1、西安科技大學(xué)車輛工程系畢業(yè)設(shè)計(jì)論文目錄1緒論1.1柴油機(jī)在國民經(jīng)濟(jì)中的的作用21.2小型柴油機(jī)的發(fā)展?fàn)顩r及趨勢42運(yùn)動學(xué)分析及受力分析2.1連桿的工作情況及受力分析72.2連桿的運(yùn)動學(xué)分析122.3連桿材料和結(jié)構(gòu)的選定153連桿的基本設(shè)計(jì)3.1連桿主要比例及長度的確定163.2連桿小頭的設(shè)計(jì)183.3連桿身的設(shè)計(jì)203.4兩桿大頭的設(shè)計(jì)214連桿的強(qiáng)度校核4.1連桿小頭的校核234.2連桿身的校核274.3:連桿大頭的校核295連桿螺栓的設(shè)計(jì)及校核5.1連桿螺栓的預(yù)緊力315.2連桿螺栓的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)335.3連桿螺栓的強(qiáng)度校核356結(jié)論6.1桿組的損壞形式及改進(jìn)措施366.2連桿的強(qiáng)化工藝386

2、.3栓疲勞強(qiáng)度的措施391緒論1.1 柴油機(jī)在國民經(jīng)濟(jì)中的作用內(nèi)燃機(jī)行業(yè)是我國機(jī)械工業(yè)中的一個(gè)十分重要的行業(yè)，對國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展起著至關(guān)重要的作用。內(nèi)燃機(jī)是汽車、農(nóng)業(yè)機(jī)械、工程機(jī)械、船舶、內(nèi)燃機(jī)車、地質(zhì)和石油鉆機(jī)、軍用、通用機(jī)械、移動和備用電站等裝備的主要配套動力。“十五”期間，內(nèi)燃機(jī)行業(yè)將進(jìn)入重大結(jié)構(gòu)調(diào)整和發(fā)展時(shí)期。內(nèi)燃機(jī)行業(yè)將適應(yīng)市場需要，加快技術(shù)創(chuàng)新步伐，為汽車、農(nóng)機(jī)、工程機(jī)械等重點(diǎn)工業(yè)。農(nóng)業(yè)和交通領(lǐng)域的發(fā)展提供更多的高效、節(jié)能、低污染和高質(zhì)量的新一代內(nèi)燃機(jī)。同時(shí)，隨著我國改革開放步伐的加快和加入WTO內(nèi)燃機(jī)行業(yè)將面臨更激烈的市場競爭，也將迎來新的發(fā)展機(jī)遇。據(jù)1999年不完全統(tǒng)計(jì)，我國內(nèi)燃

3、機(jī)行業(yè)生產(chǎn)企業(yè)844家，生產(chǎn)的產(chǎn)品有280個(gè)以上基本型。全行業(yè)共有76萬名職工，1999年共生產(chǎn)內(nèi)燃機(jī)1820萬臺，2.28億kV，全年工業(yè)總產(chǎn)值775億元，銷售收入761億元，出口創(chuàng)匯3.26億美元。1999年，我國內(nèi)燃機(jī)總產(chǎn)量中，柴油機(jī)881.9萬臺，占總產(chǎn)量的48%;汽油機(jī)938.5萬臺，占總產(chǎn)量的52%;還有極少量的氣體發(fā)動機(jī)。改革開放以后，內(nèi)燃機(jī)行業(yè)對產(chǎn)品結(jié)構(gòu)和企業(yè)結(jié)構(gòu)進(jìn)行了一些調(diào)整，取得了很大的成績。在產(chǎn)品方面，通過自行開發(fā)和引進(jìn)國外先進(jìn)技術(shù)，發(fā)展了360多個(gè)系列品種的新產(chǎn)品，有了一批可供汽車、農(nóng)用運(yùn)輸車、拖拉機(jī)、船舶等產(chǎn)品選擇配套的較好機(jī)型。企業(yè)由生產(chǎn)單一品種向多品種、系列化轉(zhuǎn)變

4、；在科技方面，高新技術(shù)在內(nèi)燃機(jī)產(chǎn)品中開始取得較廣泛的應(yīng)用。我國已能自行開發(fā)研制中小功率內(nèi)燃機(jī)，直噴燃燒系統(tǒng)得到推廣應(yīng)用，增壓和增壓中冷技術(shù)的應(yīng)用取得突破和發(fā)展，內(nèi)燃機(jī)強(qiáng)化程度有所提高，車用發(fā)動機(jī)已采用電控技術(shù)和多氣門結(jié)構(gòu)、尤其轎車用電噴汽油機(jī)已成為主流產(chǎn)品；在企業(yè)組織結(jié)構(gòu)方面，已出現(xiàn)了幾家市場占有率較高、有一定市場競爭能力和發(fā)展勢頭的大型企業(yè)或企業(yè)集團(tuán)，一些產(chǎn)品的產(chǎn)量已向名牌企業(yè)集中。通過股份制改造和建立現(xiàn)代企業(yè)制度，企業(yè)內(nèi)部結(jié)構(gòu)趨向合理，經(jīng)濟(jì)運(yùn)行質(zhì)量得到提高。內(nèi)燃機(jī)行業(yè)要以市場為導(dǎo)向，以改革為動力，以結(jié)構(gòu)調(diào)整為重點(diǎn)，以提高經(jīng)濟(jì)效益為中心，重點(diǎn)支持一批有較強(qiáng)競爭能力的大型企業(yè)集團(tuán)和重點(diǎn)骨干企業(yè)

5、，堅(jiān)持科技興業(yè)和技術(shù)創(chuàng)新，全面提高以企業(yè)為中心的技術(shù)開發(fā)能力及核心競爭力，加快產(chǎn)品升級換代步伐，努力適應(yīng)國內(nèi)外市場需求。為把我國由內(nèi)燃機(jī)生產(chǎn)大國變?yōu)閮?nèi)燃機(jī)生產(chǎn)強(qiáng)國打下堅(jiān)實(shí)基礎(chǔ)，極大地推動我國國民經(jīng)濟(jì)的發(fā)展。內(nèi)燃機(jī)行業(yè)的總量目標(biāo)是：根據(jù)市場分析及我國國民經(jīng)濟(jì)發(fā)展趨勢，預(yù)測“十五”期間內(nèi)燃機(jī)行業(yè)在產(chǎn)值產(chǎn)量方面的年增長率在6%-9%，內(nèi)燃機(jī)商品量達(dá)到2.4億kW工業(yè)總產(chǎn)值1000億元，其中內(nèi)燃機(jī)配附件產(chǎn)值達(dá)到240億元，出口創(chuàng)匯達(dá)到3.5億一4億美元。這些充分證明了內(nèi)燃機(jī)在國民經(jīng)濟(jì)中不可替代的巨大作用，也是我國要成為經(jīng)濟(jì)強(qiáng)國所必須認(rèn)識到的。柴油機(jī)經(jīng)過100多年的發(fā)展，已經(jīng)成為國民經(jīng)濟(jì)中極為重要的原動

6、機(jī)。柴油車與汽油車相比，有兩方面的優(yōu)勢：首先，柴油價(jià)格比汽油低，而柴油車的單位功率油耗量（每千瓦小時(shí)耗油量g/kWh）比汽油車低，因此柴油車的經(jīng)濟(jì)性好。其次，柴油發(fā)動機(jī)沒有尺寸上的限制，可以制造出大功率的發(fā)動機(jī)，如重型貨車用發(fā)動機(jī)。此外柴油車排放的一氧化碳（CO和碳?xì)浠衔铮℉Q很低。隨著全球原油市場價(jià)格的不斷上漲，以及柴油機(jī)技術(shù)的不斷進(jìn)步，曾經(jīng)刮起過一股車市“旋風(fēng)”的柴油車，近來又被提上日程，日益受到消費(fèi)者和國內(nèi)外各大汽車廠商的垂青。柴油發(fā)動機(jī)油耗經(jīng)濟(jì)早已得到業(yè)界公認(rèn)。作為動力的主要來源，柴油的能量密度比汽油高出10%以上。在燃燒過程中，柴油的熱效達(dá)到40%，而等量的汽油熱效最多只能達(dá)到30

7、%。較之汽油發(fā)動機(jī)，柴油車在功率和加速性上雖然略遜一籌，但同時(shí)其瞬間噴油量相對較小，燃油性自然更經(jīng)濟(jì)。自90年代以來，由于排放控制技術(shù)的長足進(jìn)步，柴油機(jī)在車用動力中占據(jù)著越來越重要的地位。在中、重型汽車動力領(lǐng)域，柴油機(jī)保持了其獨(dú)占地位；在輕型車動力領(lǐng)域內(nèi)，柴油機(jī)的應(yīng)用不斷擴(kuò)大；在轎車領(lǐng)域，低油耗、低污染的柴油轎車在歐洲得到迅速發(fā)展。所以隨著能源危機(jī)的日益嚴(yán)峻，環(huán)境指標(biāo)的要求越來越高柴油機(jī)將成為動力的主要來源。1.2小型柴油機(jī)的發(fā)展?fàn)顩r及趨勢小型通用柴油機(jī)按國際慣際，小型系指。<100馬力，通用則泛指為非特定用途，即農(nóng)用、車用、工業(yè)用、船用的各種配套皆考慮，而生產(chǎn)企業(yè)則以多品種，多變型來滿

8、足市場配套的特定需要。我國的小型通用柴油機(jī)從行業(yè)上分別歸屬于中國內(nèi)燃機(jī)工業(yè)協(xié)會的單缸柴油機(jī)及多缸小柴油機(jī)兩個(gè)分會，生產(chǎn)企業(yè)分別有120和70余家，占全國內(nèi)燃機(jī)生產(chǎn)企業(yè)總數(shù)的65%左右2007年生產(chǎn)臺數(shù)為840萬臺和400萬臺，占全國柴油機(jī)生產(chǎn)總量1500萬臺的87%。2007年，我國的小型通用柴油機(jī)配套機(jī)組是： 454萬臺農(nóng)用三輪運(yùn)輸車 248萬臺小型拖拉機(jī) 37萬臺農(nóng)用四輪運(yùn)輸車 30萬臺輕型汽車 3.5萬臺中型拖拉機(jī) 2.5萬臺中型聯(lián)合收割機(jī) 1.5萬臺中等功率工程機(jī)械 30萬臺內(nèi)河湖泊河船用掛漿 30萬臺農(nóng)排及農(nóng)副業(yè)加工 15萬臺小功率工程機(jī)械發(fā)電等機(jī)組配套 115萬臺的單機(jī)或配套出口表

9、1-120022007年中國單缸柴油機(jī)殛配套機(jī)具產(chǎn)量單位：萬臺年份200220032004200520062007單缸柴油機(jī)719750770800812842單機(jī)及機(jī)組出口113.3124150.5165200212小型拖拉機(jī)144.8150169.2151170182農(nóng)用三輪運(yùn)輸車244221.5230256266.3251.1由表1-1羅列的一系列數(shù)據(jù)表明，結(jié)束徘徊、走出谷底是業(yè)內(nèi)焦慮的中心。我國的單缸柴油機(jī)“九五”期間國內(nèi)市場中用于小型拖拉機(jī)和農(nóng)用三輪運(yùn)輸車配套平均為62.5%,單機(jī)出口供應(yīng)量平均為10%，出口的也主要供農(nóng)用，還有8%供農(nóng)排、農(nóng)副產(chǎn)品加工、農(nóng)村船用，因此單缸機(jī)產(chǎn)量中80

10、%以上直接為農(nóng)業(yè)、農(nóng)村、農(nóng)民服務(wù)。我國的多缸小柴油機(jī)也是主要以“三農(nóng)”服務(wù)為主，僅2006年總銷售634699臺中供農(nóng)用四輪運(yùn)輸車配套427075臺、中型拖拉機(jī)36314臺,聯(lián)合收割機(jī)3.3萬臺，三項(xiàng)合計(jì)占總量78.2%。綜上可見，“三農(nóng)”動向關(guān)系到單缸及多缸小柴油機(jī)的發(fā)展，是市場研究的基礎(chǔ)表1-22005年單缸柴油機(jī)銷售主要品種及市場份額型號1100111011051115180175195數(shù)量（臺）19166841253681987562853124542367478564395412占總量%3019.515.413.38.47.46.2我國的單缸柴油機(jī)行業(yè)2007年現(xiàn)狀是：總產(chǎn)量與200

11、6年比同比分別上升0.7及2.4個(gè)百分點(diǎn)。出口量銷量同比增幅17.41%。行業(yè)總量收入從2006年的llg億元下降至91億元，降幅達(dá)22.9%。行業(yè)利稅總額2006年為4.16億元，2007年僅為0.84億元，降幅高達(dá)79.9%,虧損面從30.6%,增至32.3%,總虧損額高達(dá)2億元。現(xiàn)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)仍然是單缸、臥式、水冷機(jī)型的“一統(tǒng)天下”，臥式機(jī)型占總量的98.4%0水冷機(jī)型占93.1%，大于10馬力的產(chǎn)品占總量的71%小型柴油機(jī)的前景：農(nóng)機(jī)是現(xiàn)代農(nóng)業(yè)的基礎(chǔ)，農(nóng)機(jī)化是農(nóng)業(yè)現(xiàn)代化的標(biāo)志。當(dāng)前我國農(nóng)業(yè)勞動量中，農(nóng)機(jī)已承擔(dān)了耕地2/3、播種1/4、收獲1/6。在農(nóng)業(yè)勞動力過剩的前提下，農(nóng)機(jī)具的運(yùn)行成本，

12、加上化肥、農(nóng)藥購置成本的一應(yīng)上漲，另外還有其他負(fù)擔(dān)的上漲，這些因素均將制約農(nóng)機(jī)化發(fā)展。柴油機(jī)工作存在冒煙極限，不允許柴油機(jī)在冒煙極限下工作。對于多缸柴油機(jī)，它的燃油油泵中附帶的調(diào)整系統(tǒng)有油量限制和彈簧校正裝置，能控制循環(huán)最大油量，從而避免了柴油機(jī)在冒煙極限下超負(fù)荷工作。而對于單缸柴油機(jī)，因其結(jié)構(gòu)限制及低成本的考慮，裝用的單體燃油泵中不帶上述裝置，分置的調(diào)整器上也沒有油量限制和扭矩校正，如果單缸機(jī)不裝限油器，或限油器質(zhì)量低劣，當(dāng)柴油機(jī)已達(dá)到標(biāo)定工況工作時(shí)，隨著荷的增加，不斷增加循環(huán)供油量，柴油機(jī)將超負(fù)荷工作。當(dāng)負(fù)荷增加至“冒煙極限”時(shí)，再加大循環(huán)供油量。則柴油機(jī)就吐出滾滾的濃煙，并導(dǎo)致活塞、燃燒

13、室積炭，內(nèi)燃機(jī)過熱，造成機(jī)器“短命”和對環(huán)境的嚴(yán)重?fù)p害。現(xiàn)代的國外單缸柴油機(jī)都有限油裝置，它提供了限油及起動加濃的基本工能，從而保證了柴油機(jī)動力性，經(jīng)濟(jì)性、環(huán)保性基本要求，也確定了制造者和使用者的合法權(quán)益和責(zé)任界面。從國家拖拉機(jī)質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心20012002年對小型拖拉機(jī)配套的單缸柴油機(jī)檢查結(jié)果來看，裝有油量限制器的單缸柴油機(jī)環(huán)保指標(biāo)的合格率仍然較低。2運(yùn)動學(xué)分析及受力分析2.1連桿的工作情況及受力分析連桿是柴油機(jī)的主要運(yùn)動部件之一，連桿組由連桿，連桿襯套，連桿螺栓及連桿軸瓦等零件組成，它把活塞的直線往復(fù)運(yùn)動轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，并在曲軸和活塞之間傳遞作用力，對外輸出轉(zhuǎn)矩驅(qū)動汽車車輪轉(zhuǎn)動。曲

14、柄連桿機(jī)構(gòu)的動力分析是柴油機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ)，它是分析曲柄連稈機(jī)構(gòu)中力的作用情況，并從中找出影響柴油機(jī)曲軸的輸出扭矩、曲軸旋轉(zhuǎn)的均勻程度和動力不平衡的根本原因，從而確定改善柴油機(jī)動力性能的措施。動力分析還為柴油機(jī)主要零件的強(qiáng)度、剛度、磨損、振動和軸承負(fù)荷等計(jì)算提供必要的數(shù)據(jù)。運(yùn)轉(zhuǎn)著的柴油機(jī)，其曲柄連桿機(jī)構(gòu)中作用著氣體對活塞的壓力、往復(fù)或旋轉(zhuǎn)運(yùn)動質(zhì)量的自重和慣性力、外部載荷對柴油機(jī)的反作用力、摩擦副間的摩擦阻力等。在動力分析中，不甘及自重和摩擦阻力，主要是分析氣體壓力和慣性力（活塞組作往復(fù)運(yùn)動產(chǎn)生的慣性力、曲軸的不平衡質(zhì)量作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動產(chǎn)生的慣性力和連桿擺動產(chǎn)生的慣性力）在曲柄連桿機(jī)構(gòu)中的作用情況。連

15、桿的工作情況連桿小頭與活塞銷連接，同活塞一起作往復(fù)運(yùn)動；連桿大頭與曲柄銷連接，同曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動，因此在發(fā)動機(jī)工作時(shí)連桿做復(fù)雜的平面運(yùn)動。連桿組主要受拉伸，壓縮和彎曲等交變負(fù)荷。最大壓縮載荷出現(xiàn)在做功行程上止點(diǎn)附近，最大拉伸載荷出現(xiàn)在進(jìn)氣行程上止點(diǎn)附近。在壓縮載荷和連桿組做平面運(yùn)動時(shí)產(chǎn)生的橫向慣性力的共同作用下，連桿組可能發(fā)生彎曲變形。根據(jù)連桿組的工作條件，連桿組應(yīng)具有足夠的抗疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度，質(zhì)量應(yīng)盡可能小若強(qiáng)度不足，連桿螺栓，連桿蓋甚至連桿體都可能斷裂。若剛度不夠，則可能因?yàn)檫B桿大頭變形而使螺栓彎曲；由于大頭孔失圓而使連桿軸承的潤滑遭到破壞；由于桿身彎曲而造成活塞與氣缸壁，連桿軸承與曲

16、柄銷偏磨，氣缸漏氣和竄機(jī)油等弊端。連桿的受力分析1沿氣缸中心線的作用力(2-1)(2-2)PPgPjPgPgFp(pgPg)Fp式中Pg往復(fù)慣性力Pj氣體壓力Pg單位活塞面積上的氣體壓力kgf/cm2pg從示功圖上量得的氣體壓力kgf/cm2p曲軸箱內(nèi)的氣體壓力kgf/cm2(2-3)(2-4)(2-3)(2-4)Pjmjmjmpmca式中活塞加速度；mj往復(fù)部分的質(zhì)量；mp集中在活塞銷中心質(zhì)量；mca換算到連桿小頭的質(zhì)量；mp集中在活塞銷中心質(zhì)量；mca換算到連桿小頭的質(zhì)量。1）Pg的求法：在壓縮行程中Pg=Pg（壓縮始點(diǎn)）在膨脹行程中Pg=Pb（膨脹終點(diǎn)）2）pg的求法：a.四沖程柴油機(jī)和

17、帶掃氣泵的二沖程柴油機(jī)，Pg=1kgf/cm2b.曲軸箱換氣的二沖程柴油機(jī)Pg取自曲軸箱內(nèi)的氣體壓力示功圖計(jì)算得：mj1.72kgPj=6298kgf/cm21)Pg(0.951)Fp1)Pg(0.951)Fp3.75N所以：P=6295kgf/cm2或P=6484kgf/cm2分解和傳遞式中式中PnPnPtgPcrPcr沿著連桿中心線的作用力Pcr-Pcos(2-5)(2-6)(2-7)巳RPra式中式中Pt作用在曲柄銷中心的切向力Ptsin()cos(2-8)Pra作用在曲柄銷中心的法向力PPc°s()racos(2-9).規(guī)定（圖2-2）PgPj朝曲軸旋轉(zhuǎn)中心為正;Pcr壓縮連

18、桿為正;Pn對曲軸中心產(chǎn)生的力矩方向與曲軸旋轉(zhuǎn)方向相反為正;Pt順著曲軸轉(zhuǎn)向的為正；Pra超想曲軸旋轉(zhuǎn)中心的為正;圖2-1作用在曲柄連桿圖2-2作用在曲柄上力和機(jī)構(gòu)中力分解和傳遞力矩的作用方向和符號所以：曲軸不同角度下對應(yīng)的各個(gè)力的具體比值見下表表1-1P，Per，Pra的比值0Pn/PtgPer/PCOSPa/PCO1)001800.00001.00001.00001.00001803605175r024600030.99409983185355:101700490001297619933190350115165073100279470984819534520160P096800479066

19、9728200340:251551199007285569570205335130150142301017949937121033035145P1637013372529134215325:40140P184101686477884022032045135203302045634850422531550130r2210024147358121230310:55125237102773793767823530560120I251603122822717824030065115246003431833661924529570110P2745037008416000250290:7510528280

20、392014353192552858010028870409110745802602808595P2924041920413784265275902936042229362702.2連桿的運(yùn)動學(xué)分析221活塞的運(yùn)動學(xué)1.活塞的位移：活塞的位移由上止點(diǎn)開始計(jì)量X(LR)RcosX(LR)RcosIcos(2-10)(2-11)推導(dǎo)得RX(1cos)-(1cos2)(2-12)又LsinRsinXmax119mm2活塞的速度2活塞的速度、,dxdd、VR(sinsin)dtdtdtdRcosdddtLcosdt且dt將位移對時(shí)間求導(dǎo)(2-13)sin()所以VR知cossin()所以VR知cos7

21、2VmaxR.1213.7ms3活塞的加速度：對式（2-13）求導(dǎo)dvdtdvdtR(cosddtsin.d1d、srsin石co畝(2-14)整理得jR嚴(yán)s(cos)Rcos2Lcos3當(dāng)00時(shí)jmaxR2(1)3662ms24活塞的平均速度：CSnm亠基8ms305.連桿的角位移：arcsinfsin)（2-15）擺角速度:dt6連桿的加速度:將式2-17整理得:當(dāng)9002700達(dá)極值Lmaxcoscos900270°時(shí)1800時(shí)(1cos(2-16)(12sin2max(112)1.01rad6Lmax63raddldtsinLRcosdtcossin(2cos(2-17)(1

22、2)sin飛(2-18)2.2sin2(12)214897rads曲柄連桿機(jī)構(gòu)的質(zhì)量換算：1連桿組的質(zhì)量換算連桿組包括連桿體，連桿蓋，連桿襯套，連桿軸瓦,連桿螺釘及油管等。lI連桿各個(gè)零件重心到連桿組重心的距離;I1）換算原則a質(zhì)量不變，即mcimc；i1ib.中心位置不變，即mcih0；I1Ic.轉(zhuǎn)動慣量不變，即mcili2Ic；I1式中I連桿組的零件序號；mc連桿組的重量；mci連桿組各個(gè)零件的換算質(zhì)量;Ic連桿組繞其重心的轉(zhuǎn)動慣量圖2-3連桿組的雙質(zhì)量代替系統(tǒng)2）雙質(zhì)量代替系統(tǒng)換算三原則在雙質(zhì)量代替系統(tǒng)中的應(yīng)用:mcamcbmcEca1amcalmcblb0mcbb1(2-19)由上式可

23、得式中mca(mcb)式中mca(mcb)mcamcbMcmclbamc(2-20)集中在連桿小（大）頭的連桿換算質(zhì)量;la（lb）連桿重心到連桿小（大）頭中心的距離;Mc修正的連桿力矩捷爾斯基公式la08(0.001nmax)20.31(0.001nmax)20.5(2-20)nmac柴油機(jī)最高轉(zhuǎn)速。從而得：*0.79la=158mm1b=42mm1查得45鋼密度為：7.85gcm2所以計(jì)算估計(jì)連桿的質(zhì)量為：1000g2.3連桿材料和結(jié)構(gòu)的選定連桿既是傳力構(gòu)件，又是運(yùn)動件，因此，不能單靠加大連桿的尺寸來提高其承載能力。必須從材料選用、構(gòu)形設(shè)計(jì)、熱處理及表面強(qiáng)化等方面采取措施，來解決連桿尺寸、

24、重量和強(qiáng)度、剛度之間的矛盾。為此在連桿設(shè)計(jì)過程中，應(yīng)廣泛采用實(shí)驗(yàn)應(yīng)力分折，針對連桿的應(yīng)力分布決定連桿構(gòu)形，使材料合理利用，滿足連桿既輕巧，又耐用的要求。231對連桿組的要求：1）結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊，可靠耐用。2）在保證具有足夠強(qiáng)度和剛度的前提下，盡可能減輕重量，以降低慣性力。3）盡量縮短比度，以降低發(fā)動機(jī)的總體尺寸和總重量。4）大小頭軸承工作可靠，耐磨性好。5）連桿螺栓疲勞強(qiáng)度高，連接可靠。6）易于制造，成本低。連桿材料的選定：45鋼鍛造而成。連桿結(jié)構(gòu)的確定：1大頭選擇平切口優(yōu)點(diǎn)：連桿易于加工，連桿螺栓不受剪切力，在小型柴油機(jī)上應(yīng)用廣泛。缺點(diǎn)：大頭橫向尺寸較大，曲柄銷直徑加大受限制，在桿身與大

25、頭圓弧過渡區(qū)需制成螺栓頭的支撐面，對該處強(qiáng)度有影響。3連桿的基本設(shè)計(jì)3.1連桿長度及主要比例的確定連桿的長度I（即連桿大小頭孔中心距）與結(jié)構(gòu)參數(shù)Rl（R為曲柄半徑）有關(guān)。連桿長度越短，即越大，則可降低發(fā)動機(jī)高度，減輕運(yùn)動件重量和整機(jī)重量，對高速化有利，但大使二級往復(fù)慣性力及氣缸側(cè)壓力增大，并增加曲軸平平衡塊和活塞，氣缸套相碰的可能性。所以連桿長度I和的數(shù)值具體參考下圖可得。機(jī)加ARH一骰祂iff矗j®機(jī)力Ifll-A-1宜判心MVb1即VU13.7時(shí)/S>1X4一L-1中速扯伽cn1U£U«Zr143/,0.230*2E-4.a小1.9表3-1的一般范圍選取

26、0.28I200mmJtmm)30C0rpmn列式柴迫機(jī)違樸圖3-1高速柴油機(jī)的連桿長度血1.25D1C0.601直0.65上1.23d1DdD1D1查柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊表8-1可得：0.75IDddM0.125H0.300.645DH0.19H上式中各符號見下圖圖3-2連桿的主要尺寸3.2 連桿小頭的設(shè)計(jì)321小頭結(jié)構(gòu)形式選擇如下圖:圖3-3連桿小頭的結(jié)構(gòu)形式此種結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)簡單，制造方便，材料能充分利用，在小型柴油機(jī)撒和那個(gè)廣泛應(yīng)用322小頭結(jié)構(gòu)尺寸小頭主要尺寸為連桿襯套內(nèi)徑d和小頭寬度bi，bi取決于活塞銷座間隔b與連桿小頭的端面間隙i，即bibi。這些尺寸在活塞組設(shè)計(jì)時(shí)已基本上確定，這里需要校

27、核一下小頭軸承的比壓，可按下式計(jì)算:Pzdb1式中R最高燃?xì)庾饔昧Γ琍zPzD2;4d襯套內(nèi)徑；bi襯套支承長度。所以易求得q=525kgf.cm2而q的許用值與材料潤滑條件等因素有關(guān)，其值一般如下:高速柴油機(jī)青銅襯套630kgfcm2強(qiáng)化柴油機(jī)800kgfcm2所以選擇青銅襯套小頭比壓合格連桿小頭主要尺寸比例范圍大致如下：d=(0.280.42)D;=(0.040.08)d;bl=(0.91.2)d;d2=(1.21.4)di.初步選定如下：d=30mm=2.25mmb1=30mmd2=42mmb=35mmdi=34.5mm連桿襯套1襯套與小頭孔的配合襯套與小頭孔為過盈配合常用jejdjbj

28、c等青銅襯套與活塞的配合間隙大致在(0.00040.0015)的范圍內(nèi)所以選2襯套的潤滑方式在小頭上方開有集油孔靠曲軸箱中飛濺的油霧經(jīng)進(jìn)潤滑，潤滑油的均勻分布可通過襯套上開布油槽來達(dá)到。3. 襯套材料錫青銅ZQsn5-5-5.3.3連桿桿身的設(shè)計(jì)高速柴油機(jī)連桿桿身廣泛采用工字形截面。工字型截面的長軸y-y處于連桿的擺動平面內(nèi)，使連桿身截面對垂直于連桿擺動平面的x軸的慣性矩jx大于對位于擺動平面的y軸的慣性矩Jx，一般Jx(23)Jy,這樣符合連桿身的實(shí)際受力情況，并有利于桿身向大,小頭過度。某些連桿桿身寬度較小，而地板與筋板的過渡圓角較大，這雖然犧牲了垂直于擺動平面的剛度，但可延長鍛模壽命，鍛

29、件毛坯尺寸較準(zhǔn)確，重量較輕。批量小而尺寸大的工字型桿身也可以自由鍛造在經(jīng)機(jī)械加工而成。工字型截面桿身尺寸參閱柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊表8-1選取。多數(shù)連桿桿身高度H變化，而寬H度B不變，統(tǒng)計(jì)表明，max1.041.25。HminI連桿桿身的最大拉應(yīng)力一般發(fā)生在桿身與大小頭圓角過渡處，最大壓應(yīng)力發(fā)生在桿身中部。選取范圍如下d=(0.250.35)D;d0=(0.20.5)d.所以圖3-4連桿的截面形式H=30mmB=19mm槽厚t=6mm3.4連桿大頭的設(shè)計(jì)341大頭的選型圖3-4連桿大頭的結(jié)構(gòu)形式大頭選擇平切口優(yōu)點(diǎn)：連桿易于加工，連桿螺栓不受剪切力，在小型柴油機(jī)上應(yīng)用廣泛。缺點(diǎn)：大頭橫向尺寸較大，曲柄銷

30、直徑加大受限制，在桿身與大頭圓弧過渡區(qū)需制成螺栓頭的支撐面，對該處強(qiáng)度有影響。大頭尺寸連桿大頭尺寸主要取決于曲柄銷直徑D2,長度L2及連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑dM,D2,L2,等尺寸，由曲軸和軸承設(shè)計(jì)決定，dM,則根據(jù)強(qiáng)度校核要求設(shè)計(jì)（見第五章。）1. 為使活塞連桿組能從氣缸中裝拆，要求大頭的最大橫向尺寸小于氣缸直徑。2. 連桿大頭螺栓孔中心線應(yīng)盡量靠近軸瓦，連桿螺栓中心孔距一般為11,（1.21.3）D1。螺孔外側(cè)厚度不小于24mm。3. 連桿大頭高度比,（比），H2,對大頭的剛度影響較大，其一般范圍如下：平切口連桿比（0.410.58）D,;斜切口連桿Hi（0.190.24）Di；平切口

31、和斜切口連桿H2（0.410.58）D1.選取H=27mm=60mmb2=39mmb=35mm11=74mmb=35mm11=74mm=0.25mm343大頭的定位方式圖3-5連桿大頭的定位方式螺栓定位用連桿螺栓定位帶定位，以防止連桿體和連桿蓋安裝時(shí)錯(cuò)位，連桿螺栓不承受剪切力作用常用于平切口連桿的定位方式。344連桿大頭強(qiáng)度的增強(qiáng)方式1連桿蓋上設(shè)各種加強(qiáng)筋如圖3-62螺栓頭支撐面或螺母支撐面要用圓弧過渡，避免加工尖角，可采用鍛造圓角或圓弧沉割來減少應(yīng)力集中，但必須提高圓弧沉割處的光潔度。圖3-6加強(qiáng)肋4連桿強(qiáng)度的校核4.1連桿小頭的校核由襯套過盈配合及受熱膨脹產(chǎn)生的應(yīng)力由于襯套過盈配合及受熱膨

32、脹產(chǎn)生的徑向均布力(4-1)P=222kgf/cm2d2diudid(iU22u,d2d1d1dd-EE式中襯套壓配過盈量；t襯套和小頭膨脹不一致產(chǎn)生的過盈量，t=(a-a')tdi；a連桿材料線膨脹系數(shù)，1.010510C;襯套線膨脹系數(shù)，1.01051°C;t連桿工作時(shí)溫升，約100-130°C；u泊桑比u=0.3;E連桿材料的彈性模量，對于鋼E2.2106kgfcm2;E襯套材料的彈性模量，對于青銅E2.2106kgf.cm2;d襯套內(nèi)徑;d1小頭內(nèi)徑；d2小頭外徑。由p引起的小頭應(yīng)力內(nèi)表面:外表面：內(nèi)表面:外表面：2d2d2d122Pd2d12d12d；d1

33、2796.5kgfcm24.1.2 有慣性力拉伸引起的小頭應(yīng)力：當(dāng)=0的截面上M。Pjmaxr(0.00033c0.0297)N°=Pjmaxc)(4-2)(4-3)900c0時(shí)M2M0N°r(1sinQ0.5Pjmax"sinccosQN2N0cosC0.5Pjmax(sinccosc)易知1200且內(nèi)表面最大應(yīng)力發(fā)生在900處，外表面發(fā)生在式中所以PjmaxG2R(1)484.6kgfcm2gG換算到活塞小頭的質(zhì)量M。1200時(shí)外表面最大應(yīng)力式中Pjmax6.75kgfcmN0230.7kgfcmm2n2133.14kgfcm140kgfcm6rhh)KN2活

34、塞組的最大慣性力,小頭平均半徑,固定角,h小頭壁厚,bi小頭寬度;Pjmax*b1h1545kgfcm2R(1）；di;J40c90arccosd2d1h12考慮襯套過盈配合影響的系數(shù),F小頭截面積,F(d2F襯套截面積,F(d1Hr2EF；EFEF；di)bi；d)b；(4-7)4.1.3 .有最大壓力pc引起的應(yīng)力1zPcPz-4Pjmax(4-4)計(jì)算得：Pc5515.4kgf取最高爆發(fā)壓力Pz80kgf當(dāng)900c0時(shí)：M2=M0N°r(1cosc)Pcrf(c)(4-5)N2=Pc*f(c)+N0cosc(4-6)式中f(c、sin)2sin1cosMoN0可由柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊

35、圖8-36查得M°=14N°=17.4所以m265.7kgfN086.9kgfac'2M6rhh(2rh)kn22b1h.小頭的安全系數(shù)式中iz材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限;應(yīng)力幅;平均應(yīng)力;考慮表面加工情況的工藝系數(shù)，取=1；角系數(shù),1材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限;0材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限。因?yàn)橛?jì)算得應(yīng)力幅平均應(yīng)力n>1.5（合格）2(aj1(ajacac)=594.3kgfcm22a)=747kgf.cm24.1.5.小頭橫向直徑減小量!Pjmaxdm(0900)2106EJ(4-8)式中dm小頭平均直徑;小頭截面慣性矩,bh.12所以易求得J

36、=0.028cm41=0.00133（合格）4.2連桿桿身的強(qiáng)度校核4.2.1.桿身計(jì)算力最大拉伸力Pj=G2R(1)=553kgf.cm2g式中G,G分別為活塞組重量和位于計(jì)算截面上那一部分連桿重量最大壓應(yīng)力2PC=PzDPj=5514.4kgfcm24422.桿身中間截面I-I處的應(yīng)力和安全系數(shù)p.1.由片引起的拉應(yīng)力.-=178kgfcm22由PC壓縮和縱彎曲引起的合應(yīng)力在擺動平面內(nèi)PC=1979kgfcm2在垂直于擺動平面Pl-CPC=1963kgf.cm2F4Jy式中F桿身中間截面積；C系數(shù)，對于各種鋼材C=0.00020.0005;E材料彈性極限;Jx桿身中間截面對其垂直于擺動平面

37、的軸線慣(4-9)(4-10)(4-11)(4-12)(4-13)性矩，13312BH(Bt)h；Jy桿身中間截面對其位于擺動平面的軸線慣性矩133JY(Hh)B3ht3。12計(jì)算得JX=3.3Jy=0.613.應(yīng)力幅a和平均應(yīng)力在擺動平面內(nèi)ax=1079kgf.cm2mx=900kgfcm2在垂直于擺動平面ay=1071kgfcm2ay=893kgfcm24.安全系數(shù)nx=1.7axmyny1z=1.7(4-14)(4-15)(4-16)(4-17)(4-18)(4-19)aymy因?yàn)榘踩禂?shù)均在1.53.0之間所以合格在桿身最小截面H-H處的應(yīng)力和安全系數(shù)拉應(yīng)力213kgfcm2(4-20

38、)min壓應(yīng)力PjPzFmin234kgf.cm2(4-21)由上式4-12和4-13可求得：12357kgf.cm2所以在擺動平面22281kgf.cm2a1285kgf.cm2m1072kgf.cm2圖4-1桿身計(jì)算簡圖同上可求得nx=1.57ny=1.55因?yàn)榇税踩禂?shù)也在1.53.0之間所以安全4.3連桿大頭強(qiáng)度的校核大頭計(jì)算簡化如下：蓋與大頭作為一個(gè)整體，外在壓力為余弦分布，軸瓦與大頭變形一致，大頭為等截面，計(jì)算簡圖如下：圖4-2連桿大頭計(jì)算簡圖431連桿大頭受慣性力拉伸負(fù)荷PjmaxPjmax(1G2G2g2r(4-22)式中G，G，G2，G3分別為活塞組重量，連桿組往復(fù)部分，連桿

39、組旋轉(zhuǎn)部分及連桿大頭蓋的重量。計(jì)算得：Pjmax=753kgf.cm2連桿蓋中央截面DD上的應(yīng)力為：Pjmax0.02310.4(4-23)Z(1J)J,J連桿蓋和軸瓦中央截面的慣性矩;F,F連桿蓋和軸瓦的中央截面積；Z連桿蓋計(jì)算截面積的抗彎斷面系數(shù)又知JJiFi=1.36cm4124=0.0046cmycFiyi=0.51mmYmax1.5yc0.99mmZ=1.37ymax所以=261kgfcm2Ymax1.5yc0.99mmZ=1.37ymax所以=261kgfcm2432.連桿大頭橫向直徑減小值30.0024Pjmaxl1E(JJ)計(jì)算得1=0.0024(4-24)所以在選取軸承時(shí)使軸

40、承間隙的一半小于1即可圖4-3連桿蓋大頭截面圖4-3連桿蓋大頭截面5連桿螺栓的設(shè)計(jì)5.1連桿螺栓的預(yù)緊力連桿螺栓主要承受由預(yù)緊力引起的拉伸和扭轉(zhuǎn)靜負(fù)荷，以及活塞連桿組慣性力拉伸變動載荷,其受力和變形如下圖：圖中圖5-1連桿螺栓的受力和變形Po螺栓預(yù)緊力；Pi保證軸瓦過盈所必須的壓緊力;P2保證連桿大頭不分離所必需的壓緊力;P2連桿大頭的參與壓應(yīng)力;P作用在螺栓上的總拉力;PjlPjl每個(gè)螺栓有慣性力引起的工作負(fù)荷,PlP，jmax?iPjmax活塞連桿組往復(fù)慣性力及連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量（不包括大頭蓋）慣性力之和的最大值;I螺栓數(shù)目；大頭剖分面和桿身中心線的夾角;P工作負(fù)荷傳遞到螺栓上的基本負(fù)荷部分，P

41、Pjl;P工作負(fù)荷傳遞到大頭上的負(fù)荷部分，p(1)Pjl;螺栓在預(yù)緊力P1作用下的伸長量;1在壓緊力Pl作用下軸瓦的縮短量;2在壓緊力P2大頭的縮短量；在工作負(fù)荷Pjl作用下螺栓的伸長量5.1.1.預(yù)緊力的決定連桿螺栓預(yù)緊力不足或過大都會導(dǎo)致螺栓斷裂，因此此預(yù)緊力必須合理選擇并在裝配式嚴(yán)加控制。預(yù)緊力應(yīng)保證在工作負(fù)荷的作用下，大頭剖分面保持緊密接觸，比且不引起螺栓的塑性變形，可按下范圍選取：對于厚壁軸瓦Po=(2.53)Pjl(5-1)選取Po=1017kgfcm2Po'minPo'min校核螺栓材料是否屈服，應(yīng)滿足(5-2)式中Fmin螺栓最小截面積；s材料的屈服極限；n安全

42、系數(shù)，可取n=1.52.0。5.1.2. 預(yù)緊力的控制對于普通的連桿螺母，可用下列公式計(jì)算其擰緊力矩：裝配螺母時(shí)表面無潤滑M0.2p°dM(kgfm)(5-3)摩擦表面光滑且有潤滑M0.15P0dM(kgfm)(5-4)所以可得M=36612kgfm或M=27459kgfm5.2連桿螺栓的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)521.結(jié)構(gòu)尺寸般范圍如下:連桿螺栓直徑參考柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊表8-1選取dM的0.110.140.090.0950.110.140.090.095D兩個(gè)螺栓四個(gè)螺栓因此選取dM=18mm5.2.2. 材料連桿螺栓用40Cr,HRC3038,螺母用45鋼5.2.3. 技術(shù)條件1連桿螺栓端面對螺紋

43、的紋跳動0.05;2連桿螺紋鍍銅處理；桿身的圓度公差為正負(fù)0.09;3. 桿身的粗糙度為7;螺紋的粗糙度為6;4. 螺栓桿身過渡圓弧半徑為8mm;螺栓桿身的同軸度為0.05;5. 螺紋用滾扎法制成；整個(gè)螺栓經(jīng)發(fā)藍(lán)，磁性探傷處理。5.2連桿螺栓強(qiáng)度的校核應(yīng)力的計(jì)算1.桿部maxP2=887kgf:cmF0minP=547kgf.cm2F02.螺紋部分maxP2=628kgfcmF1minP=407kgf.cm2(5-5)(5-6)(5-7)(5-8)522.應(yīng)力幅和平均應(yīng)力的計(jì)算1.桿部2.螺紋部分maxmina2maxminm2maxmina2maxminm2157kgfcm2731kgf：c

44、m2111kgf.cm2518kgf.cm2.安全系數(shù)的計(jì)算1屬于第一區(qū)域的應(yīng)力循環(huán)1zKaam3.6螺紋部分1zK3.92.屬于第二區(qū)域的應(yīng)力循環(huán)桿部nKS2，am螺紋部分ns2.4Kam以上所有式中P，Po分別為螺栓所受的總拉力和預(yù)緊力；Fo,F1分別為螺栓最小截面積和螺紋根部截面積；工藝尺寸系數(shù)，？；尺寸系數(shù)；表面加工情況系數(shù)；2角系數(shù)，210；0因?yàn)檫B桿螺栓的強(qiáng)度條件是n>2所以所設(shè)計(jì)的螺栓強(qiáng)度合格6結(jié)論6.1連桿組的損壞形式及改進(jìn)措施連桿的主要損壞形式及改進(jìn)措施列于表6-1中圖6-1連桿的損壞部位表6-1連桿的主要損壞形式及改進(jìn)措施序號損壞部位損壞形式損壞原因改進(jìn)措施1連桿局部

45、應(yīng)力過高區(qū)及應(yīng)力集中區(qū)（見圖6-1）斷裂1.強(qiáng)度不夠，應(yīng)力過大；2剛度不足變形過大；3.過渡圓角太小；4油孔等處光潔度不夠；5.材料缺陷或熱處理不當(dāng)1.改進(jìn)構(gòu)型設(shè)計(jì)，降低危險(xiǎn)，點(diǎn)應(yīng)力；2.適當(dāng)加大過渡圓角，消除應(yīng)力集中；3.提高表面光潔度；4.選用強(qiáng)度高的材料；5.消除材料缺陷，善熱處理工藝2鋸齒定位齒根裂1. 齒形設(shè)計(jì)不當(dāng)；2. 加工精度差，齒面不能緊密貼合；螺栓預(yù)緊力不當(dāng)1.改進(jìn)齒形設(shè)計(jì)；2.提高齒形加工精度；3.齒面配對研磨保證緊密貼合；4.合理選擇螺栓與盡力序號損壞部位損壞形式損壞原因改進(jìn)措施3連桿大頭內(nèi)表面磨蝕軸瓦過盈度不夠，引起軸瓦松動1. 選擇合適過盈度；2.大頭2. 孔內(nèi)表面噴

46、丸3.在軸瓦3. 背上鍍一層銅或4小頭襯套過度磨損合1小頭軸瓦潤滑咬.不良；2小頭縱3.向變形較大連桿彎曲1.小頭軸承潤滑；2.增加小頭剛度，如用橢圓環(huán)小頭5連桿軸瓦偏磨，過度磨損，咬死1.大頭孔變形較大；2連桿蓋與連桿體錯(cuò)位；3桿身彎曲；4油孔位置不當(dāng)1. 改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，提咼大頭2. 和桿身剛度；2.將軸承最小油膜區(qū)從負(fù)荷作用最大區(qū)移到剛度最大的區(qū)域；3. 改進(jìn)大頭蓋疋位6連桿螺栓折斷1預(yù)緊力不足或過大2應(yīng)力集中，局部應(yīng)力過大；3因支撐面不平，大頭剛度不夠等原因引起螺栓的附加彎曲應(yīng)力過大1. 選擇合適的預(yù)緊力；2.提2. 高螺栓疲勞強(qiáng)度3.選用較好的材料；4.減小螺栓的彎曲應(yīng)力7主副連桿的副連桿及其襯套偏磨，過度磨損及咬死1副連桿銷比壓過大2.副連桿銷和襯套變形過大；3.間隙過小，潤滑不良1.加大副連桿銷直徑或浮式，支承式；2.控制變形在許可范圍內(nèi)；3.改進(jìn)間隙和潤滑方式6.2連桿的強(qiáng)化工藝為了提高連桿的疲勞強(qiáng)度，充分發(fā)揮材料的潛力，可采用下列的強(qiáng)化措施522合理選擇熱處理規(guī)范鍛鋼連桿一般采用調(diào)制處理。通過選擇熱處理規(guī)范可以提高材料的強(qiáng)度。例如材料為45的