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240/275柴油机连杆大端的受力分析及改进 |
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作者：大连机车车辆工厂 曲佳东 郑智诒 |
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摘要 几经改进的240/275柴油机G型连杆在机车大修时仍在连杆大端斜切面短臂最外侧齿面产生微细裂纹，对此作了连杆大端的受力状况理论分析，找出大端短臂最外侧齿面产生微细裂纹的主要原因，并对此进行了改进设计，作了新老方案的比较分析的连杆实物疲劳试验，并于1996年装车进行线路运用考核试验。
关键词 连杆大端 齿面微细裂纹 改进设计
1 引言
连杆是柴油机重要运动部件之一，对四冲程柴油机来说，在膨胀冲程时，它将作用在活塞上很高的气体力转变成曲轴的旋转力矩，在排气冲程末和吸气冲程开始时，则将承受着很大的往复惯性力(尤其是大端)，运转中交变十分频繁，因此，故障比较多。240/275柴油机连杆在运用中曾先后发生过连杆螺钉断裂、连杆盖断裂及大端短臂侧齿部裂纹等故障。我厂对此几经改进，演变成现在的G型连杆。应该说G型连杆比早期的连杆有了明显的改善。但在大修时仍发现有些连杆在大端斜切面短臂最外侧齿面有微细裂纹。为此，我们对连杆大端在运转中的受力状况进行了理论分析，找出了大端短臂最外侧齿面微细裂纹产生的主要原因，并针用原因进行了改进。
2 240/275柴油机G型连杆大端的改进
2.1 对已有裂纹的G型连杆进行整修
尽管G型连杆经过一个大修期左右的运用，在大端短臂最外侧齿面产生微细裂纹，但还未给运用带来大的问题。考虑到G型连杆已大量装用在16V240ZJB、C型柴油机上，如果对大端短臂最外侧齿面已有裂纹的连杆采取一定措施，使之能继续安全地使用一段时间，对用户还是很有意义的。于是，我们对已有裂纹的G型连杆予以整修进行了下列可行性探索。
1)对在大修中发现已有裂纹的G型连杆，按里卡多公司的建议，将连杆盖最外侧齿剃除，并将裂纹消除，按C型柴油机运用工况的1.1倍负荷，进行了1×107次循环疲劳试验。试验后经探伤检查，没有发现齿面有裂纹和其它异常现象出现(见《16V240ZJ柴油机G型连杆疲劳试验报告》)；
2)E型柴油机样机(标定转速为1000r/min，标定功率为3680kW)在经过包括磨合调整、全面性能试验、100h和360h试验，累计约550h试验后，经解体检查发现有13根G型连杆齿面已产生裂纹。我们对其中2根有裂纹的连杆不作任何处理，继续装机；其余11根则将裂纹消除后继续装机。之后，E型样机又顺利地完成了包括6000次由怠速至满负荷的热冲击试验、50h110%负荷试验(其中1h为超转速)、5个10h模拟机车循环负荷试验、30h怠速试验和性能复核试验在内的更苛刻的考核试验，累计约550h。试验后经解体检查发现，原来没有裂纹的3根连杆也产生了裂纹；11根消除裂纹的连杆有2根又出现了裂纹；未作任何处理的2根连杆，齿面裂纹虽有扩展，但大端短臂侧齿部均未出现大的破损现象。
通过上述探索，说明已有裂纹的G型连杆，如将连杆盖短臂最外侧齿剃除，并消除裂纹后，仍可继续装机使用一段时间(至少一个中修期)，而不会给运用带来严重后果。
2.2 连杆新方案的探讨
尽管有裂纹的G型连杆经过适当整修后，仍可继续装机使用一段时间，但从设计角度来说，总不是理想之举。于是，我们对连杆大端在运转中的受力状况进行了理论分析，找出了大端短臂最外侧齿面微细裂纹产生的主要原因，针对原因进行改进。
(1)齿面产生微动磨损和微细裂纹的原因分析
为找出裂纹产生的根源，我们计算了G型连杆在惯性力和气体力作用下，大端各关键径向截面上的载荷(计算方法见《连杆大端的受力分析及螺钉预紧力的确定》)。
表1列出了这些截面上的载荷，图1和图2分别显示了大端各关键径向截面的位置，以及在惯性力和气体力作用下，大端各径向截面的弯矩分布图。
由表1、图1和图2可知：
1)无论在惯性力作用下或气体力作用下，短臂侧结合面所承受的弯矩，远大于长臂侧结合面所承受的弯矩；
2)就短臂侧来说，惯性力作用下的弯矩要比气体力作用下的弯矩大得多，而且方向相反；
3)对于大端为垂直切口的连杆来说，无论在惯性力作用下或气体力作用下，其体与盖的结合面所承受的弯矩比斜切口连杆短臂侧结合面所承受的弯矩小得多。
图1 连杆大端各径向截面在惯性力作用下的弯矩分布图
图2 连杆大端各径向截面上气体力作用下的弯矩分布图
对于工程机械来说，弯矩往往是引起机件损坏的主要因素。G型连杆大端短臂侧，在惯性力和气体力作用下，分别承受着方向相反的弯矩。在惯性力作用下，弯矩的方向为外侧受拉、内侧受压；而在气体力作用下，弯矩的方向为外侧受压、内侧受拉。如果结构设计不尽合理或(和)螺钉预紧力不足的话，短臂外侧齿面便出现较强的微动摩擦，造成微动磨损，时间一久便在齿面产生微细裂纹。
表2列出了G型连杆，在惯性力和气体力作用下，保证短臂侧结合面处不脱开所需的螺钉预紧力，以及现行实际的螺钉预紧力。可见，G型连杆的螺钉预紧力不足，在运用中造成齿面微动磨损。有限元分析也证实了这一点。这就是在大端短臂最外侧齿面产生微动磨损和微细裂纹的主要原因。
(2)连杆新方案的设计
根据上述分析，我们共提出了6个改进方案，随同里卡多公司的改进建议共12个方案，每个方案都进行了有限元计算，对计算结果进行分析比较，从中选出一个最佳方案，作为正式的连杆改进新方案。连杆最终改进新方案具有下列结构特点：
1)连杆大端孔和曲轴连杆颈直径分别保持205和195不变，这就具有良好的通用互换性，对用户来说非常重要；
2)调整连杆大端长、短臂两侧的刚度，使其尽量做到按连杆轴线左右对称，以符合两力构件的设计原则；
3)适当减小长臂背的厚度，增加短臂结合面的宽度，以增加该结合面的抗弯模数；
4)连杆螺钉适当外移，以充分利用螺钉预紧力来增强该结合面的抗弯能力；
5)增加连杆螺钉的预紧力，克服或尽量减少大端短臂外侧齿面在运用中的微动摩擦，防止产生微动磨损和微细裂纹；
6)长臂侧螺纹孔改为通孔，有利于加工工艺；
7)连杆的质量比原G型连杆约轻3kg，使惯性力下降，对连杆大端和柴油机的其它运动件有利。
另外，G型连杆在运用中，还存在着螺钉头肩面擦伤的问题。新连杆方案对此也作了如下改进：加高了连杆螺钉头部的圆台高度，以减小螺钉头部支承台面在拧紧时的变形；根据现在螺钉头圆根滚压实际效果不大，以及圆根不滚压螺钉的疲劳试验结果，取消了螺钉头圆根部的滚压，以消除因滚压在支承台面出现的变形。
(3)新老方案的比较
1)齿面接触点对的滑移状况比较
表3列出了连杆新方案和原G型连杆短臂侧齿面的平均滑移比，可见新方案大端短臂侧齿面滑移状况有较大幅度的改善：拉伸工况下，最外侧齿面的滑移比值仅为G型连杆的60%，第二齿面(最外侧齿的内齿面)为36%，第三齿面(外侧第二齿的外齿面)为89%；压缩工况下，最外侧齿面的滑移比值虽比原G型连杆大，但滑移比值的数值较小，第二齿面为62%，第三齿面为28%； 
2)大端孔变形状况的比较
表4列出了连杆新方案和原G型连杆在拉伸和压缩工况下大端孔的变形量。从变形量来看：在拉伸工况下，新方案的纵向和横向变形与G型连杆基本相同，在压缩工况下，新方案大端孔的纵向收缩虽比原G型连杆略有增大(0.014mm)，但仍在可以接受的范围内。
从有限元计算的节点位移来看，新方案大端孔的变形比原G型连杆有明显改善，基本沿着连杆轴线方向，说明长短臂两侧刚度接近对称，符合两力构件的设计原则，对减小短臂侧结合面齿部滑移是有利的。
3)大端关键部位应力安全系数的比较
表5和表6分别列出了连杆新方案和原G型连杆大端短臂侧齿部及其它部位的安全系数，齿部节点号见图3。从齿部和大端其它部位的应力安全系数来看：新方案连杆和原G型连杆的最小安全系数均大于许用最小安全系数1.5；而按里卡多公司建议的改进方案(完全剃除G型连杆的连杆盖短臂最外侧的齿)，在节点1144处的安全系数只有1.25，小于许用最小安全系数1.5，其原因就在于短臂结合面承受弯矩的能力非但没有得到提高，反而有所下降所致。
图3 连杆大端齿部节点位置及编号
4)连杆新方案的试验
连杆新方案确定后，很快试制出了20根样品。其中一根在西安交通大学的疲劳试验机上，按E型机110%标定负荷，进行了1.05×107次循环疲劳试验(详见《新方案G型连杆的耐久疲劳试验报告》)。试验结果表明：连杆新方案短臂侧齿面经探伤未发现有微细裂纹；与原G型连杆相比，短臂侧齿部的受力情况有所改善，大端其余各部也无异常状态出现。
另外16根样品新连杆已于1996年12月装C型机出厂，正在进行线路运用考核试验。
3 结语
连杆在运用中的受力状况比较复杂，而且，机车柴油机的运用工况变化十分频繁，在这次攻关改进中，虽然在理论分析和试验探索方面，做了一些工作，对此连杆新方案的成功也抱有充分信心，但是最终的效果还要看线路运用考核的结果。为此，希望用户和我们密切配合，做好连杆新方案的线路运用考核工作，为彻底解决240/275柴油机连杆大端短臂外侧齿面裂纹作出贡献。
(end)
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(6/15/2004) |
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