连 杆 疲 劳 试 验
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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：10~20微米
小头末端轴瓦直径间隙：20~30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S—N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。
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
pzmax
90
bar
缸筒直径
d
83,5
mm
行程
s
90
mm
连杆长度
l
144
mm
连杆重心（从大头）
l1
33,47
mm
连杆质量（包括螺栓和盖）
mp
0,655
kg
连杆摆动质量（包括螺栓和盖）
mpo=mp l1/l
0,152
kg
连杆旋转质量（包括螺栓和盖）
mpr=mp (l-l1)/l
0,503
kg
连杆盖质量
mdeck
0,220
kg
连杆大头轴瓦质量
msch
0
kg
活塞总重量（包括环与销）
mk
0,367
kg
最大持续超速转速
nmax
6.500
r/min
参数来源
曲柄半径
r=s/2
45
mm
连杆比率
λ=r/l
0.313
——
最大气体压力
FG=Pzmaxd2π/4
49.28
kN
最大角速度
ω=πnmax/30
680.68
l/s
连杆大头上的力
旋转惯性压力（上止点）
Frot=(mpr+msch-mdeck)rω2
5.90
kN
摆动惯性压力（上止点）
Fosc=(mpo+mk)(1+ )r 2
14.21
kN
最大惯性压力（气体交换—TDC）
FZ=Frot+Fosc
20.10
kN
最大压缩压力（点火—TDC）
FD=-FG+Frot+Fosc
-29.18
kN
平均值
Fm=(FZ+FD)/2
-4.54
kN
载荷振幅
Fa=(FZ-FD)/2
24.64
kN
载荷率
Rf=FD/FZ
-1.45
——
连杆小头上的力
摆动惯性力（TDC）
Fosc=mk(1+ )r
10.04
kN
最大拉力（气体交换—TDC）
FZ=Fosz
10.04
kN
最大压力（点火—TDC）
FD=-FG+Fosz
-39.24
kN
平均值
Fm=(FZ+FD)/2
-14.60
kN
载荷振幅
Fa=(FZ-FD)/2
24.64
kN
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。