连杆优化重量和降低成本

连杆优化重量和降低成本连杆优化重量和降低成本 Pravardhan S. Shenoy and Ali FatemiPravardhan S. Shenoy and Ali Fatemi The University of Toledo 文摘文摘 摘要对钢锻造连杆进行了优化研究， 并对其重量和生产成本进行了改进。 由于连杆的重量对 其总生产成本影响不大， 所以成本和重量都是单独处理的。 通过材料的变化来减少机械加工， 是降低生产成本的一个重要因素。 减重是通过使用迭代过程实现的。 文献调查表明，由静态 拉伸和压缩载荷组成的循环载荷常用于连接杆的设计和优化。 然而，在本研究中，负荷优化 是由一种由动态拉伸载荷和静压载荷两种极限载荷组成的循环荷载作用下进行的。 同时还对 疲劳强度、静强度、抗屈曲性和可制造性等因素进行了限制。 疲劳强度是连接杆优化中最重 要的因素。此外，还对节约成本进行了估算。研究结果表明，与现有的连杆相比，优化连接 杆的重量轻了 10，成本降低了 25。 介绍介绍 本研究的目的是为了优化钢架的重量和制造成本， 并考虑近期的发展情况。 通常，最佳 解决方案是目标函数在定义的约束条件下可以达到的最小或最大可能值。 然而， 在这里进行 的优化并不是真正的数学意义上的， 因为在减少质量的同时， 制造的可行性和降低成本是优 化的组成部分。此外，本工作中使用的软件对疲劳寿命约束下的优化进行了限制。 因此，在 定性分析的过程中，并不是采用数值优化技术， 而是定性地分析了定量结果， 并对结构进行 了修正。 Yoo等人用不同的弹性方程、 连续介质力学的材料衍生概念、 以及一种联合变量技术来 计算压力的形状设计敏感性。 该结果被应用于迭代优化算法中， 用于数值求解的优化设计方 案。Serag 等人开发了近似的数学公式，定义了连接杆的重量和成本，作为客观的功能和约 束。这种优化是通过几何编程技术实现的。 Sarihan 和宋三优化了一个发动机连接杆的手腕，并对其进行了干涉。它们产生了一个近似 的设计表面，并对这个设计表面进行了优化。 在迭代过程中，目标和约束函数被更新，直到 实现了收敛。 所使用的负载周期是与最大扭矩对应的压缩气体载荷， 与最大惯性载荷对应的 拉力载荷。 摘要利用变形和平均八面体剪应力的修正后的古德曼方程进行了疲劳分析。 摘要 提出了一种方法来优化连接杆的形状， 使其在负载周期中， 由从气体负荷中扣除的惯性负载 作为另一极端的极限和峰值惯性负载。 首先用有限元程序计算出杆的位移和应力， 然后用另 一例程计算总寿命。 疲劳寿命被定义为裂纹萌生和裂纹生长寿命的总和， 利用断裂力学获得 裂纹生长寿命。 对于这一优化问题，连杆的重量对最终构件的成本影响不大。 材料的变化，导致加工成 本的显著降低，是降低成本的关键因素。因此，在这个优化问题中，成本和权重分别被单独 处理。在优化过程中考虑减重的结构因素包括屈曲载荷因素、 荷载作用下的应力、弯曲刚度 和轴向刚度。采用 c-70 钢，即断裂裂纹，达到降低成本的目标。它消除了杆头和顶盖面的 锯切和加工，据信可以将生产成本降低25。 图 1 显示了实际的和数字化的连接棒。当螺栓头重的时候，两者之间的重量差小于1。这 表明了固体模型的准确性。所考虑的引擎配置在表1 中列出。 图 1实际的和数字化的连接棒。 表 1连接杆所属的引擎的配置。 图 1 显示了实际的和数字化的连接棒。当螺栓头重的时候，两者之间的重量差小于1。这 表明了固体模型的准确性。所考虑的引擎配置在表1 中列出。 曲轴半径 48.5 mm 活塞直径 连杆质量 活塞总成的质量 连杆长度 Izz 关于重心的问题曲柄轴距 86 mm 0.439 kg 0.434 kg 141 mm 0.00144 m 36.4 mm 37.3 Bar 2 kg 结束中心 最大气体压力 负载分析负载分析 图 2 中所示的压力曲柄角图如图所示。该优化是在一种循环荷载作用下进行的，该载荷包 括动态拉伸载荷和静压载荷两种极限载荷。 结果包括连杆的角速度和角加速度， 连杆曲柄端 中心和重心的线性加速度， 以及末端的力产生的几个发动机转速。 曲柄端和活塞端力作为曲 柄角的函数，分别在图 3a和 3b的最大发动机转速下，如图 3a和 3b所示。力的两个 组成部分，一个沿着连杆的长度，另一个在它的另一个上。由此产生的合力也显示出来。在 任何时间点，在末端计算的力都是外部载荷， 而惯性负载形成了连接杆上的内部负载。 这些 结果导致了一组完全平衡的外部和内部负载。 随着速度的增加， 最大的拉伸载荷增加了在曲 柄端，最大的压缩载荷减小。可以看到，最大的动态拉伸载荷与 360 度曲柄角对应。请注 意,在动态负载的作用下，在给定的时间点上，两端的力是不同的。 图 2用于计算连杆末端的力的压力曲柄角图。 图 3轴向、正常，以及在曲柄端a和活塞销端b的合力，以曲柄转速/分钟的速度。 应力历史应力历史 摘要采用准动态有限元法来获得应力-时间的历史。准动态有限元法，而非静态有限元 法，可以捕捉实际的锥状结构行为。 在执行连杆机构的准动态有限元法的同时， 在连杆的曲 柄转角上，对连杆和连杆的载荷进行了计算， 并应用于连杆的曲柄和活塞销的销端。 在连杆 的大小和方向上都指定了角速度、 角加速度和同一曲柄角的直线加速度。 根据这些输入，计 算并应用了惯量和动态载荷。这确保了应用负载形成了一组完全平衡的内部和外部负载。 应用载荷分布是基于韦伯斯特等人的研究。摘要在曲柄接触面与余弦分布的 180 度范 围内，拉伸载荷被应用于 180 度的曲柄接触面，而在曲柄接触面 120 多度的情况下，压缩 载荷是均匀分布的。的6 个细节已经讨论过了。在图4 中所示的 15 个位置中，图5 显示了 位置 9、 12 和 13 的压力时间历史。 从这个图中可以看出位置9 的最大应力在 360 度的曲柄 角度，就像它的最大载荷一样。然而，在第13 位，最大的由于弯曲应力的影响，应力发生 在 348o 曲柄角。这一点强调了弯曲应力，在单轴载荷作用下，不考虑设计/优化连杆。结果 发现，在柄中心 7 处，弯曲应力大约是整个应力幅值的20。 应用载荷分布是基于韦伯斯特等人的研究。 拉伸载荷应用超过 180 o 曲柄接触表面的余 弦分布,而压缩负荷应力历史的其他重要的观测位置在图4 中,位置附近的油孔和曲柄端过渡 的重要 multiaxiality 要求使用等效应力即冯米塞斯。同时，R 比也就是最小到最大应力 比随位置和发动机转速的变化而变化。例如，在柄的中间即图 4 中的第 12 点，R 的比率 在 2000 年的时候为 18.8/分钟到 0.86/分钟。这些都是在7 点讨论的。 图 4在连接杆上的位置，在一个完整的引擎周期中，应力变化被跟踪。 图 5压力冯米塞斯在第 9、12 和 13 的位置上的引擎周期的变化。XX 是一 xx 组件的压力。 优化语句和约束优化语句和约束 优化的目的是将连接杆的质量降到最低，包括峰值压缩气体载荷和峰值动态拉伸载荷 在 360 度/分钟内曲柄角，最大、最小和等效应力幅值均在允