課程設(shè)計16L四沖程汽油機連桿組設(shè)計

1、XX大學(xué)機械工程學(xué)院本科生課程設(shè)計說明書課程設(shè)計名稱： 1.6L四沖程汽油機連桿組設(shè)計 姓 名： 盤明明 專 業(yè) 班 級： 能源與動力工程 卓越151 學(xué) 號： 1501160117 指 導(dǎo) 教 師： XXXX 考 核 成 績： 二0一八年七月十日XX大學(xué)機械工程學(xué)院1.6L四沖程汽油機連桿組設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、 課程設(shè)計的題目1.6L四沖程汽油機連桿組設(shè)計二、 課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計1.6L排量的四沖程汽油機連桿組三、 課程設(shè)計任務(wù)和要求1. 裝配圖設(shè)計2. 零件設(shè)計3. 說明書一份四、 課程設(shè)計主要技術(shù)參數(shù)其初始條件為：1.平均有效壓力0.7-1.3MP2.活塞速度小于18m/s目錄導(dǎo)言51

2、 汽油機結(jié)構(gòu)參數(shù)51.1 初始條件51.2發(fā)動機類型51.3基本參數(shù)51.3.1行程缸徑比S/D選擇51.3.2氣缸工作容積Vs、缸徑D的選擇52 熱力學(xué)計算62.1 熱力循環(huán)基本參數(shù)確定62.2 P-V圖的繪制62.3 P-V圖的調(diào)整82.4 P-V圖轉(zhuǎn)換成P-圖92.5 有效功及有效壓力的求解103 運動學(xué)計算113.1 曲柄連桿機構(gòu)的選型113.2 連桿比的選擇113.3 活塞運動規(guī)律113.4連桿運動規(guī)律124 動力學(xué)計算134.1 質(zhì)量轉(zhuǎn)換134.2 作用在活塞上的力15 4.2.1 氣體力154.2.2 往復(fù)慣性力154.2.3 旋轉(zhuǎn)慣性力164.2.4 曲柄連桿機構(gòu)中力的傳遞和相

3、互關(guān)系164.3 輸出合成轉(zhuǎn)矩175 連桿零件結(jié)構(gòu)設(shè)計175.1 材料選擇185.2 連桿長度 L185.3 連桿小頭孔徑 d1、外徑 D1、 寬度 B1和襯套外徑 d185.4 連桿大頭孔徑D2、外徑D2,、連桿螺栓孔間距 C、寬度B2、高度H3和高度H4185.5 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計195.6 連桿螺栓的設(shè)計195.7 連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計說明196 連桿強度公式校核206.1 連桿小頭的強度校核206.1.1 襯套過盈配合及溫升產(chǎn)生的小頭應(yīng)力206.1.2 由拉伸載荷引起的小頭應(yīng)力206.1.3 由壓縮載荷引起的小頭應(yīng)力227. ANSYS壓應(yīng)力分析248. 主要參考文獻資料309 附錄 30附

4、錄 1.內(nèi)燃機基本參數(shù)附錄 2.運動學(xué)與動力學(xué)參數(shù)表 附錄3.裝配圖1.6L四沖程汽油機連桿組設(shè)計導(dǎo)言：連桿的作用是：連接活塞和曲軸，并將活塞所受作用力傳給曲軸，將活塞的往復(fù)運動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運動。連桿由連桿體（連桿大頭、小頭、桿身）、連桿蓋、連桿螺栓、連桿軸瓦組成。此次設(shè)計若無特殊說明所涉及的公式皆由課本：內(nèi)燃機設(shè)計（袁兆成）給出。使用Maple繪制函數(shù)圖,使用EXCEL計算各曲軸轉(zhuǎn)角下的各個性能數(shù)值，使用Maple或MATLAB計算某些公式的結(jié)果，使用UGNX10.0繪制三維零件及裝配圖，使用CAD繪制二維零件及裝配圖，使用ANSYS進行有限元分析。1. 汽油機結(jié)構(gòu)參數(shù)1.1 初始條件參

5、數(shù)名稱 參考/已知數(shù)值 初選數(shù)值發(fā)動機排量 1.6L 1.6L平均有效壓力 pmepme=0.7-1.3MP1.2MP1.2發(fā)動機類型沖程數(shù)選擇：四沖程冷卻方式選擇：水冷式氣缸數(shù)與氣缸布置方式選擇：直列四缸1.3基本參數(shù)1.3.1行程缸徑比S/D選擇現(xiàn)代汽車行程缸徑比S/D的值一般在0.8-1.2之間，初步選擇行程缸徑比為1.01.3.2氣缸工作容積Vs、缸徑D的選擇(1)參考內(nèi)燃機原理根據(jù)基本公式計算缸徑D、活塞行程S、額定功率Pe以及額定轉(zhuǎn)速n：Pe=npmeiVs30(1)Vm=nS30(2)Vs=4D2S10-6(3)（Vm為活塞平均速度，初步取15m/s）根據(jù)條件代入上面公式計算結(jié)果

6、（用MATLAB）D=79.8mm80mmS=80mmn=5635r/minPe=90.16KW(2)其他參數(shù)設(shè)計壓縮比的選取，根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計汽油機壓縮比在8-10之間，缸內(nèi)直噴可以做到12.5左右。選取折中偏上的數(shù)值，即選取=10，準(zhǔn)確氣缸工作容積需重新計算：Vs=D24S402.1mL.燃燒室容積：Vc=Vs-144.7ml.角速度：=2n60590.10rad/s.曲柄半徑：r=s2=40mm.連桿比：=1/51/3，取=1/4.干式氣缸套缸心距L0=94.4mm.( L0=1.12D到1,24D這里折中取1.18D)2. 熱力學(xué)計算汽油機理論循環(huán)為等容加熱循環(huán)。四個過程分別是；定熵壓縮

7、、定容加熱、定熵膨脹、定容放熱。2.1 熱力循環(huán)基本參數(shù)確定 根據(jù)內(nèi)燃機學(xué)，壓縮過程絕熱指數(shù)n1=1.281.35,初步取n1=1.32；膨脹過程絕熱指數(shù)n2=1.311.41，初步取n2=1.35；汽油機壓縮比=812，初步取=10；壓力升高比p=79,初步取p=8 2.2 P-V圖的繪制 假定當(dāng)?shù)卮髿鈮篜0=0.1Mp，壓縮始點壓力Pa=0.80.9Mp，選定Pa=0.09Mp.由 n1=1.32，根據(jù)PVn=const, 可以在 Excel 中繪制出壓縮過程線。混合氣體在氣缸壓縮后，經(jīng)等容加熱，利用p值得到最大爆發(fā)壓力值。膨脹過程類似壓縮過程， 由n2=1.35繪出膨脹線。最后連接膨脹終

8、點和壓縮始點，得出理論的 P-V 圖 1 壓縮始點的壓力為Pa體積為Va,壓縮終了的壓力為Pc，體積為Vc 膨脹始點的壓力為Pz體積為Vz,膨脹終了壓力為Pb,體積為Vb計算:1) 壓縮過程:PaVan1=PcVcn1=const 壓始點壓強Pa=0.09Mp 燃燒室容積為：Vc=44.7ml 氣缸工作容積為：Vs=402.1mL 氣缸總?cè)莘e為:Va=446.8mL 計算得到的壓縮終了的壓力為Pc1.88Mp 壓縮過程中缸內(nèi)壓力 Pc 與氣缸容積 Vc 之間的函數(shù)關(guān)系如下： Pc=PaVa1.32Vx1.32=0.09×0.44681.32Vx1.32(4) 2)膨脹過程中：PzVc

9、1.35=PbVb1.35 膨脹始點壓強：Pz=p×Pc=15.04Mp 膨脹始點容積：Vc=Vz=44.7mL 膨脹終點容積：Vb=Va=446.8mL 計算得膨脹終點壓強：Pb=0.67Mp 膨脹過程中缸內(nèi)壓力 Pb 與氣缸容積 Vc 之間的函數(shù)關(guān)系如下： Pc=PzVc1.32Vx1.35=Pz×0.04471.35Vx1.35(5)根據(jù)上面的計算結(jié)果并且在 Maple中初步繪制發(fā)動機的壓縮過程和膨脹過程線，并且連接端點得到下圖 1（理論PV圖）：（圖1） 2.3 P-V圖的調(diào)整 點火提前角和配氣相位的原因?qū)е翽-V 圖存在些差別。最大爆發(fā)壓力： Pz 取理論水平的

10、2/3，即 Pz=10Mpa 最大爆發(fā)壓力發(fā)生在上止點之后 12° -15°，選擇最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在上止點之后 12°；點火提前角：根據(jù)資料常用范圍在 20° -30°之間，經(jīng)調(diào)整后取 26°；排氣提前角：常用范圍在 40° -80°，經(jīng)調(diào)整后取 60°。調(diào)整后的 P-V 圖如下圖 2：（圖2）Maple部分代碼截圖 2.4 P-V圖轉(zhuǎn)換成P-圖氣缸容積 Vx 與曲軸轉(zhuǎn)角的關(guān)系為：Vx=D2r1-cos+14(1-cos2)4+Vc(6)壓縮過程曲軸轉(zhuǎn)角為180°，360°膨脹過程曲軸

11、轉(zhuǎn)角為360°，540°進排氣過程為0°，180°、 540°，720°壓縮過程的P - 圖：（圖3.1）壓縮、定容加熱、膨脹 P - 圖：（圖3.2）經(jīng)過修改后的實際的P - 圖：（圖3）Maple部分代碼截圖：2.5 有效功及有效壓力的求解 由熱力學(xué)計算所繪制的示功圖為理論循環(huán)示功圖（圖1），其圍成的面積表示的是汽油機的指示功 Wi，數(shù)值由對示功圖積分后表示：Wi=VcVaPzVc1.35Vx-1.35dVx-VcVaPaVa1.32Vx-1.32dVx(7)其中：Pa=0.09Mp, Pz=10Mp, Vb=Va=0.4468L

12、, Vc=0.0447L在Maple中對上式積分：Wi569.7J則汽油機平均指示壓力pmi=WiVs=569.70.4468×10-3=1.28Mp符合要求100%pme<pmi<120%pme 平均有效壓力pme=pmim=1.28×0.9=1.148Mp Pe=npmeiVs30 =1.148×0.4468×4×5635120=96.3Kw與前面的計算結(jié)果基本一致。3. 運動學(xué)計算3.1 曲柄連桿機構(gòu)的選型本次設(shè)計選擇中心曲柄連桿機構(gòu)。 3.2 連桿比的選擇 初選=1/4 可得連桿長度 L=r/=160mm 3.3 活塞運動規(guī)

13、律根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計：活塞位移近似式：X=r1-cos+4(1-cos2)(8)（其中，=1/4，r=40mm）根據(jù)上式用Maple畫X-圖如下：（圖4）用Maple對式子(8)求一次導(dǎo)數(shù)得到活塞速度近似速度并導(dǎo)出圖像：（圖5）用Maple對式子再求一次導(dǎo)數(shù)得到活塞加速度并導(dǎo)出圖像：（圖6）Maple代碼：3.4連桿運動規(guī)律 連桿式做復(fù)合平面運動，即其運動是由隨活塞的往復(fù)運動以及繞活塞銷的擺動合成。連桿相對于氣缸中心的擺角： =sin-1(sin)(11)(圖7.連桿擺角-圖)4. 動力學(xué)計算4.1 質(zhì)量轉(zhuǎn)換 常采用的方法為二質(zhì)量替代系統(tǒng)：用集中在小頭處的換算質(zhì)量m1和集中在大頭處的質(zhì)量m2來代替

14、連桿的實際質(zhì)量。a) 換算系統(tǒng)兩質(zhì)量之和等于原連桿的質(zhì)量mm1+m2=mb) 換算系統(tǒng)的質(zhì)心與原連桿質(zhì)心重合m1L1=m2L2L1: 連桿質(zhì)心至連桿小頭中心距離L2: 連桿質(zhì)心至連桿大頭中心距離由上述兩個條件得:m1=m(L-L2)L(12)m2=mL2L(13)沿氣缸軸線作直線運動的活塞組零件，可以按質(zhì)量不變的原則簡單相加，并集中在活塞銷中心。mpmpi(14)做平面運動的連桿組，根據(jù)動力學(xué)等效性的質(zhì)量，質(zhì)心和轉(zhuǎn)動慣量守恒三原則進行質(zhì)量換算。3個條件決定三個未知數(shù)，可用位于比較方便的位置上即連桿小頭，大頭和質(zhì)心處三個質(zhì)量來代替連桿。實際結(jié)果表明m與相比m1,m2很小，為簡化受力分析，常用集中

15、在連桿小頭和大頭的2個質(zhì)量代替連桿。 往復(fù)慣性質(zhì)量：mj=m1+m2+m3(15)式中：m1活塞質(zhì)量；m2活塞銷質(zhì)量；m3連桿小頭質(zhì)量1）、 在估算活塞質(zhì)量時，可以將活塞當(dāng)做薄壁圓筒處理：m1=14D2-(D-2)2H(16)式中：D-活塞直徑,D=80mm； -活塞厚度，=6.4mm；汽油機為（0.060.10）D,取 0.08H-活塞高度，H=72mm；H=(0.8-1.0)D，取 0.9 活塞材料選為共晶鋁合金: 1=2.7g/cm3 可得：m1=287.7g2）、 活塞銷質(zhì)量m2=24d12-d22l(17)d1-活塞銷外徑，d1=18mm; 襯套內(nèi)徑d1=dc2=18mm；d2-活塞

16、銷內(nèi)徑，d2=12.6mm;d2=0.650.75d1,取0.7d1=12.6mml-活塞銷長度，l=68mm;l=0.80.9D=68mm活塞銷采用20Cr，其密度2=7.9g/cm3 可得：m2=69.7g3）、 連桿小頭質(zhì)量m3=34D12-D22B1(18)式中：D1-連桿小頭外徑，D1=24mm;D1=1.21.35dc2，取24mmD2-連桿小頭內(nèi)徑，D2=20mm;D2=0.250.30D,取0.25D =20mm襯套外徑dc1=D2/(1.051.15),圓整后dc1=19mm根據(jù) HB3-11-2002，選擇襯套材料為30CrMnSiA(密度7.85g/cm3) 鋼管按 GJ

17、B2609-1996，襯套外徑dc1=19mm；襯套內(nèi)徑dc2=18mm；襯套長度L =B1=28mm；襯套質(zhì)量為：mc=6.4g; B1-連桿小頭寬度，B1=1.21.4D2=28mm連桿材料選擇為中碳合金鋼40Cr，3=7.85g/cm3可得：m3=30.4g綜上所述，mj=m1+m2+m3=387.8g4.2 作用在活塞上的力作用在活塞銷中心的力， 分為Fg、Fg, Fg為氣體作用力，F(xiàn)g為往復(fù)慣性力。 4.2.1 氣體力 Fg=D2(p-p0)4=×802(p-0.1013)4(19)式中： p活塞頂上的壓力，p0-活塞背壓下面是Fg-圖（圖8）4.2.2 往復(fù)慣性力Fj 在

18、機構(gòu)中的傳遞情況與 Fg 很相似， Fj 也使機構(gòu)受負荷，也產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩和傾覆力矩，由于 Fj 對汽缸蓋沒有作用，所以它不能在機內(nèi)自行抵消，是向外表現(xiàn)的力，需要由軸承承受。則由于活塞和連桿小頭的往復(fù)運動而引起的往復(fù)慣性力 Fj 的大?。?Fj 和曲軸轉(zhuǎn)角滿足下列關(guān)系式：Fj=-mj×a=-0.3878×r2(cos+cos2)(20)下圖是Fj-關(guān)系圖：(圖9)4.2.3 旋轉(zhuǎn)慣性力旋轉(zhuǎn)慣性力公式如下：Fr=mr×r×2(21)當(dāng)曲軸角速度不變時，F(xiàn)r大小不變，其方向總是沿著曲外。如果不用結(jié)構(gòu)措施（如平衡塊）消除，它也是自由力，使曲軸軸承和內(nèi)燃機承受支反力，

19、它不產(chǎn)生轉(zhuǎn)矩和傾覆力矩。在本次設(shè)計中，用平衡塊結(jié)構(gòu)措施消除，所以在計算中可以忽略它。4.2.4 曲柄連桿機構(gòu)中力的傳遞和相互關(guān)系作用在活塞銷中心的力，是Fg、Fg的合力。即F=Fg+Fg。該力分解到連桿方向FL和垂直于氣缸中心線方向FN。連桿方向力FL沿連桿傳遞到連桿大頭，該力以同樣的方向和大小作用在曲柄銷上。把FL分解為沿曲柄作用的徑向力FK和垂直于曲柄半徑方向的切向力Ft。其中各力在大小上滿足下列關(guān)系式:垂直于氣缸中心線方向側(cè)向力：FN=Ftan(22)連桿力：FL=Fcos(23)切向力：Ft=FLsin+=Fcossin(+)(24)徑向力：Fk=FLcos+=Fcoscos(+)(2

20、5)單缸轉(zhuǎn)矩 M：M=Ftr=Frsin(+)cos(26)上面各力隨曲軸轉(zhuǎn)角變化關(guān)系的曲線圖如下圖所示:單缸轉(zhuǎn)矩圖如下：4.3 輸出合成轉(zhuǎn)矩由于四缸機點火順序為 1-3-4-2， 為了方便計算，假設(shè)每缸轉(zhuǎn)矩都一樣是均勻的，僅僅是工作時刻即相位不同。如果第一缸的轉(zhuǎn)矩為：M1=0, M2=M1×M1(a+360º), M3=M1(a+180º), M4=M1(a+540º)則發(fā)動機輸出總轉(zhuǎn)矩Mz=M1+M2+M3+M4輸出總轉(zhuǎn)矩圖如下：5. 連桿零件結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計，發(fā)動機的連桿組是將活塞上所受的力傳遞給曲軸變成轉(zhuǎn)矩，同時將活塞的往復(fù)運動變?yōu)榍S的旋

21、轉(zhuǎn)運動。主要由連桿體（小頭、身、連桿大頭）、連桿蓋、連桿螺栓、軸瓦組成，連桿小頭與活塞銷相與活塞一起作往復(fù)運動；連桿大頭與曲柄銷相連，與曲軸一起作旋轉(zhuǎn)運動。因此，連桿體除了有上下運動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運動。連桿的基本載荷是拉伸和壓縮，最大拉伸載荷出現(xiàn)在進氣沖程開始的上止點附近。在設(shè)計時，連桿主要承受氣壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。因此，在設(shè)計時應(yīng)首先保證連桿具有足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)剛度。同時為了增加連桿的強度和剛度，不能簡單地增加結(jié)構(gòu)尺寸，因為這樣會導(dǎo)致連桿質(zhì)量的增加，慣性力也相應(yīng)增加，所以連桿設(shè)計的總體要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料，

22、設(shè)計合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸，采取提高強度的工藝措施等。以下連桿結(jié)構(gòu)參數(shù)的選擇參考值參考楊連生版內(nèi)燃機設(shè)計以及袁兆成版內(nèi)燃機設(shè)計。5.1 材料選擇連桿材料就是要保證在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，連桿我選用非漲斷式連桿，一般材料可選中碳鋼（45 鋼、40 鋼）、中碳合合金鋼（40Cr、40MnVB、40MnB）；球墨鑄鐵；鑄鋁合金等材料。選用40Cr 作為連桿材料，=7.85g/cm35.2 連桿長度 L根據(jù)上文中，連桿比=1/4，曲柄半徑r=40mm, 所以連桿長度L=160mm。5.3 連桿小頭孔徑 d1、外徑 D1、 寬度 B1和襯套外徑 d連桿小頭孔徑 d1 和寬度 B1 由襯套外徑

23、確定， 且d1=(0.250.3)D，d1=20mm連桿小頭外徑，D1=24mm連桿小頭寬度，B1=1.21.4D2=28mm襯套外徑d=D2/(1.051.15),圓整后d=19mm5.4 連桿大頭孔徑D2、外徑D2,、連桿螺栓孔間距 C、寬度B2、高度H3和高度H4連桿大頭的結(jié)構(gòu)尺寸基本決定于曲柄銷直徑D2、長度B2、連桿軸瓦厚度2和連桿螺栓直徑dm, 其中部分參數(shù)是根據(jù)曲軸強度、剛度和軸承的承壓能力，在曲軸設(shè)計中確定的。根據(jù)曲軸設(shè)計及薄壁不翻邊軸瓦外徑與壁厚（摘自 GB/T 3162-1991）， 選擇曲柄銷直徑41mm, B2=18mm; 連桿大頭軸瓦尺寸為外徑D2=45mm,壁厚t=

24、2mm;為了便于維修，高速內(nèi)燃機的連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內(nèi)的總寬B0必須小于氣缸直徑；為了保證較大的剛度，連桿大頭選用平切口形式，并且：H3H40.350.5D2,取H3=H4=20mm; 連桿大頭外徑D2,=(0.60.68)D,取D2,=50mm; 為提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距 C 應(yīng)盡量小，對平切口連桿，C=(1.241.31)D2,取C=56mm.5.5 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計連桿桿身為連桿大頭和小頭之間的細長桿部分，桿身承受交變載荷，可能產(chǎn)生疲勞破壞和變形，連桿高速擺動時的橫向慣性力也會使連桿彎曲變形，因此連桿必須有足夠的斷面積，并消除產(chǎn)生應(yīng)力集中

25、的因素。根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計，現(xiàn)代汽油機連桿桿身平均斷面積Am與活塞面積Ah之比AmAh=0.020.05，取Am=180mm2;非擺動平面內(nèi)的慣性矩Ix4Iy, Iy為連桿在擺動平面內(nèi)的慣性矩；“工”字形斷面的高寬比HB=1.41.8, 對于汽車發(fā)動機,B初步可按下式求出：B=DS6=12.5mm, 所以取H=20mm.5.6 連桿螺栓的設(shè)計連桿螺栓在設(shè)計時應(yīng)首先由足夠的抗拉強度，在預(yù)緊力和工作載荷下不產(chǎn)生塑性變形，而且要有足夠的耐疲勞載荷能力，沒有應(yīng)力集中，采用細牙螺紋，螺栓剛度要小于被連接件剛度。四沖程內(nèi)燃機工作時，連桿螺栓承受的最大拉伸載荷按照下式計算：F=Fj''=1im&

26、#39;-m11-r2+(m2-m3)r2(30)其中Fj''為交變拉伸載荷；m'為活塞組質(zhì)量；m1為連桿組往復(fù)部分質(zhì)量；m2為連桿組旋轉(zhuǎn)質(zhì)量；m3為大頭蓋質(zhì)量。為了防止連桿體和連桿蓋的接合面在工作載荷的拉伸下脫開，在裝配時需加足夠的預(yù)緊力 F1，而為了壓平軸瓦對孔座的過盈量，裝配時還需加一預(yù)緊力F2。該兩力之和 F0 稱為螺栓預(yù)緊力，是一靜載荷，一般可高達工作載荷Fj''的6-7 倍。5.7 連桿結(jié)構(gòu)設(shè)計說明由于式（30）中活塞組質(zhì)量、連桿組旋轉(zhuǎn)質(zhì)量、大頭蓋質(zhì)量等無法得到準(zhǔn)確數(shù)值，并且根據(jù)內(nèi)燃機設(shè)計，連桿各部分質(zhì)量可以通過在確定上述的基本參數(shù)之后，在三

27、維制圖軟件中建立相應(yīng)模型得出準(zhǔn)確質(zhì)量，并在相應(yīng)的CAE軟件中利用有限元方法進行強度及剛度校核，然后對設(shè)計進行修改或者確認。所以在上面的設(shè)計過程中部分詳細數(shù)據(jù)無法計算，并且在下面的校核中，不對連桿螺栓進行強度校核，并且由于連桿桿身數(shù)據(jù)不足以及為了簡化計算，將連桿桿身簡化為同一截面形狀，確定其“工” 字形截面參數(shù)，再對其進行相應(yīng)的校核。6. 連桿強度公式校核6.1 連桿小頭的強度校核6.1.1 襯套過盈配合及溫升產(chǎn)生的小頭應(yīng)力P=+td1ED12+d2D22-d2+E'(d2+d12d2-d12-')(31)式中：t=（-）td(厘米)t-工作后小頭的溫升，約 100-150；-裝

28、配過盈量D1-小頭外徑，為 24mm；d1-小頭內(nèi)徑，為 20mm；-襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅，可取=1.8×10-5(1/C0)-連桿小頭材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼,可取=1.0×10-5(1/C0)、'-泊桑系數(shù)，一般可取='=0.3E連桿小頭材料的彈性模數(shù)，對于鋼，E=2.2×105N/mmE'-襯套材料的彈性模數(shù)，對于青銅，E'=1.15×105N/mm計算得：+t=0.065mm計算可得: P=20.12Mp把小頭視作內(nèi)壓厚壁圓筒，在壓力 P 的作用下外表面的切向力為：內(nèi)表面1'=D12+d2D12-

29、d12P=107.1N/mm2外表面a'=2d12D12-d12P=91.5N/mm2均小于100-150N/mm26.1.2 由拉伸載荷引起的小頭應(yīng)力將小頭簡化為一剛性地固定于它與桿身銜接處的曲桿，其固定角=90º+arccos(Hmiin2+D12+)(32)式中小頭外徑D1=25mm, 連桿寬度Hmiin=H=20mm, 過度圓角半徑取 30mm；得到r=109.75º連桿小頭所受的最大拉伸載荷Pjmax=mR21+=0.0304×2.75×590.12×54=36388.8N由于小頭孔與活塞銷配合間隙很小，假定拉伸載荷Pjmax

30、在小頭半圓周上產(chǎn)生均勻分布的徑向載荷P'=Pj2B1rm(33)其中B1、rm各為小頭寬度及平均半徑，B1=28mm,rm=24+282=26mm, 得到P'=25.0N/mm2根據(jù)半經(jīng)驗公式:M0=-Pjrm(0.00033-0.0297)(34)N0=-Pj(0.572-0.0008)(35)式中以度為單位。計算=0º截面上的法向力 N 和彎矩 M：M=0=-Pjrm0.00033-0.0297=29.4N.mN=0=-Pj0.572-0.0008=-24605.5N計算=r=109.75º截面上的法向力 N 和彎矩 M：Mr=109.75=-Pjrm0

31、.00033-0.0297=-6.45N.mNr=109.75=-Pj0.572-0.0008=-20828.6N小頭壁厚h=D1-d12=2mm小頭寬度b1=28mm則由拉伸作用的內(nèi)、外表面上的力a、為:a=2M6rm+hh2rm+h+KN1b1h(36)=-2M6rm+hh2rm-h+KN1b1h(37)K=EFEF+E'F'(38)其中 K 為考慮到連桿小頭和襯套在載荷作用下一起變形，共同分擔(dān)法向載荷的系數(shù)，E、F、E'和F'分別為連桿和襯套材料的彈性模數(shù)和斷面的面積，忽略襯套的抗彎剛度，得K=0.89. 根據(jù)楊連生內(nèi)燃機設(shè)計，外表面上的最大應(yīng)力大于內(nèi)表面

32、的最大應(yīng)力，并且當(dāng)r=109.75º時出現(xiàn)最大值。計算得拉伸過程中外表面上的應(yīng)力=33.1Mp6.1.3 由壓縮載荷引起的小頭應(yīng)力連桿小頭所受的最大壓縮載荷Pc=Pz-PjPz為作用在活塞上的推力，Pj為慣性力，最大壓縮載荷出現(xiàn)在膨脹沖程開始的上止點附近。根據(jù)前面計算的結(jié)果，最大壓縮載荷Pc=7855-6505=14360N計算截面中壓縮力引起的法向力和彎矩:N1=PcN0Pc+(sin2-sin-cos)M1=PcrM0Pcr-sin2-sin-cos+N0Pc(1-cos)所以：a1=2M16r+hh2r+h+KN11b1h=-33.1Mp不對稱循環(huán)的最大與最小應(yīng)力為：max=a'+=133