關于柴油機連桿設計

文檔來源為:從網(wǎng)絡收集整理.word版本可編輯.歡迎下載支持.文檔來源為:從網(wǎng)絡收集整理.word版本可編輯.歡迎下載支持.PAGE27文檔來源為:從網(wǎng)絡收集整理.word版本可編輯.歡迎下載支持.第一章緒論1.1課題的意義及主要工作1.1.1課題的背景和意義近百年來，柴油機因其功率范圍大、效率高、能耗低，在各型民用船舶和中小型艦艇推進裝置中確立了其主導地位。新材料、新工藝、新技術的不斷開發(fā)使用，為柴油機注入了新的活力，使其在動力機械，尤其在船舶動力方面依然發(fā)揮著無法替代的作用。據(jù)統(tǒng)計，在2000噸以上的船舶中，柴油機作為動力的超過95％，預計這一情況仍將持續(xù)下。受油價的影響，以及一些柴油機的缺點（比如煙度和噪聲）被一一克服，現(xiàn)在在乘用車市場，柴油動力開始漸漸顯示其獨特魅力。但是，由于受各種因素的影響，我國的柴油機研究還是落后于世界先進水平。經(jīng)歷多年的市場實踐，國內柴油發(fā)動機生產(chǎn)企業(yè)已不再滿足于憑借引進產(chǎn)品獲得市場上的暫時領先，而認識到核心技術是最關鍵的，只有通過引進、消化、吸收的途徑，自己掌握了核心技術，企業(yè)才會有發(fā)展后勁并獲得可持續(xù)發(fā)展的條件。隨著我國造船事業(yè)的進一步發(fā)展，作為船舶配套中最重要的一個環(huán)節(jié)，柴油機技術的發(fā)展瓶頸已日益凸顯。因此，必須研發(fā)具有我國自主知識產(chǎn)權的柴油機，以提高我國船舶制造的國產(chǎn)率。發(fā)動機是船舶的心臟，而發(fā)動機連桿則是承受強烈沖擊力和動態(tài)應力最高的動力學負荷部件，其在工作中承受著急劇變化的動載荷，再加上連桿的高頻擺動產(chǎn)生的慣性力,會使連桿桿身發(fā)生形變，輕則會影響曲柄連桿機構的正常工作,使機械效率下降。重則會破壞活塞的密封性能，使排放惡化，甚至造成活塞拉缸、拉瓦，使發(fā)動機無法正常工作。因此對其剛度和強度提出了很高的要求。以往，連桿的的制造以鑄造法和鍛造法為主；20世紀80年代以來，由于采用粉末鍛造法大批量生產(chǎn)的粉鍛連桿具有力學性能優(yōu)、尺寸精度高、質量較輕及質量偏差很小等特點，因而相繼在發(fā)達國家快速發(fā)展，逐漸取代鑄造和鍛造連桿。而高密度燒結法制造連桿也快速發(fā)展，并具有良好的力學性能。1.1.2主要工作本課題的工作可以分為三大部分。第一部分為連桿的結構和基本尺寸的設計過程；第二部分為運用UG對所設計的連桿進行三維建模裝配；第三部分為柴油機連桿的有限元分析及強度校核。1.2柴油機數(shù)字化建模技術采用三維模型進行產(chǎn)品開發(fā)，其過程如同實際產(chǎn)品的構造或加工“制造”裝配過程一樣反映產(chǎn)品復雜的幾何形狀及相互之間的位置或裝配關系，使產(chǎn)品開發(fā)過程更加符合開發(fā)工程師習慣和思維方式。這樣，工程師可以更加專注于產(chǎn)品設計本身，而不是產(chǎn)品的圖形表示。利用三維裝配模型實現(xiàn)動態(tài)模擬后，可以進行干涉檢驗，還可以觀察模型中某點的運動軌跡，繪出位置速度、加速度曲線，并分析其運動特征，為相關計算提供依據(jù)，保證了產(chǎn)品開發(fā)的可靠性，同時有利于縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期。目前，我國船舶柴油機的研發(fā)、生產(chǎn)制造已具有一定的基礎，具備了一批科研、開發(fā)、試驗、制造等基礎設施條件。表現(xiàn)在各研發(fā)機構和生產(chǎn)部門在單項上基本積累了初步的研發(fā)、制造經(jīng)驗，引進了一些較為先進的計算設計仿真軟件。但是，由于國內研發(fā)體系起步較晚，技術深度不足，總體技術水平還是較差。數(shù)字化設計技術是實現(xiàn)大型復雜裝備系統(tǒng)快速研制的必要手段。本課題對數(shù)字化設計在船用柴油機設計中的技術進行基礎性研究，并將該技術應用于某型柴油機的研發(fā)中，這對船用柴油機實現(xiàn)設計、制造的集成，縮短柴油機研制周期，降低研發(fā)成本，實現(xiàn)我國船舶工業(yè)跨越發(fā)展有著一定的推動作用。1.3有限元分析法在產(chǎn)品設計中的應用當前，有限元分析技術在發(fā)動機零部件設計過程中發(fā)揮著越來越重要的作用，它不僅縮短了設計周期，而且也大大提高了設計精度。連桿是發(fā)動機中重要零件，也是易發(fā)生故障的零件，目前對它的設計、分析已廣泛地采用有限元法。1.4本章小結本章主要介紹了本課題的工程研究背景和主要工作，并簡單介紹了數(shù)字化建模技術和有限元分析在柴油機連桿設計校核方面的應用。第二章連桿結構設計特點及基本加工工藝2.1國內外研究現(xiàn)狀及存在的問題2.1.1船用高速柴油機的特點及發(fā)展現(xiàn)狀近年來，我國船用柴油機的技術水平獲得較大發(fā)展，通過技術引進，不但使我們掌握了國外柴油機先進技術，同時對我國柴油機制造工廠進行了相應的技術改造，補充和更新了一批關鍵工藝裝備，健全了工廠的基礎設施，加強了質保管理系統(tǒng)，相應培養(yǎng)了一批專業(yè)人才，積累了他們對先進柴油機的制造和試驗的經(jīng)驗，在消化、吸收國外先進技術同時，給我國自行研制柴油機奠定了良好的基礎。與此同時，在各研究設計院所、高等院校和制造企業(yè)通力合作下，我國也研制了不少新一代船用柴油機產(chǎn)品，通過大量研究和試制工作，也取得了不少豐碩成果。80年代初以來，我國陸續(xù)引進了一些較先進機型的生產(chǎn)許可證，如DeutzMwM604B和234，$20，ATL25，DL22，SEMTPielstiekPA6和PC2，MTU331／396等，1991年又引進了MTU956／1163．02。其中，有的機型已投產(chǎn)，有的正在準備投產(chǎn)，這些對我國柴油機的發(fā)展起到了積極作用。在吸收國外先進技術的同時，我國對老機型作了改進提高，如12VE230柴油機將功率從1618kW提高到2426kW，同時也開發(fā)了一些新機型。但總的說來，我國現(xiàn)有的船用柴油機主要技術指標如強載度、可靠性和燃油消耗率等與國外先進機型相比，尚存在不少差距。我國船用中高速柴油機產(chǎn)業(yè)發(fā)展現(xiàn)狀是：設計、研究和生產(chǎn)體系初具規(guī)模，總體水平不高，關鍵零部件制造工藝落后，達不到高質量水平。2.1.2連桿設計制造的現(xiàn)狀與特點隨著汽車、船舶等工業(yè)制造技術的發(fā)展，對于發(fā)動機的動力性能及可靠性要求越來越高，而連桿的強度、剛度對提高發(fā)動機的動力性及可靠性至關重要，因此國內外各大發(fā)動機研制公司對發(fā)動機連桿用材料及制造技術的研究都非常重視。目前，碳素鋼和合金鋼連桿、非調質鋼連桿、粉末冶金連桿、鈦合金連桿等都有很廣泛的應用，但在力學性能、生產(chǎn)成本等各個方面又各有優(yōu)劣。非調質鋼由于其材料的成本不高，作為一種廉價的節(jié)能鋼種，非調質鋼正在逐步地取代調質鋼，國外幾乎完全采用非調質鋼生產(chǎn)連桿。隨著發(fā)動機輕量化的要求，連桿的設計應力提高，中碳錳釩系列非調質鋼的強度無法滿足要求，目前德國在該鋼種的基礎上開發(fā)了強度級別更高的鋼種，正在推廣應用。粉末燒結鍛造連桿的特點是經(jīng)濟效益顯著，一般認為粉末燒結鍛造連桿與鍛鋼連桿相比，材料可節(jié)約40%，生產(chǎn)成本可降低10%，能源消耗可節(jié)；但前些年由于金屬粉末的種類極少，又受到成本的限制，發(fā)展不快。鈦合金連桿可大幅度地降低連桿的質量，但金屬鈦的抗拉強度比較低。高強度、輕量化、低成本是發(fā)動機連桿的發(fā)展趨勢，我國的發(fā)動機鍛鋼連桿制造技術與國外差距不大，但在連桿輕量化方面還相當落后。我國的鈦合金連桿、纖維強化鋁合金連桿、粉末冶金鍛造連桿的研究才剛剛起步。雖然連桿加工本身所包括的工藝內容并不復雜，但由于材質、外形尺寸以及要求的加工精度，經(jīng)常給加工帶來不少困難。鍛造毛坯的精度及剛性差、孔加工的精度低、連續(xù)帶狀切屑的斷屑、平面加工的毛刺、因夾壓和內應力的重新分布而產(chǎn)生的幾何變形等，是加工工藝長期以來需要研究和解決的主要技術問題。所以，連桿的工藝設計只有通過現(xiàn)場的不斷改善，才能最終達到設計的目標。2.2連桿的結構設計特點分析在分析連桿的設計結構之前,應充分了解連桿的運動情況和受力情況。2.2.1連桿的運動分析連桿是柴油機傳遞動力的主要運動件,在機體中作復雜的平面運動,連桿小頭隨活塞作上下運動,連桿大頭隨曲軸作高速回轉運動。連桿桿身在大、小頭孔運動的合成下作復雜的擺動。其作用是將活塞頂?shù)臍怏w壓力傳給曲軸。又受曲軸驅動而帶動活塞壓縮氣缸中的氣體。2.2.2連桿的受力分析連桿組在工作時工作條件惡劣承受著三方面的作用力；(1)氣缸內的燃氣壓力；(2)活塞連桿組的往復運動慣性力；(3)連桿高速擺動時所產(chǎn)生的橫向慣性力。這三種力的大小和方向隨著曲軸轉角的變化而不斷地變化。綜合起來的結果使連桿處于一種交變的復雜受力狀態(tài)。由于連桿為一細長桿件，當受壓縮和橫向慣性力作用時，若連桿桿身剛度不足，則會產(chǎn)生彎曲變形。若在垂直于擺動平面內發(fā)生彎曲，則危害更大，造成軸承不均勻磨損，甚至燒瓦。2.2.3連桿的結構分析連桿組一般由連桿體、大頭蓋、連桿螺栓、軸瓦和連桿小頭襯套等組成。連桿體包括連桿小頭、桿身和連桿大頭的上部。連桿大頭的上部與連桿大頭蓋一起組成連桿大頭。連桿結構如圖2-1所示：連桿襯套連桿小頭連桿桿身連桿螺釘連桿大頭連桿軸瓦連桿端蓋連桿軸瓦凸鍵連桿軸瓦定位槽圖2-1連桿結構圖連桿把活塞和曲軸連接起來，連桿小頭與活塞銷相連接，并與活塞一起作往復運動；連桿大頭與曲柄銷相連接，和曲軸一起作旋轉運動；連桿的其余部分則作復雜的平面運動。作用于活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸。連桿必須具有足夠的結構剛度和疲勞強度。在力的作用下，桿身應該不致被顯著壓彎，連桿大小頭也應該不致顯著失圓。桿身彎曲會使活塞相對于氣缸、軸承相對于軸頸發(fā)生歪斜；也的失圓會使軸承失去正常配合。如果強度不足，在發(fā)動機動轉過程中一旦發(fā)生連桿桿身、大頭蓋和連桿螺栓斷裂，就會使機器受到嚴重的破壞。2.3連桿的工作條件和設計要點連桿在高速運動中承受由活塞組傳遞的氣缸壓力和往復慣性力的反復壓縮和拉伸，由此可能產(chǎn)生疲勞破壞，是內燃機主要受力運動件之一。連桿大小頭軸承的潤滑條件苛刻，工作中反復受到擠壓和沖擊?！靶◇w積、大功率、低油耗”是高性能柴油機對連桿提出的基本要求，其設計要點如下：(1)在確保足夠強度和剛度的條件下盡可能減輕外形尺寸和質量；(2)注意過渡圓角及細節(jié)的設計，特別是連桿小頭與桿身的過渡圓角及連桿大頭蓋的螺栓支承面的過渡圓角設計，防止應力集中；(3)必須根據(jù)總體設計的要求合理確定結構參數(shù)和連桿體與連桿蓋的剖分形式。2.4連桿的材料性能及特點柴油機連桿在整個工作過程中受拉伸、壓縮以及慣性力和連桿力矩所生成的交變的載荷，尤其是大功率柴油機的工作條件更差，因此必須保證連桿具有足夠的疲勞強度及結構剛度。這就要求在連桿材料的選擇上針對具體的柴油機而采用高強度材料并輔以綜合措施。目前用于連桿的材料多為中碳鋼，而對大功率柴油機連桿則多采用高強度合金鋼。柴油機連桿選用中碳合金優(yōu)質鋼，選用中碳合金鋼是因為它經(jīng)過調質熱處理之后能夠發(fā)揮良好的機械性能加進少許合金元素是為了再提高其機械性能在鋼中加入錳元素使鋼具有較高的拉伸強度極限、較高的硬度及較好的韌性；加入少量鉻不但能大幅度提高拉伸強度極限和硬度，還能增加鋼在熱處理時的穩(wěn)定性；鉬加入鋼中能使鋼具有較大的強度極限、屈服極限和很好的塑性。這種鋼經(jīng)過熱處理后具有纖維斷面,這對受沖擊、受交變載荷的連桿特別有用。2.5本章小結本章內容主要是為了連桿的設計與計算作鋪墊，對連桿設計結構特點進行了簡要地分析，并說明了連桿的工作條件和設計要點，同時對連桿用材料進行了比較與分析。第三章連桿的基本設計3.1連桿結構及長度的確定單列式柴油機的連桿，根據(jù)大頭的結構一般可分為平切口、斜切口連桿及分體式連桿。多列式柴油機的連桿有并列連桿、叉形連桿、主副連桿等類型。本論文所設計的某船艇用柴油機已知的技術參數(shù)數(shù)據(jù)為：功率P=190KW轉速n=2500r/min六缸水冷四總程直列缸徑D=130mm行程123.5mm單缸容積1.64L六缸排量9.84L平均有效壓力0.927MP缸心矩169mm曲柄半徑61.75mm連桿長221.5mm壓縮比16增壓度30連桿的長短直接影響到柴油機的高度及側壓力的大小,較長的連桿能使慣性力增加,而同時在側壓力方面的改善卻不明顯。因此在柴油機設計時,當運動件不與有關零部件相碰時,都力求縮短連桿的長度。連桿長度L（即連桿大小頭孔中心距）與結構參數(shù)（R為曲柄半徑）有關。連桿長度越短，即越大，則可降低發(fā)動機高度，減輕運動件重量和整機重量，對高速化有利，但大，使二級往復慣性力及氣缸側壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸相碰的可能性。在現(xiàn)代高速內燃機中，連桿長度的下限大約是l=3.2，即=1/3.2，上限大約是l=4R。連桿長度的確定必須與所設計的內燃機整體相適應，連桿設計完成后應進行零件之間的防碰撞校核，應校核當連桿在最大擺角位置上時是否與氣缸套的下緣相碰，以及當活塞在下止點附近位置上時活塞下緣是否與平衡重相碰，它們之間的最小距離都不應小于2～5毫米。在機體的設計中，已經(jīng)根據(jù)要求設計出連桿長度為221.5mm。3.2連桿小頭的設計3.2.1小頭結構型式現(xiàn)代內燃機絕大多數(shù)采用浮式活塞銷，也就是說，在運轉過程中活塞的銷座中和在連桿的小頭中都是能夠自由轉動的。本連桿的小頭的設計采用薄壁圓環(huán)形結構，優(yōu)點是構形簡單、制造方便，材料能充分應用，受力時應力分布較均勻。連桿小頭的構造如圖3-1所示：圖3-1連桿小頭結構型式3.2.2小頭結構尺寸小頭主要尺寸為連桿襯套內徑d和小頭寬度b1（通常小頭和襯套制成同樣的寬度）。b1取決于活塞銷座間隔b。連桿小頭主要尺寸比例范圍大致如下：D=(0.28～0.42)D=(04～0.08)dd1=(0.9～1.2)dd2=(1.2～1.4)d1根據(jù)《柴油機設計手冊》要求，初步設計連桿小頭的主要尺寸為：連桿小頭襯套內徑d=50mm,小頭襯套厚度=2.5mm寬度同小頭同寬小頭孔徑d1=55mm小頭外徑d2=70mm小頭寬度b1=48mm小頭油孔直徑d0=6mm3.2.3連桿襯套襯套與連桿小頭孔為過盈配合，青銅襯套與活塞銷的配合間隙大致在（0.0004～0.0015）d的范圍內，在采用粉末冶金襯套時，由于襯套壓入后，內徑會縮小，因此配合間隙應適當放大，一般大致在（0.0015～0.0020）d。在四沖程柴油機中，為減少小頭軸承的沖擊負荷，間隙應盡量取小些，以不發(fā)生咬合為原則。在小頭上方開有集油孔或集油槽，靠曲軸箱中飛濺的油霧進行潤滑。潤滑油的均勻分布可通過襯套上開布油槽來達到。設計襯套寬度與連桿小頭等寬，厚度為2.5mm，選用鉛青銅材料。3.3連桿桿身連桿桿身的截形十分重要,它應能在保證強度的前提下有盡量較輕的重量,此外,還要有利于該截面形狀向大端、小端的過渡,因此柴油機連桿桿身常采用工字形截面。連桿桿身采用工字形截面，其長軸位于連桿擺動平面，這種截面對材料利用得最為合理。連桿桿身截面的高H一般大約是截面寬度的1.5～1.8倍，而B大約等于（0.26～0.3）D(D為氣缸直徑)。為了使桿身能與小頭和大頭圓滑過渡，桿身截面是由上向下逐漸增大的。桿身的最小截面積與活塞面積之比，對于鋼制連桿來說大約是在的范圍內。根據(jù)《柴油機設計手冊》要求，本連桿設計的桿身尺寸為：桿身高度H=48.8mm桿身寬度B=32mmht=6mm3.4連桿大頭3.4.1大頭結構型式連桿大頭為了與曲軸相配，都用剖分式結構。從結構簡單、對稱和剛度、強度出發(fā)，連桿體與連桿蓋的剖分面一般均垂直連桿軸線，稱為平切口連桿。不過，從內燃機裝拆方便性出發(fā)，要求連桿大頭在拆卸連桿蓋后應能通過所缸孔，即B0<D(最小空隙應為0.5mm左右)。實踐表明，當曲柄銷的直徑大于0.65D時，具有足夠強度的平切口連桿大頭一般就不能滿足上述要求。這時就不得不采用斜切口連桿。平切口連桿結構型式如圖3-2所示：圖3-2平切口連桿的基本型式在本設計中的某船艇用柴油機中，由于曲柄銷的直徑D2=80.6mm,缸徑D=130mm,=0.62<0.65，所以采用平切口連桿。3.4.2大頭尺寸大端孔徑主要取決于曲柄銷直徑及連桿軸瓦厚度，根據(jù)《柴油機設計手冊》要求，本連桿設計的大頭主要尺寸為：連桿大頭軸瓦厚度=3mm,大頭孔徑D1=80.6+3×2=86.6mm大頭寬度b2=51mm螺栓矩L1=(1.20～1.30)D1取L1=108=1.272D1螺栓孔外側邊厚不小于（2～4）mm取螺栓孔外側邊厚3mm連桿大頭高度H1=H2=0.50D1=43.3mm3.4.3大頭定位方式平切口連桿采用螺栓定位方式，可防止連桿體和連桿蓋安裝錯位，連桿螺栓不承受剪切作用。本設計所采用的連桿是M12類型。3.5過渡區(qū)連桿的過渡區(qū)域需要較大的過渡半徑。連桿小端工作時,下半部主要承受燃氣的爆發(fā)壓力,而上半部則承受著活塞組的往復慣性力,所以連桿小端到桿身的過渡結構對小端的強度有很大的影響,其切點處常常是應力高峰值的所在地,因此小端和大端與桿身連接處采用大圓弧過渡,一方面提高小端與大端的剛度,另一方面也減少了這些地方的應力集中。3．6本章小結本章內容是本論文的關鍵部分，概據(jù)已知的船艇用柴油機性能特點，嚴格按照《柴油機設計手冊》，進行該柴油機連桿的設計，選定了連桿的結構型式、大小頭及桿身的結構和尺寸，以及潤滑方式、定位方式等，是以下幾章三維建模和計算校核的基礎。第四章連桿三維模型的建立根據(jù)上一章已經(jīng)設計出來的連桿結構和尺寸，運用UGNX3.0進行三維建模。因為過程中有很多的步驟，不可能一一詳列，故本論文省略了一些小的過程，只將建模的一些關鍵過程記錄下來。4.1建立連桿大小頭及桿身=1\*GB2⑴建立新文件選擇菜單中的【文件】→【新建】命令，出現(xiàn)【新建部件文件】對話框，在【文件名】欄中輸入“l(fā)iangan01”，選擇【單位】欄中的【毫米】，單擊【確定】。=2\*GB2⑵繪制連桿俯視圖輪廓線=1\*GB3①調用建模模塊選擇菜單中的【應用】→【建?！棵钸M入建模模塊。=2\*GB3②環(huán)境參數(shù)設置=3\*GB3③繪制基本曲線運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線。如圖4-1所示：圖4-1連桿輪廓基本曲線圖=3\*GB2⑶建立連桿毛坯=1\*GB3①建立拉伸體選擇拉伸命令，彈出拉伸對話框，如圖4-2所示。選擇上上一步建立的輪廓，沿ZC軸正負方向各拉伸16mm。拉伸對話框如圖4-2所示：拉伸操作如圖4-3所示：圖4-2拉伸對話框圖4-3拉伸操作=2\*GB3②建立凸臺特征選擇【凸臺】按鈕，選擇所拉伸的實體的上表面為放置面彈出凸臺對話框，輸入?yún)?shù)，如圖4-4所示。點出OK按鈕，彈出【定位對話框】，選擇【點到點】定位方式，如圖4-6所示。選擇【放置面】的實體邊為定位目標，如圖4-5所示。彈出【設置弧的位置】對話框，選擇【圓心】按鈕，如圖4-8所示，得到凸臺特征。圖4-4建立凸臺圖4-7定位方式圖4-5選擇圓弧邊圖4-8設置弧的位置用同樣的方式在大小頭的兩面分別建立需要的凸臺特征。=3\*GB3③建立表面圓角=4\*GB3④建立圓柱特征=5\*GB3⑤建立拔模特征=6\*GB3⑥移動WCS=7\*GB3⑦隱藏實體=8\*GB3⑧移動并復制部分曲線=9\*GB3⑨隱藏部分曲線=4\*GB2⑷桿身工字形槽的建模=1\*GB3①進入草繪命令=2\*GB3②曲線偏移右擊鼠標，改變視圖方向為【俯視圖】，設置【隱藏邊方式】為【不可見】，選擇要偏移的曲線，單擊中鍵確認，系統(tǒng)提示偏移方向向下，在彈出的對話框中，輸入6作為【偏移量】，然后確定。按同樣方法偏移另外三條線。=3\*GB3③曲線倒圓運用【插入】→【圓角】命令，為剛才偏移的四條線分別倒圓，得到如圖4-9所示結果。=4\*GB3④完成草繪命令=5\*GB3⑤建立拉伸體選擇剛才所建的草繪平面，進入拉伸命令，布爾命令，選擇差，如圖4-10所示。然后可得工字形槽。圖4-9曲線偏移結果圖4-10建立拉伸體=5\*GB3⑤引用特征點擊【引用特征】命令，再點擊【鏡像特征】，彈出【鏡像特征對話框】，然后選擇剛才所建的特征為【鏡像體】，如圖所示。添加之后，再選擇【鏡像平面】命令，選擇【XC-YC平面】為鏡像平面，確定后可得另一側的工字形槽。如圖4-11所示：圖4-11鏡像特征=5\*GB2⑸建立連桿大小頭孔及實體倒圓=1\*GB3①建立孔特征進入【插入】→【設計待征】→【孔命令】，選擇實體上表面為孔的【放置面】，設【孔類型】為【簡單孔】，輸入直徑55，深度60，尖角為0，點擊確定按鈕，然后彈出【定位】對話框，選擇【點對點】定位方式，然后選擇小頭邊緣，設置【弧的位置】為【圓心】，再點擊確定按鈕。如圖4-12所示：。圖4-12建立孔特征用同樣的方式建出大頭的模型。=2\*GB3②改變視圖=3\*GB3③實體倒圓=6\*GB2⑹建立油孔=1\*GB3①改變視圖方向=2\*GB3②變換原點位置選擇格式WCS原點命令，捕捉小頭孔中心為坐標原點。如圖4-13所示。再偏移坐標原點至對稱中心。圖4-13變換原點位置=3\*GB3③設置基準平面選擇【基準平面】→【固定基準】→【XC-ZC平面】為【放置平面】，如圖4-14所示：=4\*GB3④建立沉頭孔設置孔直徑為6mm，建立結果如圖4-15所示：圖4-14設置準平面圖4-15建立油孔=7\*GB2⑺建立軸瓦定位槽=1\*GB3①變換WCS=2\*GB3②變換視圖=3\*GB3③插入長方體在已定好的位置插入一長方體，基本參數(shù)為a=6mm,b=5mm,c=1.4mm,=4\*GB3④拉伸切割實體布爾操作選擇差運算，得到結果如圖4-16所示：圖4-16建立軸瓦定位槽=8\*GB2⑻建立連桿螺孔特征=1\*GB3①移動WCS=2\*GB3②建立基準軸=3\*GB3③建立孔特征=4\*GB3④建立螺紋特征選擇【插入】→【設計特征】→【螺紋命令】→【詳細的】，如圖4-17所示：圖4-17建立螺紋運用同樣方法建立另一邊螺孔，如圖4-18所示：圖4-18螺紋孔4．2建立連桿端蓋建立連桿端蓋的過程比較簡單，很多過程與上一部分相似，這里不再贅述。建成的連桿端蓋如圖4-19所示：圖4-19連桿端蓋圖4．3建立連桿螺栓=1\*GB2⑴建立新文件=2\*GB2⑵繪制圓和多邊形選擇【插入】→【曲線】→【基本曲線】，單擊圓按鈕，在【跟蹤欄】對話框中指定指定圓的參數(shù)，半徑為6，圓心為（0，0，0），按確認鍵生成一個圓。圖4-20繪制圓和多邊形選擇【插入】→【曲線】→【多邊形】命令，進入多邊形繪制方式，在【多邊形】對話框輸入【側面數(shù)】為6，單擊確定按鈕，在【生成方式】對話框中選擇【外切圓半徑】，在隨后彈出的對話框中輸入多邊形的參數(shù)。=3\*GB2⑶拉伸多邊形=4\*GB2⑷草繪回轉體輪廓線草繪結果如圖4-21所示：圖4-21回轉體輪廓曲線=5\*GB2⑸建立回轉體=6\*GB2⑹建立螺紋，如圖4-22所示：圖4-22螺栓=7\*GB2⑺移動工作層=8\*GB2⑻建立拉伸體和回轉體，結果如圖4-23所示：圖4-23建立回轉體4．4裝配工作部件=1\*GB2⑴加入組件調入連桿組裝配所需的文件，選擇【裝配】工具條上的【添加已存的】命令，出現(xiàn)【選擇部件】對話框，在對話框中單擊按鈕，出現(xiàn)選擇【部件名】對話框，在文件夾里選擇端蓋零件，單擊【確定】，主窗口右下角出現(xiàn)一組件預覽小窗口。=2\*GB2⑵定位組件系統(tǒng)出現(xiàn)【添加已有部件】對話框，在引用集下拉框選擇【實心的】選項，在【定位】下拉框選擇【絕對的】選項，在【層選項】下拉框選擇【原先的】選項，然后單擊【確定】按鈕，出現(xiàn)【點構造器】對話框，在此對話框中單擊按鈕，然后單擊【確定】，則加入了第一個組件。=3\*GB2⑶裝配螺栓按照步驟2同樣的方法加入螺栓零件，然后進行定位，系統(tǒng)出現(xiàn)【添加已有部件】對話框，如圖所示，在定位下拉框中選擇【配對】，然后單擊【確定】，出現(xiàn)【配對條件】對話框，在次對話框中【配對類型】工具欄選擇圖標。裝配結果，如圖4-24所示：圖4-24裝配結果4.5裝配質量分析在UGNX中，能夠很方便地反映出所建模型的質量、質心、面積、體積、慣性矩、回轉半徑等信息。=1\*GB2⑴打開已裝配好的文件=2\*GB2⑵設置材料性能=3\*GB2⑶分析選擇【分析】→【質量特性】→【裝配質量管理】，彈出【重量管理】對話框→【工作部件】，單擊【確定】，自動分析出相關的信自，如圖4-25所示：圖4-25裝配質量信息4.6本章小結本章類容是論文重要的一部分，在上一章設計出連桿結構類型和尺寸的基礎上，運用UGNX3.0建立連桿的模型。在建立好連桿的各個部件之后，再進行連桿的裝配。這一部分是下章連桿有限元分析及強度校核的基礎。第五章柴油機連桿的有限元分析及強度校核5.1連桿幾何模型的建立5.1.1連桿的材料性能及特點柴油機連桿在整個工作過程中受拉伸、壓縮以及慣性力和連桿力矩所生成的交變的載荷，尤其是大功率柴油機的工作條件更差,因此必須保證連桿具有足夠的疲勞強度及結構剛度。這就要求在連桿材料的選擇上針對具體的柴油機而采用高強度材料并輔以綜合措施。目前用于連桿的材料多為中碳鋼，而對大功率柴油機連桿則多采用高強度合金鋼。本論文中由于不考慮溫度的影響，材料系數(shù)可取為常數(shù)。連桿和連桿端蓋的材料均為40Cr，其屈服強度可達800，彈性模量為2.2E+5(),密度取7.83E-5（）。并認為考慮范圍僅限于線彈性。5.1.2幾何模型的建立當前，有限元分析技術在發(fā)動機零部件設計過程中發(fā)揮著越來越重要的作用，它不僅縮短了設計周期，而且也大大提高了設計精度。該軟件采用交互式將有關連桿幾何形狀、材料特征和計算工況的參數(shù)輸入后，軟件就可進行如下處理：(1)生成連桿有限元網(wǎng)格及變厚度處理等有關參圖5-1有限元分析結構網(wǎng)格圖數(shù)；(2)自動進行載荷處理；(3)計算單元剛度；(4)計算節(jié)點位移；(5)計算節(jié)點應力；(6)計算各節(jié)點的主應力，并求出最大主應力及其位置；(7)計算各強度理論中的相當應力，并求出最大相當應力及其位置；(8)繪制單元網(wǎng)格圖、邊界應力圖和邊界變形圖。結構程序如圖5-1所示：利用UGNX3.0建立三維立體模型首先建立準確、可靠的計算模型,是應用有限元法進行分析的重要步驟之一。在進行有限元分析時,應盡量按照實物來建立有限元分析模型,但對結構復雜的物體,完全按照實物結構來建立計算模型、進行有限元分析有時會變得非常困難,甚至是不可能的,因此可進行適當?shù)暮喕Ｒ话銇碚f,因模型帶來的誤差要比有限元計算方法本身的誤差大得多。所以,結構有限元計算的準確性在很大程度上取決于計算模型的準確性。為了較準確地計算出連桿的應力情況,本文的連桿計算模型只對連桿大頭做了簡化處理:包括將連桿大頭看成一個整體,不考慮連桿螺栓,去掉了連桿大頭的加強筋。將建好的模型導入ANSYS10.0中，進行修復和修改。5.1.3網(wǎng)格的劃分在網(wǎng)格劃分之前，需要定義單元屬性，包括單元類型、實常數(shù)和材料模型等。這些屬性對有限元分析來說，非常重要，不僅影響到網(wǎng)格劃分，而且最關鍵的是，對求解的精度影響極大。對于操作過程，只簡述一個，其余具體操作不再贅述。=1\*GB2⑴定義單元類型選擇主菜單中【Preprocessor】→【Add/Edit/Delete】→【ElementType】,然后如圖5-2所示，選擇【Solid】→【10node92】→【OK】圖5-2定義單元類型=2\*GB2⑵定義實常數(shù)=3\*GB2⑶定義材料模型=4\*GB2⑷賦予單元屬性有限元分析的基礎是單元，所以，在有限元分析之前必須將實物模型劃分為等效節(jié)點和單元。在ANSYS單元庫中有100多種不同類型的單元,不同的單元類型決定單元的自由度、代表不同的分析領域、單元是屬于二維空間還是三維空間等特性。由于連桿形狀較為復雜，在滿足計算精度要求的情況下，為了讓結點數(shù)量盡量少，本論文對整個連桿采用能較好模擬物體形狀的自由三維四面體Solid92劃分自由網(wǎng)格，連桿有限元網(wǎng)格如圖5-3所示：圖5-3連桿有限元網(wǎng)格圖5.2計算工況的選擇和計算條件的處理在內燃機工作時，連桿作復雜的平面運動，它受到的力是周期變化的。本軟件模擬最惡劣的工況進行計算，即把連桿的受力狀態(tài)固定在工況最惡劣的瞬時，化為在靜力作用下的應力分析問題來處理。在連桿的兩個側面并無外力作用，連桿的長度又遠大于厚度，因此，本軟件把連桿的應力分析問題簡化為變厚度的應力問題來處理。為了計算方便，計算時把連桿與大頭和大頭蓋作為整體處理。5.2.1連桿載荷連桿工作時承受復雜周期變化外力。最危險的工況是受最大拉力和最大壓力工況。根據(jù)連桿設計計算的經(jīng)驗可知，連桿的最大壓力出現(xiàn)在燃燒膨脹行程上止點后20°，此壓力通過活塞銷作用在連桿小頭內側下部與活塞銷相接觸的圓柱面上。最大拉力則發(fā)生在排氣行程終了的上止點，此拉力通過活塞銷作用在連桿小頭內側上部與活塞銷相接觸的圓柱面上。這兩個力沿接觸面圓柱面周向按余弦規(guī)律分布。如圖5-4所示：圖5-4連桿受力簡化模型左圖中為連桿小頭與活塞的接觸角，一般可取120°，沿連桿厚度方向近似均勻分布。其分布規(guī)律為：—為最大徑向力集度（），—為任意點處的徑向力集度（）。5.2.2連桿載荷的計算已知：活塞組質量連桿小頭質量連桿大頭質量最大爆發(fā)壓力曲柄銷半徑連桿長度主機轉速則曲軸角速度曲柄連桿比（1）最大受拉工況：取進氣開始時刻的最大慣性載荷作為連桿的最大受拉工況，此時連桿小頭受到的是活塞組M1的最大往復慣性力：連桿大頭則是承受活塞組和連桿小頭往復慣性力及連桿大頭產(chǎn)生的回轉慣性力：式中，，分別為活塞組、連桿小頭和連桿大頭的慣性力。小頭內孔表面120°范圍內的面積為：大頭內孔表面120°范圍內的面積為：連桿小頭受到的是活塞組M1的最大往復慣性力，這個力在小頭內孔表面120°范圍內的面積上產(chǎn)生的壓力為：連桿大頭則是承受活塞組和連桿小頭往復慣性力及連桿大頭產(chǎn)生的回轉慣性力，這個力在大頭內孔表面120°范圍內的面積上產(chǎn)生的壓力為：（2）最大受壓工況：已知氣缸內最大爆發(fā)壓力為：氣缸內氣體最大爆發(fā)壓力的一瞬間，此時連桿承受最大壓力以及活塞組和連桿體本身的慣性力。這時連桿小頭載荷為：這個力在小頭內孔表面120°范圍內面積上產(chǎn)生的壓力為：連桿大頭上的載荷為：這個力在大頭內孔表面120°范圍內的面積上產(chǎn)生的壓力為：5.2.3連桿邊界條件的處理對于連桿大頭邊界條件的處理，假定曲柄銷當作剛體固定，連桿受壓工況，在連桿大頭內側上部120°圓柱面上施加徑向約束。連桿受拉工況，則在連桿大頭內側下部120°圓柱面上施加徑向約束。為了保證計算模型滿足實際情況，在連桿寬度方向中剖面上施加對稱約束,這樣整個連桿的約束就完全了，沒有其它剛體位移。所以，連桿大頭、小頭上的拉伸、壓縮載荷均按120°范圍內成余弦規(guī)律分布，在處載荷最大，在處載荷為零。慣性力均勻作用于模型中所有節(jié)點上。連桿模型邊界條件如圖5-5和圖5-6所示：分析時，要在ANSYS界面的輸入窗口中輸入的計算程序式為：*get,nmax,node,,num,max*get,nmin,node,,num,min*dim,t1,array,nmax,1,1*do,k,nmin,nmax*if,nsel(k),eq,1,thenc=(ny(k)-180)/180*3.14fn=abs(45.93*cos(3*c/2))t1(k)=fn*elset1(k)=0*endif*enddosffun,pres,t1(1)sf,all,pres,0對于連桿拉壓工況不同角度位置的的輸入時要改變上列程序c=(ny(k)-180)/180*3.14中的角度，大頭下端120度面受力情況分析時計算式為：c=(ny(k)120)/240*3.14。對于其它位置，依次類推。圖5-5連桿受拉工況下的應力分布圖5-6連桿受壓工況下的應力分布假定曲柄銷當作剛體固定，連桿受拉工況，在連桿大頭內側上部120度圓柱面上施加徑向約束，并在大頭端面一側上施加除徑向外的其余兩方向上的約束。連桿受壓工況，在連桿大頭內側下部120°圓柱面上施加徑向約束，并在大頭端面一側上施加除徑向外的其余兩方向上的約束。為了保證計算模型滿足實際情況，在連桿寬度方向中剖面上施加對稱約束，這樣，整個連桿的約束就完全了。5.3連桿應力分析運用ANSYS10.0對連桿進行應力分析，如圖5-7和圖5-8所示：圖5-7連桿拉伸工況下的變形圖5-8連桿壓縮工況下的變形經(jīng)ANSYS中進行計算后，連桿在拉伸、壓縮工況下的應力分布圖如上所示。從圖中可以看出：在最大受拉工況下，連桿小頭的最大應力峰值出現(xiàn)在下頭頂部油孔附近、小頭兩邊中心處，桿身部分的最大應力峰值出現(xiàn)在小頭與桿身過渡處；最小主應力峰值出現(xiàn)在內孔底部。在最大受壓工況下，連桿小頭的最大主應力峰值出現(xiàn)在小頭底部；最小主應力峰值出現(xiàn)在頂部；桿身處的最大應力峰值出現(xiàn)在與小頭連接處，尤其是一些小角處，應力集中比較明顯。在最大受拉工況下，連桿大頭最大主應力峰值出現(xiàn)在連桿下螺栓凸臺的過渡處和內圓孔頂部。在最大受壓工況下，連桿大頭最大主應力峰值分別出現(xiàn)在大頭內孔底部中心、大頭和桿身過渡處，另外出現(xiàn)應力峰值的部位還有內孔與端面的邊界處。由拉壓變形可以看到明顯的一點就是，桿身受力很小，導致大端被壓變形較大，這說明桿身的尺寸過大，強度太高導致。5.4連桿安全系數(shù)計算連桿承受拉、壓載荷作用而產(chǎn)生拉壓交變循環(huán)應力，連桿拉壓疲勞安全系數(shù)按下式計算：式中——材料在對稱循環(huán)下的抗拉壓疲勞極限，=取取——對稱循環(huán)情況下材料的抗彎曲疲勞強度——材料的強度極限取=800則——應力幅——平均應力——考慮表面加工情況的工藝系數(shù)，其值取0.75；——為角系數(shù)，表示平均應力對脈動部分的影響，，其值取0.2代入計算得，連桿安全系數(shù)：考慮到動載荷，連桿軸承磨損，連桿加工誤差以及連桿工作中由于偏斜引起的壓力沿軸分布不均勻及活塞卡缸可能行等造成的影響，一般推薦連桿疲勞安全系數(shù)在1.5到2.5的范圍之內，而大多推薦在2.0以上，所以本方案在許用范圍之內。通過前面的分析和計算可知，所設計的連桿的疲勞安全系數(shù)為2.0006，對于發(fā)動機關鍵零件的要求為：在制造工藝穩(wěn)定的情況下，其安全系數(shù)應大于1.5，因此本論文設計的連桿的疲勞強度達到了設計要求。5.5本章小結本章內容是本課題的核心部分，也是前三章所要的結果，所以本章的內容十分重要，另外，本章是本課題最難的一個部分，涉及到有限元分析軟件ANSYS的運用。本章的主要內容是利用ANSYS軟件進行連桿的前處理過程，包括實體建模、定義材料屬性、定義單元類型、定義單元實常數(shù)和網(wǎng)格劃分；求解過程，包括施加載荷、邊界條件和進行求解計算；后處理過程，包括結果的觀察、分析和檢驗。經(jīng)過這三個環(huán)節(jié)，就完成了基于ANSYS的連桿強度分析。本章內容分析出了連桿拉壓作用下的應力分布，計算出了疲勞安全系數(shù)為2.37,從而證明自已設計的連桿符合要求。第六章全文總結與論文主要成果6.1全文總結本文主要設計了某船艇用柴油機的連桿，并運用UGNX3.0對所設計出來的連桿進行建模，然后在此模型的基礎上將連桿導入ANSYS10.0，進行柴油機連桿的有限元分析，最后計算出疲勞極限，從