畢業(yè)論文定稿-往復泵曲柄連桿機構仿真和設計

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原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763摘 要往復泵（reciprocating pump） 依靠活塞、柱塞或隔膜在泵缸內往復運動使缸內工作容積交替增大和縮小來輸送液體或使之增壓的容積式泵。往復泵按往復元件不同分為活塞泵、柱塞泵和隔膜泵 3 種類型。往復泵主要用于給水，手動活塞泵是一種應用較廣的家庭生活水泵，可作為石油礦場的鉆井泥漿泵、抽油泵。隔膜泵特別適合于輸送有劇毒、放射性、腐蝕性的液體、貴重液體和含有磨礫性固體的液體。隔膜泵和柱塞泵還可當作計量泵使用。本設計對往復式泵（活塞泵）主要分析設計了曲柄連桿機構進行了分析。首先，以運動學和動力學的理論知識為依據(jù)，對曲柄連桿機構的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結果。其次分別對活塞組、連桿組以及曲軸進行詳細的結構設計，并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用三維 CAD 軟件：SolidWorks 建立了曲柄連桿機構各零部件的幾何模型，在此工作的基礎上，利用 SolidWorks 軟件的裝配功能，將曲柄連桿機構的各組成零件裝配成活塞組件、連桿組件和曲軸組件，然后利用SolidWorks 軟件的機構分析模塊，建立曲柄連桿機構的多剛體動力學模型，進行運動學分析和動力學分析模擬，研究了在不考慮外力作用并使曲軸保持勻速轉動的情況下，活塞和連桿的運動規(guī)律以及曲柄連桿機構的運動包絡。仿真結果的分析表明，仿真結果與發(fā)動機的實際工作狀況基本一致，文章介紹的仿真方法為曲柄連桿機構的選型、優(yōu)化設計提供了一種新思路。關鍵詞：曲柄連桿機構；受力分析；仿真建模；運動分析 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載詳細圖紙可扣扣咨詢 414951605 或 1304139763ABSTRACTA reciprocating pump rely on the piston, the piston or diaphragm in the pump-cylinder reciprocating movement so that the working volume in cylinder alternately increase and reduce the displacement pump to transport liquid or pressurized. Reciprocating pump reciprocating components are divided into three types of piston pumps, piston and diaphragm pumps.The main features ，particularly suitable for the transport of highly toxic, radioactive, corrosive liquids, the precious liquid and liquid containing molasse solid. Diaphragm pumps and piston pumps can also be used as a metering pump.The design of the reciprocating pump (piston pump) analysis, design the crank linkage analysis. First of all, the basis of theoretical knowledge of the kinematics and dynamics, detailed analysis of the crank linkage law of motion and force in the movement, and to get a precise analysis of the results. Followed by detailed structural design of the piston group, the link group as well as the crankshaft, and the checking of structural strength and stiffness. Again, the application of three-dimensional CAD software: SolidWorks established geometric model of the crank linkage parts, on the basis of this work, the use of SolidWorks software assembly functions, crank linkage of the constituent parts are assembled into the piston assembly, connecting rod assembly and crankshaft assembly, and then use the institutions of SolidWorks software analysis module, the establishment of multi-body dynamics model of the crank linkage kinematic analysis and dynamic analysis simulation to study without taking into account external force and crank maintain uniform rotation, the law of motion of the piston and connecting rod and crank linkage movement envelope. The simulation results of the analysis show that the simulation results with the actual work of the engine situation is basically the same, the article describes the simulation method for the selection of the crank linkage, to optimize the design of a new idea.Keywords: crank linkage; Stress Analysis; simulation modeling; motion analysis,原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載目 錄摘 要 .IABSTRACT II目 錄 1第 1 章 緒 論 11.1 選題的目的和意義 11.2 往復式真空泵工作原理 111.3 畢業(yè)設計要求及原始數(shù)據(jù)： 21.4 設計研究的主要內容 .3第 2 章 曲柄連桿機構受力分析 42.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇 42.2 曲柄連桿機構運動學 42.1.1 活塞位移 52.1.2 活塞的速度 62.1.3 活塞的加速度 72.2 曲柄連桿機構中的作用力 72.2.1 缸內工質的作用力 72.2.2 機構的慣性力 7原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載2.3 本章小結 12第 3 章 連桿組的設計 123.1 連桿的設計 123.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用 123.1.2 連桿長度的確定 133.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 133.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算 163.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算 193.2 連桿螺栓的設計 213.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力 213.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 213.3 本章小結 22第 4 章 曲軸的設計 234.1 曲軸的結構型式和材料的選擇 234.1.1 曲軸的工作條件和設計要求 234.1.2 曲軸的結構型式 234.1.3 曲軸的材料 234.2 曲軸的主要尺寸的確定和結構細節(jié)設計 244.2.1 曲柄銷的直徑和長度 244.2.2 主軸頸的直徑和長度 244.2.3 曲柄 254.2.4 平衡重 25原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載4.2.5 油孔的位置和尺寸 254.2.6 曲軸兩端的結構 264.2.7 曲軸的止推 264.3 曲軸的疲勞強度校核 274.3.1 作用于單元曲拐上的力和力矩 274.3.2 名義應力的計算 294.4 本章小結 31第 5 章 曲柄連桿機構的實體建模 325.1 曲軸的模型 325.2 連桿的模型 335.3 活塞的模型 34第 6 章機構有限元分析 34結 論 38參考文獻 39致 謝 40原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載1第 1 章 緒 論1.1 選題的目的和意義曲柄連桿機構是往復泵的傳遞運動和動力的機構，通過它外部的動力通過曲軸的旋轉運動轉移到活塞的往復直線運動。因此，曲柄連桿機構是往復泵中主要的受力部件，其工作可靠性就決定了往復泵工作的可靠性。隨著往復泵強化指標的不斷提高，機構的工作條件更加復雜。在多種周期性變化載荷的作用下，如何在設計過程中保證機構具有足夠的疲勞強度和剛度及良好的動靜態(tài)力學特性成為曲柄連桿機構設計的關鍵性問題。通過設計，確定往復泵曲柄連桿機構的總體結構和零部件結構，包括必要的結構尺寸確定、運動學和動力學分析、材料的選取等，以滿足實際生產的需要。在傳統(tǒng)的設計模式中，為了滿足設計的需要須進行大量的數(shù)值計算，同時為了滿足產品的使用性能，須進行強度、剛度、穩(wěn)定性及可靠性等方面的設計和校核計算，同時要滿足校核計算，還需要對曲柄連桿機構進行動力學分析。為了真實全面地了解機構在實際運行工況下的力學特性，本文采用了多體動力學仿真技術，針對機構進行了實時的，高精度的動力學響應分析與計算，因此本研究所采用的高效、實時分析技術對提高分析精度，提高設計水平具有重要意義，而且可以更直觀清晰地了解曲柄連桿機構在運行過程中的受力狀態(tài)，便于進行精確計算。1.2 往復式真空泵工作原理往復式真空泵（簡稱往復泵）又名活塞式真空泵，屬于低真空獲得設備之一。它與旋片式真空泵相比較，它能被制成大抽速的泵；與水環(huán)式真空泵相比，效率稍高。這類泵的主要缺點是結構復雜，體積較大，運轉時振動較大等。其在很多場合可由液環(huán)式真空泵所取代。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載2往復泵的結構和工作原理如圖所示，主要部件有氣缸 1 及在其中做往復直線運動的活塞 2，活塞的驅動是用曲柄連桿機構 3（包括十字頭）來完成的。除上述主要部件外還有排氣閥 4 和吸氣閥 5 等重要部件，以及機座、曲軸箱、動密封和靜密封等輔助部件。運轉時，在電動機的驅動下，通過曲柄連桿機構的作用，使氣缸內的活塞做往復運動。當活塞在氣缸內從左端向右端運動時，由于氣缸的左腔體積不斷增大，氣缸內氣體的密度減小，而形成抽氣過程，此時被抽容器中的氣體經過吸氣閥 5 進入泵體左腔。當活塞達到最右位置時，氣缸左腔內就完全充滿了氣體。接著活塞從右端向左端運動，此時吸氣閥 5 關閉。氣缸內的氣體隨站活塞從右向左運動而逐漸被壓縮，當氣缸內氣體的壓力達到或稍大于一個大氣壓時，排氣閥 4 被打開，將氣體排到大氣中，完成一個工作循環(huán)。當活塞再左向右運動時，又重復前一循環(huán)，如此反復下去，被抽容器內最終達到某一穩(wěn)定的平衡壓力1.3 畢業(yè)設計要求及原始數(shù)據(jù)：往復泵結構復雜，制造工藝難度大。曲軸、連桿、十字頭、介桿、閥箱、與箱體等是關鍵部件。曲軸是整個泵的核心傳動部件。因此對往復泵曲柄連桿機構設計就尤為重要。要求對某特定往復泵的曲柄連桿部分做出合理的設計。原始數(shù)據(jù)已知泵的參數(shù)：缸套直徑 D 101.6mm額定排出壓力 P 34.3MPa額定流量 Q 13.92 /h輸入軸功率 588kW柱塞沖次 n 150 /min 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載31.4 設計研究的主要內容對往復泵運行過程中曲柄連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內容有：（1）對曲柄連桿機構進行運動學和動力學分析，分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零部件進行計算和校核；（2）分析曲柄連桿機構中主要零部件如活塞，曲軸，連桿等的工作條件和設計要求，進行合理選材，確定出主要的結構尺寸，并進行相應的校核，以符合零件實際加工的要求；（3）應用 SolidWorks 軟件對曲柄連桿機構的零件分別建立實體模型，并將其分別組裝成活塞組件，連桿組件，然后定義相應的連接關系，最后裝配成完整的機構。（4）應用 SolidWorks 軟件將零件模型圖轉化為相應的工程圖，并結合使用AutoCAD 軟件，系統(tǒng)地反應工程圖上的各類信息，以便實現(xiàn)對機構的進一步精確設計和檢驗。 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載4第 2 章 曲柄連桿機構受力分析研究曲柄連桿機構的受力，關鍵在于分析曲柄連桿機構中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對曲柄連桿機構的主要零件進行強度、剛度、磨損等方面的分析、計算和設計，以便達到往復泵的設計要求。2.1 曲柄連桿機構的類型及方案選擇往復泵中采用曲柄連桿機構的型式很多，按運動學觀點可分為三類，即:中心曲柄連桿機構、偏心曲柄連桿機構和主副連桿式曲柄連桿機構。1、中心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線通過曲軸的旋轉中心，并垂直于曲柄的回轉軸線。這種型式的曲柄連桿機構往復泵中應用最為廣泛。2、偏心曲柄連桿機構其特點是氣缸中心線垂直于曲軸的回轉中心線，但不通過曲軸的回轉中心，缸體中心線距離曲軸的回轉軸線具有一偏移量 e。這種曲柄連桿機構可以減小膨脹行程中活塞與缸體壁間的最大側壓力，使活塞在行程時作用在氣缸壁兩側的側壓力大小比較均勻。 經過比較，本設計的型式選擇為中心曲柄連桿機構。2.2 曲柄連桿機構運動學中心曲柄連桿機構簡圖如圖 2.1 所示，圖 2.1 中氣缸中心線通過曲軸中心O，OB 為曲柄，AB 為連桿，B 為曲柄銷中心，A 為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度 旋轉時，曲柄 OB 上任意點都以 O 點為圓心做等速旋轉運?動，活塞 A 點沿氣缸中心線做往復運動，連桿 AB 則做復合的平面運動，其大頭 B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。在實際分析中，為使問題簡單化，一般將連桿簡化為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別做旋轉和往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規(guī)律進行單獨研究 [9]。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載5圖 2.1 曲柄連桿機構運動簡圖活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值以及變化規(guī)律對曲柄連桿機構以及發(fā)動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規(guī)律的主要任務就是研究活塞的運動規(guī)律。2.1.1 活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為 ，并按順時針方向旋轉，連桿軸線在其運動平面?內偏離氣缸軸線的角度為 ，如圖 2.1 所示。?當 = 時，活塞銷中心 A 在最上面的位置 A1，此位置稱為上止點。當 =180??0 ?時，A 點在最下面的位置 A2，此位置稱為下止點。?此時活塞的位移 x 為:原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載6x= = =(r+ )A1O?l)cos(??lr?= ]cos1()cos[(????r（2.1）式中： —連桿比。?式（2.1）可進一步簡化，由圖 2.1 可以看出： ??sinilr?即 ??snl又由于 ???22sin1sin1cos??（2.2）將式（2.2）帶入式（2.1）得：x= )]sin1(cos1[2?????r（2.3）式（2.3）是計算活塞位移 x 的精確公式,為便于計算，可將式（2.3）中的根號按牛頓二項式定理展開，得：…???? ????? 6422 sin1si8sin1sin1考慮到 ≤ 1∕3，其二次方以上的數(shù)值很小，可以忽略不計。只保留前兩項，則22sisi?（2.4）將式（2.4）帶入式（2.3）得)sinco1(2?????rx（2.5）2.1.2 活塞的速度 將活塞位移公式（2.1）對時間 t 進行微分，即可求得活塞速度 的精確值為v(2.6)?v )cos2in(si???????rdtaxt將式（2.5）對時間 微分，便可求得活塞速度得近似公式為：21sin2si)2sin(i vrrrv ???????原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載7（2.7）從式（2.7）可以看出，活塞速度可視為由 與 兩部分??sin1rv????2sin)(2rv?簡諧運動所組成。當 或 時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當 時，??0??18 ??90，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。?rv2.1.3 活塞的加速度將式（2.6）對時間 微分，可求得活塞加速度的精確值為：t]cos2in4cs2[o32 ?????????rdtavta（2.8）將式（2.7）對時間 為微分，可求得活塞加速度的近似值為：t21222 coscos)cos( arrra ?????? ?????（2.9）因此，活塞加速度也可以視為兩個簡諧運動加速度之和，即由 與??cos21r兩部分組成。???2cos2ra?2.2 曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣壓力、運動質量的慣性力、摩擦阻力和作用在曲軸上的負載阻力。由于摩擦力的數(shù)值較小且變化規(guī)律很難掌握，受力分析時把摩擦阻力忽略不計。而負載阻力與主動力處于平衡狀態(tài)，無需另外計算，因此主要研究氣壓力和運動質量慣性力變化規(guī)律對機構構件的作用。2.2.1 缸內工質的作用力作用在活塞上的氣體作用力 等于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差與活塞gP頂面積的乘積，即)(4'2pDPg???（2.10）式中： —活塞上的氣體作用力， ；gPN原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載8—缸內絕對壓力， ；pMPa—大氣壓力， ；?—活塞直徑， 。Dm由于活塞直徑是一定的，活塞上的氣體作用力取決于活塞上、下兩面的空間內氣體壓力差 ，一般取 =0.1 ， ,p???PamD985.0?2.2.2 機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現(xiàn)在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統(tǒng)的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產生的慣性力。（1）連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量 用兩個換算質量 和 來代換，并假設是 集中作用在連桿小頭中心處，Lm1m21m并只做往復運動的質量； 是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖 2.2 所示：圖 2.2 連桿質量的換算簡圖為了保證代換后的質量系統(tǒng)與原來的質量系統(tǒng)在力學上等效，必須滿足下列三個原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載9條件：① 連桿總質量不變，即 。21mL??② 連桿重心 的位置不變，即 。G)(1ll?③ 連桿相對重心 G 的轉動慣量 不變，即 。GI GIl??22)(其中， 連桿長度， 為連桿重心 至小頭中心的距離。由條件可得下列換算公l1l式： lmL11???lL12??用平衡力系求合力的索多邊形法求出重心位置 。將連桿分成若干簡單的幾何圖G形，分別計算出各段連桿重量和它的重心位置，再按照索多邊形作圖法，求出整個連桿的重心位置以及折算到連桿大小頭中心的重量 和 ，如圖 2.3 所示：12圖 2.3 索多邊形法 [4]（2）往復直線運動部分的質量 jm活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 表示。質量 與換算到連桿小頭中心的質量 之hh 1m和，稱為往復運動質量 ，即 。j 1j??（3）不平衡回轉質量 rm曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖 2.4 所示： 原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載10圖 2.4 曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為 的連桿軸頸中心處，以 表示，換算質量 為：rkmkmrebg2??式中： —曲拐換算質量， ；kmk—連桿軸頸的質量， ；g—一個曲柄臂的質量， ；b kg—曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離， 。e m質量 與換算到大頭中心的連桿質量 之和稱為不平衡回轉質量 ，即km2 rm2kr??由上述換算方法計算得：往復直線運動部分的質量 =0.583 ，不平衡回轉質量 =0.467 。jmgrkg2、曲柄連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量 和 后，這些質量的慣性力可以jmr從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量 的往復慣性力 和旋轉質量 的旋轉j jPrm慣性力 。rP（1）往復慣性力??????2coscos)2coscs( 22 rrmrrma jjjj ?????原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載11（2.11）式中： —往復運動質量， ；jmkg—連桿比；?—曲柄半徑， ；r—曲柄旋轉角速度， ；?srad/—曲軸轉角。?是沿氣缸中心線方向作用的，公式（2.11）前的負號表示 方向與活塞加速度jP jP的方向相反。a其中曲柄的角速度 為： ?3062n???（2.12）式中： —曲軸轉數(shù)， ；nmin/r已知額定轉數(shù) =5800 ，則 ；7.3058???srad/曲柄半徑 =40.23 ，連桿比 =0.25~0.315，取 =0.27，旋轉慣性力r??2?rmPr?（2.13）79.630.7430672????N3、作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力 和往復慣性力 ，由gPjP于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數(shù)相加，即可求得合力jg???（2.14）計算結果如表 2.4 所示。4、活塞上的總作用力 分解與傳遞?P如圖 2.5 所示，首先，將 分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力 ，和把活K塞壓向氣缸壁的側向力 ，N其中沿連桿的作用力 為：K原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載12?cos1??PK（2.15）而側向力 為：N?tan??PN（2.16）圖 2.5 作用在機構上的力和力矩連桿作用力 的方向規(guī)定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號，K缸壁的側向力 的符號規(guī)定為：當側向力所形成的反扭矩與曲軸旋轉方向相反時，側N向力為正值，反之為負值。當 = 時，根據(jù)正弦定理，可得：??13 ??sinirl?求得 ????48.3192.40arcsnarcil?力 通過連桿作用在曲軸的曲柄臂上，此力也分解成兩個力，即推動曲軸旋轉K的切向力 ，T原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載13即 ???cos)in()sin(?????PKT（2.17）和壓縮曲柄臂的徑向力 ，即Z???cos)()cos(?????PKZ（2.18）規(guī)定力 和曲軸旋轉方向一致為正，力 指向曲軸為正。T2.3 本章小結本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，第 3 章 連桿組的設計3.1 連桿的設計3.1.1 連桿的工作情況、設計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。2、設計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對曲柄連桿機構的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。3、材料的選擇為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，采用精選含碳量的優(yōu)質原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載14中碳結構鋼 45 模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度。3.1.2 連桿長度的確定設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度 它通常是用連桿比l來說明的，通常 0.3125，取 ， ，則lr/??~25.0??27.0??mr3.4。m14923.07.?3.1.3 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計連桿小頭主要結構尺寸如圖 4.1 所示，小頭襯套內徑 和小頭寬度 已在活塞1d1B組設計中確定， ， 。m2d1?m3826B?為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，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 ，~?2.??24.md?小頭外徑 ，取 。d)35.1~2(D1?73407.1D?2、連桿小頭的強度校核以過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，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。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渡處產生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算 [9]。圖 4.1 連桿小頭主要結果尺寸（1）襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為：原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載15MPadDEdDEt ][1][1)(p212????????????（4.1）式中： —襯套壓入時的過盈， ；?m一般青銅襯套 ，取 ，05.~2.d1? m0176.20.8???其中： —工作后小頭溫升,約 ；t C ?—連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ；? )/(1.5C????—襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅 ；? 08??、 —連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取 ；? 3.???—連桿材料的彈性模數(shù)，鋼 [10]；EMPa12.4E5?—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅 ；? ' 0?計算小頭承受的徑向壓力為： ]3.02.4[102.]32.473.0[12.4 .8.6.p 55 5???????? ?）（ 16.74?N由徑向均布力 引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算，外表面應力 63.542.734.0.6Ddp21 ???a? 2/m（4.2）內表面應力 37.12.473.0865.3dp21 ????i 2/N（4.3）的允許值一般為 ，校核合格。i?和a 50~12/mN（2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù)連桿小頭的應力變化為非對稱循環(huán)，最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過渡處的原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載16外表面上為：ma?????1-n（4.4）式中： —材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，1-?（合金鋼），取 ；21- 05.3~??2N/ 21-03??2/mN—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取 =0.2；?? ??—應力幅， ；a 623.547.1??a 2/—平均應力， ；m 87.9??m?mN—工藝系數(shù)， ，取 0.5；??.0~4?則 34.287.95.0631n2????連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在 范圍之內 [4]。5.0~3、連桿小頭的剛度計算當采用浮動式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復慣性力而引起的直徑變形，其經驗公式為:623jmax10)9(P????EId??（4.5）式中： —連桿小頭直徑變形量， ；?—連桿小頭的平均直徑， ；md—連桿小頭斷面積的慣性矩，I 4331 .61254.8.62BI mh???則 m053.043.0.497059652????）（?對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載17為 ，則校核合格。m031.~2.3.1.4 連桿桿身的結構設計與強度計算1、連桿桿身結構的設計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B于 ( 為氣缸直徑)，取 ，截面高度 ，D3.0~26.( mDB87.21.0?H)8.1~5(?取 。mBH851?為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。2、連桿桿身的強度校核連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復運動的質量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力。（1）最大拉伸應力由最大拉伸力引起的拉伸應力為：mjfPax1??（4.6）式中： —連桿桿身的斷面面積， ， 為活塞投影面積，取mf Af)035.~2.(。Df 45.103.2???則最大拉伸應力為： 1.6845.681.091??MPa（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力 時，并可認為maxgp是在上止點，最大壓縮力為：jgcPp??max（4.7） N614.752)68.1059(3.70?連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載18彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為 ；在垂直擺動平面內的彎曲可認為ml149?桿身兩端為固定支點，長度為 ，因此在擺動平面內的l 328.7.2' ?合成應力為：mcxxfPIl)1(2???（4.8）式中： —系數(shù)，對于常用鋼材， ，取 ；c 04.~3.c02.?c—計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩， 。xI 4])2.473.().87.21(.87.21[])([12 3333 ???????htBH；90.454m將式（4.8）改為：mcxfPk1??（4.9）式中 —連桿系數(shù)， ；1k 14.5.902.4150.121 ????mxfIlck則擺動平面內的合成應力為： 3156724.??x?MPa同理，在垂直于擺動平面內的合成應力為：mcyyfIl)41(2??（4.10） ]374.2734.08.2).7308[(12])[(12 33 ????????htBHIy57.394m將式（4.10）改成mcyfPk2??（4.11）原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載19式中： —連桿系數(shù)， 。2k 1.45.7.239410.14122 ?????myfIlck則在垂直于擺動平面內的合成應力為： .5.1672.?y?MPa和 的許用值為 ，所以校核合格。x?y40~25MPa（3）連桿桿身的安全系數(shù)連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把 或 看作循環(huán)中的最大應力，x?y看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。循環(huán)的應力幅 和平均應力 ，在連桿擺動平面為：a?m61.302.8.192????xa MPa（4.12）72.982192?xm a（4.13）在垂直擺動平面內為：34.281.679.21????ya MPa（4.13）45.9621.7.21??ym a（4.14）連桿桿身的安全系數(shù)為：ma?????1-n（4.15）式中： —材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， （合金鋼）1-? 21-105.3~??2N/原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載20，取 ；21-05.???2N/m—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取 =0.2；? ??—工藝系數(shù)， ，取 0.45。??6.0~4???則在連桿擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為： 8.27.9045.613.2n???在垂直擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為： 0.345.962045.381.n????桿身安全系數(shù)許用值在 的范圍內，則校核合格。~5.13.1.5 連桿大頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿大頭的結構設計與主要尺寸連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑 、2D長度 、連桿軸瓦厚度 和連桿螺栓直徑 。其中在 、2B2?md在 曲軸設計中確定， ， ，則D8.47?B73.62?大頭寬度 ，軸瓦厚度 ，取mb73.62?）（ ~5.1，大頭孔直徑 。5.2?d3.02連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度 ，取 ，221)5.~3.0(H?mdH64.25.1?取 ，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距md614?離 ，取 ，一般螺栓孔外側壁厚不小于 2 毫米，2)(CC8.37.2取 3 毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。2、連桿大頭的強度校核假設通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載21承在剛性的連桿體上，固定角為 ， 通常取 ，作用力通過曲柄銷作用在大頭0??40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 。2C連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得： NPrj 48.1739.6281.059max2 ????作用在危險斷面上的彎矩 和法向力 由經驗公式求得：1M1N2.540.0.2.34.7)083.7.(201 ????? ）（?CPMNN 7198)450(85 ????（4.16）由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：IM???1（4.17）作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：AN???1（4.18）式中： ， —大頭蓋及軸瓦的慣性矩， ，I? 4m43323 72.5912.08.6(7.1)( mdCBhI ??????），4332I?‘， —大頭蓋及軸瓦的斷面面積， ，A? m，22 51.82.01.67.hBA????，.3??在中間斷面的應力為：ANWM???（4.18）原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載22式中： —大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，W32 9.146)23.508.(73.6mhB????計算連桿大頭蓋的應力為： 29.6351.87.93.14725.11 ????????ANWIM? MPa一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為 ，則校核合格。0~a3.2 連桿螺栓的設計3.2.1 連桿螺栓的工作負荷與預緊力根據(jù)氣缸直徑 初選連桿螺紋直徑 ，根據(jù)統(tǒng)計 ，取DMdDdM)12.0~(?。mdM09.8.?發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力 和最大拉伸載荷 ，預緊PjP力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預緊力 ；二是保證發(fā)動機1工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力[15]。2P連桿上的螺栓數(shù)目為 2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷 為往復慣性力 和?jPjP旋轉慣性力 在氣缸中心線上的分力之和，r即 NPrjj 01.86321cos79.6381.0592cos ???????? ??（4.19）軸瓦過盈量所必須具有的預緊力 由軸瓦最小應力 ，由實1 MPa~0min?測統(tǒng)計可得 一般為 ，取 30 ，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉1PN65~0缸， 應較理論計算值大些，一般取 ，取2 max28.0~75.jPP??）（。.3475.0max??原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載233.2.2 連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算連桿螺栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足nFPs???mi（4.20）式中： —螺栓最小截面積， ；minF 222min 38.51409.mdM????—螺栓的總預緊力， ；P NP.7.321?—安全系數(shù)， ，取 1.7；0.~5—材料的屈服極限，一般在 800 以上 [16]。s?a那么連桿螺栓的屈服強度為： MP43.258.1307??則校核合格。MPans59.470.18???3.3 本章小結本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當?shù)牟牧希缓蠓謩e確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結構參數(shù)，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗校核。原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載24原版文檔，無刪減，可編輯，歡迎下載25第 4 章 曲軸的設計4.1 曲軸的結構型式和材料的選擇4.1.1 曲軸的工作條件和設計要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態(tài)。由于曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區(qū)、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現(xiàn)象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉剛度不足則可能在工作轉速范圍內產生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉動的，因而還會產生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。4.1.2 曲軸的結構型式曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。為了提高曲軸的彎曲剛度和強度，采用全支撐半平衡結構。4.1.3 曲軸的材料在結構設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優(yōu)良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。以鑄代鍛，以鐵代鋼。高強度球墨鑄鐵的出現(xiàn)為鑄造曲軸的廣泛采用提供了前提。球墨鑄鐵就其機械性能和使用性能而言，比其它多種鑄鐵都要好。球墨鑄鐵曲軸可以鑄成復雜的合理的結構形狀，使其應力分布均勻，金屬材料更有效地利用，加上球鐵材料對斷面缺口的敏感性小，使得球鐵曲軸的實際彎曲疲勞強度與正火中碳鋼相