圖 3 網格模型選中的節點

忽略氣缸對活塞的摩擦力的影響，連桿大端所受的壓力為：

大端：

P₁ = ¹₄ pD²P_Z - (m_A +m_P )(1+ ^R )Rw² - m_B Rw² （1）

L

式中，D 為活塞直徑，P_Z 為最高爆壓，m_p 為活塞質量，R 為曲柄半徑，L 為連桿的長度，ω為曲柄的角速度。

根據有關資料得到連桿大端所受的最大壓力為 317 kN。

分析認為，當活塞位于進氣過程上止點時，連桿所受的拉力最大。根據將連桿等效為二質量單元的假設，忽略氣缸對活塞的摩擦力的影響，連桿大端所受的拉力為：

式中各符號的含義同（1）式。

根據有關資料得到連桿大端所受最大拉力為75 kN。

查 得 620 連桿大端孔徑為（含尺寸公差）135～135.025 mm，寬度為 44～44.16 mm。約束連桿小端，連桿大端受力時，取 90°對應的面為壓力受力面，計算得到受到最大均布壓應力 68 MPa，最大拉應力 17 MPa。

根據文獻 [3] 的研究結論，得到的一定直徑、一定速度的殘余應力分布規律見圖 4、圖 5、圖

圖 5 速度為 40 m/s 的彈丸的應力圖像圖 4 速度為 70 m/s 的彈丸的應力圖像

圖 6 速度為 60 m/s 的彈丸的應力圖像 圖 7 速度為 80 m/s 的彈丸的應力圖像

6、圖 7。

由文獻 [3] 的結果，發現大部分最大殘余應力處出現在深度為 0.25 mm 的部位。經過簡化篩選之后，總結出以下十四種表面殘余應力情況，見表 1。

表 1 殘余應力的分布規律

將這 14 種殘余應力的分布規律，分別在 workbench 中進行靜力學計算。將靜力學分析結果

導入專業疲勞分析軟件 nCode 中（見圖 8），進行疲勞分析計算，得到疲勞損傷云圖（見圖 9）。經過在 ncode 中的模擬計算，共計得到 14 種

圖 8 疲勞分析與有限元分析鏈接圖

3.328×10^-4 2.784×10^-4 2.329×10^-4 1.949×10^-4 1.631×10^-4 1.364×10^-4 1.141×10^-4 9.550×10^-5 7.990×10^-5 6.685×10^-5 No Data

圖 9 疲勞損傷云圖

表 2 14 種殘余應力的最大疲勞損傷

疲勞損傷云圖，損傷結果見表 2。

2 結果分析

通過第一組、第四組和第八組、第九組的比較見表 3。

表 3 4 種殘余應力的最大疲勞損傷

 可以看出，其他條件相同的情況下，外表面殘余應力為負值的時候，最大疲勞損傷小于外表面殘余應力為正值的時候，也就是說外表面的殘余應 

力為負值最好。由于金屬材料的抗壓性能往往遠遠大于材料的抗拉性能，應力為負，表示是壓應力，連桿未加載負荷的時候已經提前存了一個壓應力了，當連桿再受到往復力、拉力的時候會被殘余的壓應力抵消一部分，受到壓力的時候會疊加上去。當金屬受壓的時候，金屬晶體結構被壓地夯實，不容易產生疲勞裂紋。一般來說，金屬的抗壓性能又優越于抗拉性能。使用噴丸等工藝使外表面一定深度有一定的壓應力，對提高疲勞損傷有幫助。

通過第一組、第七組、第八組、第十四組的比較見表 4。

表 4 4 種殘余應力的最大疲勞損傷

可以看出，在外表面殘余應力為 -200 MPa 的情況下，0.25 mm 處的殘余應力是有一個最優值的，由最大疲勞損傷的變化可以看出，0.25 mm 處的最優值應為 -400 MPa。

通過第一組、第四組、第五組、第十二組的比較見表 5。

可以看出，在 0.25 mm 深度的殘余應力取 -400 MPa 的情況下，表面殘余應力的值并非越大

5、結論：

表 5 4 種殘余應力的最大疲勞損傷

 越好，而是有一個最佳值，通過上表可以大致判斷出為 -200 MPa。綜上所述，找出的最優殘余應力分布規律為第一組，見表 6。目前普遍使用的噴丸工藝產生的殘余應力分布規律是第十三組數據，并非最優，這是可以再優化的。目前找到的最優數據是第一組數據，所以在生產過程中可嘗試使殘余應力分布規律達到第一組，使噴丸工藝對連桿抗疲勞性能的提高達到最優。