杆螺栓的工作可靠性。

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图六 大头示意图

3. 优化设计理论应用

应用最优化理论进行内燃机零件的优化设计，主要包括3个方面：第一，将实际问题抽象为最优化设计的数学模型，即确定约束条件，选择合适的设计变量，确定需要设计的目标即目标函数；第二，通过分析选择最优化方法，画出计算流程图；第三，按照流程图进行编程调试，计算出优化设计的结果。连杆的最优化设计可以归结为一个求解非线性规划问题。在本文中考虑到连杆的结构，采用有限元法进行分析，

3.1内燃机连杆的最优化设计方法分析

3.1.1连杆最优化设计模型

用最优化理论设计重量轻又安全可靠的连杆，可归结为下述最优化设计问题，即求解一个n维变量，使目标函数值达到最小，即：

minf X ,

gj X ≥0，j=1,2,……,m.

其中X=｛Xi｝（i=1,2,……,n）是n维设计变量， gj X 是m个约束条件，并且目标函数f(X)取连杆的重量或疲劳安全系数，约束条件为对连杆的强度和刚度等所进行的限制，设计变量是用来描述连杆的结构形状和尺寸大小的。 3.1.2目标函数的选取

根据设计要求可选取连杆的重量或连杆上最小

疲劳安全系数的倒数作为目标函数，在此选连杆的重量为目标函数，则目标函数表达式为：

N

f X = ?ktkv.

k?1

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其中，N是连杆有限元的个数，?k是第k个有限元的面积，tk是第k个有限元的厚度，v是连杆材料的比重。 3.1.3 设计变量的选取

连杆结构的形状一般可以由若干段连续光滑的曲线所组成，这些曲线则由各自的系数来确定其形状，这些系数就是所要求解的设计变量。在设计连杆时除了连杆大、小内径是预先给定的，其它外形尺寸一般都是特定的，见图6对于连杆小端，其结构尺寸直径与厚度一般是在设计前已给定，且两偏心园的偏心位置∈1和∈2一般在很小的范围内变动，在连杆最优化设计前可通过试算预先决定。因此，只需一个设计变量R1就可以描述小端的外形。对于连杆大、小端过渡和杆身的外形，一般由分段连续的曲线组成。在通常的设计中，小端和大端过渡处一般由一段或几段圆弧来描述。为了适应连杆最优化设计的特点，采用二次插值抛物线来描述。由此设计变量个数不会比用圆弧来描述的多，而又更加合理地表示了过渡处的结构，而且实际上也未增加连杆的加工难度，并用直线描述连杆杆身。对于连杆的大端应优先考虑容易发生疲劳断裂部位的结构参数进行优化。

图七 连杆及尺寸

3.1.4 约束条件的确定

为了保证连杆优化设计方案的可靠性，在进行优化设计的过程中，设计变量和一些参数必须满足相应的约束条件，即应力约束条件、变形约束条件、疲劳安全系数、重量约束条件和设计变量约束条件。

3.2计算结果与分析

在具体计算时，取连杆的重量为目标函数，设计变量共取6个，其有限元网格如图8所示

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