發(fā)動(dòng)機(jī)連桿設(shè)計(jì)說(shuō)明書

學(xué)

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機(jī)電工程學(xué)院

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2011

年X月

X日

連桿的設(shè)計(jì)

1.1

連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用

1、工作情況

連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，連桿體除有上下運(yùn)動(dòng)外，還左右擺動(dòng)，做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。

2、設(shè)計(jì)要求

連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強(qiáng)度不足，就會(huì)發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故。

所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。

3、材料的選擇

為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。

1.2

連桿長(zhǎng)度的確定

設(shè)計(jì)連桿時(shí)首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長(zhǎng)度它通常是用連桿比來(lái)說(shuō)明的，通常0.3125，取，則。

1.3

連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算

1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示。

為了改善磨損，小頭孔中以一定過(guò)盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。

2、連桿小頭的強(qiáng)度校核

以過(guò)盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時(shí)溫度升高，過(guò)盈增大，小頭斷面中的應(yīng)力也增大。此外，連桿小頭在工作中還承受活塞組慣性力的拉伸和扣除慣性力后氣壓力的壓縮，可見(jiàn)工作載荷具有交變性。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過(guò)渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算。

圖1

連桿小頭主要結(jié)果尺寸

（1）襯套過(guò)盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力

計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)過(guò)盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過(guò)盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：

（1）

式中：—襯套壓入時(shí)的過(guò)盈，；

一般青銅襯套，取，其中：—工作后小頭溫升,約；

—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于鋼；

—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅；、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取；

—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼[10]；

—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；

計(jì)算小頭承受的徑向壓力為：

由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算，外表面應(yīng)力

（2）

內(nèi)表面應(yīng)力

（3）的允許值一般為，校核合格。

（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)

連桿小頭的應(yīng)力變化為非對(duì)稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過(guò)渡處的外表面上為：

（4）

式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），?。?/p>

—材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2；

—應(yīng)力幅，；

—平均應(yīng)力，；

—工藝系數(shù)，取0.5；

則

連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)[4]。

3、連桿小頭的剛度計(jì)算

當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷時(shí)，必須計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗(yàn)公式為:

（5）

式中：—連桿小頭直徑變形量，；

—連桿小頭的平均直徑，；

—連桿小頭斷面積的慣性矩，則

對(duì)于一般發(fā)動(dòng)機(jī)，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為，則校核合格。

1.4

連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算

1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)

連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。

為使連桿從小頭到大頭傳力均勻，在桿身到小頭和大頭的過(guò)渡處用足夠大的圓角半徑。

2、連桿桿身的強(qiáng)度校核

連桿桿身在不對(duì)稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計(jì)算斷面以上做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮，為了計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計(jì)算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。

（1）最大拉伸應(yīng)力

由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：

（6）

式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)，為活塞投影面積，取。

則最大拉伸應(yīng)力為：

（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力

桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為：

（7）

連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長(zhǎng)度為；在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)，長(zhǎng)度為，因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

（8）

式中：—系數(shù)，對(duì)于常用鋼材，取；

—計(jì)算斷面對(duì)垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩。；

將式（8）改為：

（9）

式中

—連桿系數(shù)，；

則擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

同理，在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

（10）

將式（10）改成（11）

式中：—連桿系數(shù)。

則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

和的許用值為，所以校核合格。

（3）連桿桿身的安全系數(shù)

連桿桿身所受的是非對(duì)稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。

循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為：

（12）

（13）

在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為：

（14）

連桿桿身的安全系數(shù)為：

（15）

式中：—材料在對(duì)稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），??；

—材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱的敏感系數(shù)，取=0.2；

—工藝系數(shù)，取0.45。

則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：

在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：

桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)，則校核合格。

1.5

連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算

1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸

連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長(zhǎng)度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。

連桿大頭與連桿蓋的分開(kāi)面采用平切口，大頭凸臺(tái)高度，取，取，為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過(guò)渡采用盡可能大的圓角。

2、連桿大頭的強(qiáng)度校核

假設(shè)通過(guò)螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個(gè)整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過(guò)曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。

連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開(kāi)始的，計(jì)算得：

作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得：

（16）

由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：

（17）

作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：

（18）

式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，，在中間斷面的應(yīng)力為：

式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，計(jì)算連桿大頭蓋的應(yīng)力為：

一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為，則校核合格。

連桿螺栓的設(shè)計(jì)

2.1

連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力

根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計(jì)，取。

發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過(guò)盈度所必須具有的預(yù)緊力；二是保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開(kāi)所必須具有的預(yù)緊力[15]。

連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個(gè)螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和，即

（19）

軸瓦過(guò)盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)可得一般為，取30，由于發(fā)動(dòng)機(jī)可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計(jì)算值大些，一般取，取。

2.2

連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算

連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力過(guò)大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足

（20）

式中：—螺栓最小截面積，；

—螺栓的總預(yù)緊力，；

—安全系數(shù)，取1.7；

—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。

那么連桿螺栓的屈服強(qiáng)度為：

則校核合格。

小結(jié)

本文在設(shè)計(jì)連桿的過(guò)程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計(jì)要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧?，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核，使其滿足實(shí)際加工的要求，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗(yàn)校核。