【正文】 以過(guò)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(shí)溫度升高過(guò)盈增大小頭斷面中的應(yīng)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(jiàn)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(guò)渡處產(chǎn)生疲勞破壞故必須進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算 圖 41 連桿小頭主要結(jié)果尺寸 1襯套過(guò)盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力 計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)過(guò)盈配合的圓筒則在兩零件的配合表面由于壓入過(guò)盈及受熱膨脹小頭所受的徑向壓力為 41式中襯套壓入時(shí)的過(guò)盈 一般青銅襯套取 其中工作后小頭溫升約 連桿材料的線膨脹系數(shù)對(duì)于鋼 襯套材料的線膨脹系數(shù)對(duì)于青銅 連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)可取 連桿材料的彈性模數(shù)鋼 襯套材料的彈性模數(shù)青銅 計(jì)算 由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力可按厚壁筒公式計(jì)算 外表面應(yīng)力 42 內(nèi)表面應(yīng)力 43 的允許值一般為校核合格 2 連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 連桿小頭的應(yīng)力變化為非對(duì)稱(chēng)循環(huán)最小安全系數(shù)在桿身到連桿小頭的過(guò)渡處的外表面上為 44 式中材料在對(duì)稱(chēng)循環(huán)下的拉壓疲勞極限 合金鋼取 材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)的敏感系數(shù)取 02 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 工藝系數(shù)取 05 則 連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)一般約在范圍之內(nèi) 3 連桿小頭的剛度計(jì)算 當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷(xiāo)時(shí)必須計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣 性力而引起的直徑變形其經(jīng)驗(yàn)公式為 45 式中連桿小頭直徑變形量 連桿小頭的平均直徑 連桿小頭斷面積的慣性矩 則 對(duì)于一般發(fā)動(dòng)機(jī)此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為則校核合格 連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算 1 連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) 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 為氣缸直徑 截面高度取 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(guò)渡處用足夠大的圓角半徑 2 連桿桿身的強(qiáng)度校核 連桿 桿身在不對(duì)稱(chēng)的交變循環(huán)載荷下工作它受到位于計(jì)算斷面以上做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量的慣性力的拉伸在爆發(fā)行程則受燃?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮為了計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)必須現(xiàn)求出計(jì)算斷面的最大拉伸壓縮應(yīng)力 1 最大拉伸應(yīng)力 由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為 46 式中連桿桿身的斷面面積汽油機(jī)為活塞投影面積取則 2 桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)最大壓縮力為 47 連桿承受最大壓縮力時(shí)桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為連桿兩端為鉸支長(zhǎng)度為在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)長(zhǎng)度為因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為 48 式中系數(shù)對(duì)于常用鋼材取 將式 48 改為 49 連桿系數(shù) 同 理 在 垂 直 于 擺 動(dòng) 平 面 內(nèi) 的 合 成 應(yīng) 力 為 410 將式 410 改成 411 式中連桿系數(shù) 則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為 和的許用值為 所以校核合格 3 連桿桿身的安全系數(shù) 連桿桿身所受的是非對(duì)稱(chēng)的交變循環(huán)載荷把或看作循環(huán)中的最大應(yīng)力看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力即可求得桿身的疲勞安全系數(shù) 循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力在連桿擺動(dòng)平面為 412 413 在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為 413 414 連 桿 桿 身 的 安 全 系 數(shù) 為 415 式中材料在對(duì)稱(chēng)循環(huán)下的拉壓疲勞極限合金鋼取 材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)的敏感系數(shù)取 02工藝系數(shù)取 045則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為 在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為 桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內(nèi)校核合格 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度剛 度計(jì)算 1 連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸 連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷(xiāo)直徑長(zhǎng)度連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑其中在在曲軸設(shè)計(jì)中確定則大頭寬度軸瓦厚度取大頭孔直徑連桿大頭與連桿蓋的分開(kāi)面采用平切口大頭凸臺(tái)高度取取為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性連桿螺栓孔間距離取一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于 2毫米取 3毫米螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過(guò)渡采用盡可能大的圓角 2 連桿大頭的強(qiáng)度校核 假設(shè)通過(guò)螺栓的緊固連接把大頭與大頭蓋近似視為一個(gè)整體彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上固定角為通常取作用力通過(guò)曲柄銷(xiāo)作用在大頭蓋上按余弦規(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 連桿蓋的最大載荷是在進(jìn)氣沖程開(kāi)始的計(jì)算得 作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得 416 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為 417 作用于大頭蓋中間斷面的 41 式中大頭蓋及軸瓦的慣性矩 大頭蓋及軸瓦的斷面面積 在中間斷面的應(yīng)力為 418 式中大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù) 計(jì)算 一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為則校核合格 42 連桿螺栓的設(shè)計(jì) 連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力 根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑根據(jù)統(tǒng)計(jì)取 發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用預(yù)緊力和最大拉伸載荷預(yù)緊力由兩部分組成一是保證連桿軸瓦過(guò)盈度所必須具有的預(yù)緊力二是保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開(kāi)所必須具有的預(yù)緊力 連桿上的螺栓數(shù)目為 2 則每個(gè)螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和 即 419 軸瓦過(guò)盈量 所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力由實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)可得一般為取30 由于發(fā)動(dòng)機(jī)可能超速也可能發(fā)生活塞拉缸應(yīng)較理論計(jì)算值大些一般取取 連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算 連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性但預(yù)緊力過(guò)大則可能引起材料超出屈服極限則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度滿(mǎn)足 420 式中螺栓最小截面積螺栓的總預(yù)緊力安全系數(shù)取 17 材料的屈服極限一般在 800 以上那么 則校核合格 43 本章小結(jié) 本章在設(shè)計(jì)連桿的過(guò)程中首先分析了連桿 的工作情況設(shè)計(jì)要求并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧先缓蠓謩e確定了連桿小頭連桿桿身連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核使其滿(mǎn)足實(shí)際加工的要求最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓并行檢驗(yàn)校核 第章 曲軸的設(shè)計(jì) 51 曲軸的結(jié)構(gòu)型式和材料的選擇 曲軸的工作條件和設(shè)計(jì)要求 曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力往復(fù)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的使曲軸既扭轉(zhuǎn)又彎曲產(chǎn)生疲勞應(yīng)力狀態(tài) 由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動(dòng)而產(chǎn)生附加應(yīng)力再加上曲軸形狀復(fù)雜結(jié)構(gòu)變化急劇產(chǎn)生的嚴(yán)重的應(yīng)力集中特別在曲柄至軸頸的圓角過(guò)渡區(qū)潤(rùn)滑油孔 附近以及加工粗糙的部位應(yīng)力集中現(xiàn)象尤為突出所以在設(shè)計(jì)曲軸時(shí)要使它具有足夠的疲勞強(qiáng)度盡量減小應(yīng)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(huì)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(zhuǎn)剛度不足則可能在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)應(yīng)保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉(zhuǎn)剛度 此外曲軸主軸頸與曲柄銷(xiāo)時(shí)再高比壓下進(jìn)行高速轉(zhuǎn)動(dòng)的因而還會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損所以設(shè)計(jì)曲軸時(shí)要使其各摩擦表面耐磨各軸頸應(yīng)具有足夠的承壓面積同時(shí)給予盡可能好的工作條件 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 曲軸的設(shè)計(jì) 從總體結(jié)構(gòu)上選擇整體式它具有工作可靠質(zhì)量輕的特點(diǎn)而且剛度和強(qiáng)度較高加工表面也比較少為了提高曲軸的彎曲剛度和強(qiáng)度采用全支撐半平衡結(jié)構(gòu)即四個(gè)曲拐每個(gè)曲拐的兩端都有一個(gè)主軸頸如圖 51 所示 圖 51 曲軸的結(jié)構(gòu)型式 曲軸的材料 在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和加工工藝正確合理的條件下主要是材料強(qiáng)度決定著曲軸的體積重量和壽命作為曲軸的材料除了應(yīng)具有優(yōu)良的機(jī)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(shí)也要使曲軸的加工容易和造價(jià)低廉在保證曲軸有足夠強(qiáng)度的前提下盡可能采用一般材料以鑄代鍛以鐵代鋼高強(qiáng)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(jī)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(fù)雜的合理的結(jié)構(gòu)形狀使其應(yīng)力分布均勻金屬材料更有效地利用加上球鐵材料對(duì)斷面缺口的敏感性小使得球鐵曲軸的實(shí)際彎曲疲勞強(qiáng)度與正火中碳鋼相近 該發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸采用球墨鑄鐵鑄造而成 52 曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì) 曲柄銷(xiāo)的直徑和長(zhǎng)度 在考慮曲軸軸頸的粗細(xì)時(shí)首先是確定曲柄銷(xiāo)的直徑在現(xiàn)代發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)中一般趨向于采用較大的值以降低曲柄銷(xiāo)比壓提高連桿軸承工作的可靠性提高曲軸的剛度但是曲柄銷(xiāo)加粗伴隨著連桿大頭加大使不平衡旋轉(zhuǎn) 質(zhì)量的離心力增大隨曲軸及軸承的工作帶來(lái)不利對(duì)于汽油機(jī)為氣缸直徑已知 80985 則曲柄銷(xiāo)直徑取為 060 4780 曲柄銷(xiāo)的長(zhǎng)度是在選定的基礎(chǔ)上考慮的從增加曲軸的剛性和保證軸承的工作能力出發(fā)應(yīng)使控制在一定范圍內(nèi)同時(shí)注意曲拐各部分尺寸協(xié)調(diào)根據(jù)統(tǒng)計(jì) 取 059 28 軸頸的尺寸最后可以根據(jù)承壓面的投影面積與活塞投影面積之比來(lái)校核此比值據(jù)統(tǒng)計(jì)在范圍內(nèi)而且汽油機(jī)偏下限 則長(zhǎng)度取值合適 主軸頸的直徑和長(zhǎng)度為了最大限度地增加曲軸的剛度適當(dāng)?shù)丶哟种鬏S頸這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度從而提高曲軸剛度其次加粗主軸頸后可以 相對(duì)縮短其長(zhǎng)度從而給加厚曲柄提高其強(qiáng)度提供可能從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點(diǎn)建議取取 113 54 由于主軸承的負(fù)荷比連桿軸承輕主軸頸的長(zhǎng)度一般比曲柄銷(xiāo)的長(zhǎng)度短這樣取 031 2511 曲柄 曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸葘挾纫允骨S有足夠的剛度和強(qiáng)度為提高曲柄的抗彎能力適當(dāng)增加曲柄的厚度曲柄的形狀采用橢圓形為了能最大限度地減輕曲軸的重量并減小曲柄相對(duì)于主軸頸中心的不平衡旋轉(zhuǎn)質(zhì)量將曲柄上肩部多余的金屬削去根據(jù)統(tǒng)計(jì)曲柄的寬度取厚度取 曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷(xiāo)凸肩的厚度根據(jù)曲軸加工工藝決定全加工曲軸的只有 051 取 1 曲柄銷(xiāo)和主軸頸至曲柄臂凸肩的過(guò)渡圓角對(duì)應(yīng)力集中程度影響最大加大圓角半徑可使圓角應(yīng)力峰值降低故宜取大至少不 取 3 平衡重 對(duì)四拐曲軸來(lái)說(shuō)作用在第 12拐和第 34拐上的離心慣性力互成力偶這兩個(gè)力偶大小相等方向相反所以從整體上講是平衡的但是這兩個(gè)力偶卻還是作用在曲袖上了曲軸這兩個(gè)對(duì)稱(chēng)力偶的作用下可能發(fā)生彎曲變形由于曲軸是安裝在機(jī)體的主軸承中的所以曲軸發(fā)生彎曲變形時(shí)上述力偶就將也部分地作用在機(jī)體上使機(jī)體承受附加彎曲力偶的作用尤其是在此情況下主軸承的工作條件也要變壞安裝平衡重改善曲軸本身和機(jī)體的受力情 況尤其改善了主軸承的工作條件 設(shè)計(jì)時(shí)平衡重對(duì)主軸承工作情況的影響是利用主軸頸載荷圖來(lái)進(jìn)行估算的沒(méi)有平衡重時(shí)由于離心慣性力的影響主軸頸表面所受載荷的分布可能很不均勻一部分軸頸表面所受載荷很大但另一部分軸頸表面卻完全不承受載荷通過(guò)安裝平衡重可以抵消一部分離心慣性力從而使軸頸表面的載荷分布比較均勻些與此同時(shí)軸頸和軸承表面的平均載荷也可以相應(yīng)下降它意味著軸頸的磨損也可以比較均勻而不是集中磨一處防止因偏磨而很決失圓損壞 設(shè)計(jì)平衡重時(shí)應(yīng)盡可能使平衡重的重心遠(yuǎn)離曲軸旋轉(zhuǎn)中心即用較輕的重量達(dá)到較好的效果以便盡可能減輕曲軸重 量平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和連桿大頭能通過(guò)為限度將平衡重與曲軸鑄成一體時(shí)加工較簡(jiǎn)單并且工作可靠 油孔的位置和尺寸 為保證曲軸軸承工作可靠對(duì)它們必需有充分的潤(rùn)滑曲軸中油道的尺寸和布置直接影響它的強(qiáng)度和剛度同時(shí)也影響軸承工作的可靠性 潤(rùn)滑油一般從機(jī)體上的主油道通過(guò)主軸承的上軸瓦引入從主軸頸向曲柄銷(xiāo)供油采用斜油道主軸頸上的油孔入口應(yīng)保證向曲柄銷(xiāo)供油足夠充分曲柄銷(xiāo)上油孔的出口應(yīng)設(shè)在負(fù)荷較低區(qū)用以提高向曲柄銷(xiāo)的供油能力曲柄銷(xiāo)油孔選擇在曲拐平面運(yùn)轉(zhuǎn)前方的范圍內(nèi)由于油道位于曲拐平面內(nèi)油道出口處應(yīng)力集中 現(xiàn)象嚴(yán)重當(dāng)油道中心線與軸頸中心線的夾角時(shí)最大應(yīng)力增加很快因此油孔設(shè)在小于處 油道的孔徑一般在左右取為 4 曲軸兩端的結(jié)構(gòu) 曲軸上帶動(dòng)輔助系統(tǒng)的正時(shí)齒輪和皮帶輪一般裝在曲軸的前端因?yàn)榻Y(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單維修方便發(fā)動(dòng)機(jī)的配氣機(jī)構(gòu)也是由曲軸