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1、 奇 瑞 汽 车 工 程 研 究 院 发 动 机 试 验 规 范连 杆 疲 劳 试 验连 杆 疲 劳 试 验上 汽 集 团 奇 瑞 汽 车 有 限 公 司奇 瑞 汽 车 工 程 研 究 院1.0目的这个试验的目的主要是分析连杆疲劳载荷。试验是在专门的连杆疲劳试验机上进行，试验机通常是液压设备来模拟运转情况下发动机连杆受到的相关载荷。这个疲劳试验可以作为部件生产过程的一个主要验证方法。因此样件应该达到生产的标准。在发动机开发的早期阶段就应该做原型件的初步试验。疲劳试验将用来分析：通过4百万个试验循环后，在连杆和盖之间及在轴瓦轴套和承载孔间的分界面处磨损状况。产生弯曲或屈服疲劳极限载荷。2.0试验
2、准备试验在一台疲劳试验机上进行。被试验的连杆完全是在拉压力载荷作用下进行。试验载荷可以通过一个另设的销来施加，此销代替了原来的曲柄销和轴颈销。需要5bar的机油来防止轴瓦有擦伤或过多的磨损。为了防止部件产生过热，需要一个机油冷却喷嘴来保证试验样件的温度维持在45度以下。，疲劳试验中用的组件或者反应了整个生产范围部件情况或样件代表了最差的零部件。假如在批量生产后不进行同样的检查，那么一般不推荐在试验前进行质量检查（例如，开裂检查方法）。2.1样件准备被试验的连杆包括连杆轴承盖、合适的小端轴套、大端轴瓦、固定装置。装夹销和轴瓦间存在的间隙如下：大头末端轴瓦直径间隙：1020微米小头末端轴瓦直径间隙
3、：2030微米小头末端直径间隙（大头试验）：-20-40微米（没有小头末端轴瓦）连杆大头的试验负荷为一个比较高的张紧力，此张紧力高于正常安装间隙的连杆小头的张紧力，这就减少了在张紧力作用下连杆小头椭圆形破坏的弯曲力，提高了硬度和强度。这样夹紧销在小头的承载孔里应该是干涉配合（无小头的轴套）。考虑到轴瓦/轴套和小头的承载孔的干涉公差应该影响疲劳强度，好的方法是根据连杆小头的图纸公差要求，对于选择的部件应该有最大的干涉。轴瓦盖的螺栓扭矩参数在图00001146AA中。3.0使用仪器和设备 下表中小的仪器通道必须被控制：仪器通道控制载荷载荷量循环次数最大载荷循环次数合适的裂纹指示器（如载荷量与激震力
4、的比）得到一个特殊的开始试验机运行需要的特定指示允许有限的指标（如温度与压力）表1：最小的仪器通道4.0试验程序 连杆被分成如下区域，每个区域有不同的强度和硬度特性：a） 连杆大头（主要是连杆盖和螺栓）b） 连杆小头（主要是活塞销水平中心线上半部分）c） 连杆颈部（在连杆盖的分离面与活塞销水平中心线之间的区域）这些区域在发动机在运转时承受不同载荷的影响，因此必须进行单独研究。整个安全系数是从通过这三个部分最低疲劳强度计算得出的。从下面的三个阶段进行分析：4.1 最大引起弯曲压力的定义当考虑连杆在交变工况工作时超过了正常工作范围时，那么连杆在非常高的静态压力时的完整性是很重要的，通常是测试静态弯
5、曲。试验在三个连杆上进行，通过增加准静态压缩力方法直到任何一个弯曲为止。试验方法是增加试验力（持续的或有步骤的）直到整个压应变l/l（l=曲轴销与活塞销之间的距离）达到2.5%。这时就达到了界限值，此时试验力开始减少直至到0。对于每个样件试验结果应该是应变对所施加压力弯曲。这也就为高载荷试验时提供限定压力的有用信息，这将在样件上实现。4.2 进一步测试范围确定在疲劳试验中第二步是评价连杆哪个部分强度最弱。这样做是应用载荷确定区别个部分目标，给出三个试验例子： 通过对有正常的轴承间隙的试验件施加拉力载荷来评估连杆小头拉力疲劳强度。 通过对有正常的轴承间隙连杆大头的试验件和过盈配合小头来施加拉力载
6、荷评估连杆大头疲劳强度。 高负荷分析连杆杆身的强度。标准地，对于每个情况需要3次试验，就意味着大约9个试验。FE（有限元法）-分析将用于额外临界区域的鉴定。临界区域是指对FE结果有高可靠性和关于影响产品力存在的相关假定，因此对于连杆的非临界区域可以减少试验数量。4.3疲劳试验结果整理 第三步是考虑连杆多数的临界区域。推荐在相关试验载荷下，试验需要10根连杆。推荐在连杆测试中，对连杆施加的载荷应高于疲劳强度以便完成SN线。5.0 试验载荷最初的载荷如表1中下部通过发动机在运转中计算所得： 最大拉力：是发动机运转中的惯性力； 最大压力：是最大气体压力； 载荷幅度：是最大拉力和压力之间任意值的一半。
7、试验载荷将覆盖最大拉力（在最大转速）和最大压力（通常在发动机最低转速和燃烧压力最高点）。连杆理论载荷是在发动机运转和相应的鉴定转速/载荷下计算出的。表1：连杆理论载荷。气体与惯性压力输入参数：燃烧压力最高点pzmax90bar缸筒直径d 83,5mm行程s 90mm连杆长度l 144mm连杆重心（从大头）l133,47mm连杆质量（包括螺栓和盖）mp0,655kg连杆摆动质量（包括螺栓和盖）mpo=mp l1/l0,152kg连杆旋转质量（包括螺栓和盖）mpr=mp (l-l1)/l0,503kg连杆盖质量mdeck0,220kg连杆大头轴瓦质量msch0kg活塞总重量（包括环与销）mk0,3
8、67kg最大持续超速转速nmax6.500r/min参数来源曲柄半径r=s/245mm连杆比率=r/l0.313最大气体压力FG=Pzmaxd2/449.28kN最大角速度=nmax/30680.68l/s连杆大头上的力旋转惯性压力（上止点）Frot=(mpr+msch-mdeck)r25.90kN摆动惯性压力（上止点）Fosc=(mpo+mk)(1+)r214.21kN最大惯性压力（气体交换TDC）FZ=Frot+Fosc20.10kN最大压缩压力（点火TDC）FD=-FG+Frot+Fosc-29.18kN平均值Fm=(FZ+FD)/2-4.54kN载荷振幅Fa=(FZ-FD)/224.6
9、4kN载荷率Rf=FD/FZ-1.45连杆小头上的力摆动惯性力（TDC）Fosc=mk(1+)r210.04kN最大拉力（气体交换TDC）FZ=Fosz10.04kN最大压力（点火TDC）FD=-FG+Fosz-39.24kN平均值Fm=(FZ+FD)/2-14.60kN载荷振幅Fa=(FZ-FD)/224.64kN载荷率Rf=FD/FZ-3.91试验载荷是理论载荷乘安全因数，哪个最符合疲劳极限。通常同样的系数应用于拉力和压力载荷，哪个方法能维持载荷比率Rf不变。5.1 载荷定义的方法分析疲劳极限是结合SN曲线。这个试验目的是提供充分的信息去绘制SN曲线。显然试验的数量越多曲线越疲劳极限的值。
10、最初的载荷是通过计算动态的力的载荷乘安全系数1.65。样件是在可忍受的疲劳力和非常高的不同载荷下低循环区域测试的。载荷振幅和比率在整个试验中不变的，哪个能通过最大循环4x106，能达到这个循环的则是合格并再增加20%的载荷。这个最小的数是样件必需的。图2展示了用5个样件的情况，其中两个是合格的结果。6.0结果表达疲劳力的定义是试验件在最高载荷的水平， 能通过无限循环数且没有毁坏、变形和断裂等等。报告应包含下列信息： 连杆鉴定（供应商、型号、材料、零件号、图纸号） 发动机运转时的理论载荷（表1） 试验时载荷水平 循环数 绘制SN曲线表示疲劳结果评估和安全因数（50%的存活率） 疲劳记录上有裂纹位
11、置和开始点 有用的信息附加在结果上对下列几点将特殊的注意：6.1 绘制SN曲线表示结果试验结果应被绘制成一个双对数曲线，裂纹近似地用两条直线给处，看图1。因为被试验件的材料不同导致每条曲线的斜率不同，两部分的交点叫做“节点”，通常在23106个循环内。图1中的第二段线是水平，通常表示材料为钢，在节点处的载荷量给出了对样件疲劳的评价。6.2 疲劳强度主要的结果是安全系数，它与疲劳强度和理论载荷有关：Ks=疲劳强度/理论载荷定义如下：疲劳强度可以应用的不产生任何破坏的无限循环的最大载荷。它可以忽略任何其他影响诸如腐蚀等。疲劳载荷是在S-N曲线上作为节点。一般推荐，试验结果中得出的计算疲劳载荷相应达
12、到50%的存活率。理论载荷在发动机运行的条件下可以使用的最大应用载荷。要求的最小安全因数最小安全因数根据试验条件下疲劳强度的50%的存活率确定。AVL推导为1.651.86.3 摩擦损伤在试验中磨损主要发生在以下部分： 在连杆和连杆盖接触面 轴瓦和衬套之间 轴承孔在高载荷下这些磨损的范围将特殊的去评估。在检查表面肉眼应看不见磨损，由于液压油膜建立的不同，测试结果对轴承/衬套和主孔之间的磨损必须去注意。6.4 弯曲/屈服连杆弯曲或屈服压力的开始，是通过压力屈服点表示出来，这些曲线从直线中偏离。（好的评价是通常直线的0.3%差别）在增加和减少后连杆形状的差别将是指连杆在弯曲的软化下永久的变形。试验后连杆的永久变形将去进行分析。图1：SN曲线第 5 页 共 7 页
