车辆工程毕业设计论文-4110柴油机连杆设计及有限元分析(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-4110柴油机连杆设计及有限元分析(编辑修改稿)内容摘要：

热处理后具有纤维断面 ,这对受冲击、受交变载荷的连杆特别有用。 7 为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度， 本设计 采用精选 优质中碳结构钢模锻 ，表面喷丸强化处理，提高强度 [4]。 连杆基本参数的确定 根据设计要求确定 4110 柴油机的主要性能参数如表 所示。 表 4110 柴油 机主要性能参数 气缸排列方式 直列四缸 供油方式 多点喷射 排量 /L 缸径 /mm 110 行 程 /mm 125 曲柄半径 连杆长 /mm 195 缸心 距 /mm 135 压缩比 16 额定功率 /kW 70(2400 r/min) 平均有效压力 增压度 30 曲轴角速度  最大爆发压力 10Mpa 活塞组质量 连杆的长短直接影响到柴油机的高度及侧压力的大小 ,较长的连杆能使惯性力增加 ,而同时在侧压力方面的改善却不明显。 因此在柴油机设计时 ,当运动件不与有关零部件相碰时 ,都力求缩短连杆的长度。 连杆长度 L（即连杆大小头孔中心距）与结构参数 lR （ R 为曲柄半径）有关。 连杆长度越短，即  越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高 8 速化有利，但  大，使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸相碰的可能性。 在现代高速内燃机中，连杆长度的下限大约是 l=，即  =1/，上限大约是l=4R。 连杆长度的确定必须与所设计的内燃机整体相适应，连杆设 计完成后应进行零件之间的防碰撞校核，应校核当连杆在最大摆角位置上时是否与气缸套的下缘相碰，以及当活塞在下止点附近位置上时活塞下缘是否与平衡重相碰，它们之间的最小距离都不应小于 2～ 5毫米 [3]。 在机体的设计中，已经根据要求设计出连杆长度为 195mm。 连杆小头的结构设计 小头结构型式 现代内燃机绝大多数采用浮式活塞销，也就是说，在运转过程中活塞的销座中和在连杆的小头中都是能够自由转动的。 本连杆的小头的设计采用薄壁圆环形结构，为了耐磨，在小头孔内还压有耐磨衬套。 优点是构形简单、制造方便， 材料能充分应用，受力时应力分布较均匀。 连杆小头的构造如图 22 所示。 图 22 连杆小头结构型式 连杆衬套 衬套与连杆小头孔为过盈配合，青铜衬套与活塞销的配合间隙  大致在（ ～） d 的范围内，在采用粉末冶金衬套时，由于衬套压入后，内径会缩小，因此配合间隙应适当放大，一般  大致在（ ～ ） d。 在四冲程柴油机中，为减少小头轴承的冲击负荷，间隙应尽量取小些，以不发生咬合为 原则。 在小头上方开有集油孔或集油槽，靠曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑。 润滑油的均匀分布可通过衬套上开布油槽来达到。 9 设计衬套宽度与连杆小头等宽， 衬套的厚度一般为 mm3~2 ， 本设计取。 小头结构尺寸 小头结构尺寸主要是小头衬套内径 d1和宽度 B小头外径 D小头孔直径 d 和润滑方式。 柴油机 B1≈ d1。 根据《柴油机设计手册》图表 国产典型中小功率高速柴油机连杆结构参数表得到以下数据： Dd )~(1  mmDd 取 11 dB mmB 取   d)~(D 1  1 取 连杆杆身的结构设计 杆身结构型式 连杆杆身的截形十分重要 ,它应能在保证强度的前提 下有尽量较轻的重量 ,此外 ,还要有利于该截面形状向大端、小端的过渡 ,因此柴油机连杆杆身常采用工字形截面。 连杆杆身采用工字形截面，其长轴位于连杆摆动平面，这种截面对材料利用得最为合理，这是由于连杆在摆动平面内上下两端的连接相当于铰支，而在垂直连杆摆动平面的方向，其上下两头的连接则相当于两端固定的压杆，故后者稳定性好，允许的失稳临界力大。 若想使连杆在相同载荷作用下，这两个平面内的稳定性相同，则必须 Ix≈4Iy,据统计 Ix=（ 2～ 3） Iy，这使连杆在垂直摆动平面内有较大的抗弯能力。 连杆杆身截面的高 H 一般大约是截面 宽度的 ～ 倍，而 B 大约等于（ ～） D(D 为气缸直径 )。 为了使杆身能与小头和大头圆滑过渡，杆身截面是由上向下逐渐增大的。 杆身的最小截面积与活塞面积之比，对于钢制连杆来说大约是在 1125 30的范围内 [6]。 杆身结构尺寸 根据 《柴油机设计手册》图表 国产典型中小功率高速柴油机连杆结构参数表得到以下数据： 杆身截面宽度 B约 等于 D)~( (D 为气缸直径 )，取 mmDB  ， 截面高度 BH )~( ， 取 mmBH 6 2 。 为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的 10 圆角半径。 连杆大头的结构设计 大头结构型式 连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径 D长度 B连杆轴瓦厚度 δ 2和连杆螺栓直径 dm。 其中 D B2是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压能力，在曲轴设计中确定。 为了结构紧凑，轴瓦厚度 δ 2趋于减薄，因此，本处所谓设计大头设计， 实际上是指确定连杆大头在摆动平面内某些主要尺寸，连杆大头剖分形式，定位方式，及大头盖得结构设计。 连杆大头与连杆盖得分开面大多垂直连杆轴线，称为平切口连杆。 由于平切口连杆的大头具有较大的刚度，轴承孔受力变形小及制造费用低，一般都采用这种结构。 大头结构尺寸 根据《柴油机设计手册》得到以下数据： )~(2 DD  mmDD 取 )~(22 DB  22  DB取 mmb 则大头宽度 mm3~  mm32 取 mmd 则大头孔直径 D）（ ~ m  m  D取 连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度 221 )~( dHH  ，取 mmdH 21  ，取 mmdH 22  ， 为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离 2)~( dC  ，取 mmdC 2  ，一般螺栓孔外侧壁厚不小于 2毫米，取 5毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。 连杆螺栓的设计 根据气缸直径 D 初选连杆螺纹直径 Md ，根据统计 DdM )~( ，取mmDd M 。 11 本章小结 本章在设计连杆的过程中， 是很重要一环，先对连杆进行了运动分析、 受力分析，而后对连杆设计 结构特点进行了简要地分析，并说明了连杆的工作条件和设计要点，还 对连杆的材料性能及特点进行了比较与分析。 之后 分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头 、以及螺栓 的主要结构参数 ，还对 各 个 部件的结构型式进行了分析。 12 第 3 章 连杆的 强度、刚度计算 连杆小头的强度校核 以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。 若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则 随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。 此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。 上述载荷的联合作用可 能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算 ，如图 所示。 图 连杆小头主要结果尺寸 计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为 ： MPaddEdDdDEdd t]dd[1][1)(p212212221221  （ ） 式中 ：  — 衬套压入时的过盈， mm ； 一般青铜衬套 ~ 1  ，取 mm0 3 0 . 0 0 0 8  ， 其中 ： t — 工作后小头温升 ,约 C 150~100  ；  — 连杆材料的线膨胀系数，对于钢 )/1( 5 C  ； 13  — 衬套材料的线膨胀系数，对于青铜 )/1( 5 C  ；  、  — 连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取  ； E — 连杆材料的弹性模数，钢 M P 5 ； E — 衬套材料的弹性模数 ，青铜 M Pa539。  ； 计算 小头承受的径向压力为： ] [ 1] [ 1 p22225222255）（ N 由径向均布力 p 引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算， 外表面应力 ： 2dp 22 2221 2  da 2/mmN （ ） 内表面应力 ： dDp 2222221221  di2/mmN （ ） i和a 的允许值一般为 150~100 2/mmN ，校核合格。 连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为 ： ma  1n （ ） 式中 ： 1 — 材料在对称循环下的拉压疲劳极限 ； 21 ~  2N/mm ，取 21  2/mmN ；  — 材料对应力循环不对称的敏感系数，取  ； a — 应力幅， a2/mmN ； 14 m — 平均应力， 2 0 4 1 m 2/mmN；  — 工艺系数， ~ ，取。 则 2  连杆小头的疲劳强度的安全系数 在制造工况稳定情况下，疲劳强度安全系 数可达到 左右， 一般约在 ~ 范围之内 ，基本符合要求。 连杆小头的刚度计算 当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复 惯性力而引起的直径变形，其经验公式为 : 6233j m a x10 )90(P  EId m  （ ） 式中 ：  — 连杆小头直径变形量， mm ； md — 连杆小头的 平均直径， mm ； I — 连杆小头断面积的惯性矩。 4331 69312 mmh  则 901052 6523  ）（）（ 对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为 ~ ，则校核合格。 连杆杆身的强度校核 连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性 力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。 由最大拉伸力引起的拉伸应力为： mj fP max1  （ ） 15 式中 ： mf — 连杆杆身的断面面积， 柴 油机 Af m )~( ， A 为 活塞投影面积 取 mmDfm 9 5 8 2  。 则 最大拉伸应力为：  MPa 杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力 maxgp 时，并可认为是在上止点，最大压缩力为： jgc PpP  max （ ） N04 17 3)44 76 6( 40 6  连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。 此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为 mml 195 ；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为 mmll 3 39。  ，因此在摆动平面内的合成应力为 ： mcmxx fPfIlc )1( 2 （ ） 式中 ： c — 系数，对于 常用钢材， ~c ，取 c ； xI — 计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩， 4mm ； ]6)633(6 2 [121])([121 3333  htBBHI x  4mm ； 将式（ ）改为： mcx fPk1。