【正文】 0 1 9 7 41111???????????? 一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為 MPa300~150 ，則校核合格。 建立連桿大小頭及桿身 建立新文件 【文件】→【新建】命令，出現(xiàn)【新建】對話框，在對話框中選擇【零件】→【實體】，在【文件名】欄中輸入“ lianganti”，不 實用【缺省模版】，單擊【確定】， 如圖 41所示 。 21 。 ，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，確定后，選擇去材料，如圖 44所示。 23 圖 46 建立螺栓孔 。 。 圖 49 連桿螺栓 體（ a） （ b） （ c） 建立軸瓦及襯套 ，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 410 所示 。2m a x 39。所以 ,有限元計算結果的準確性在很大程度上取決于計算模型的準確性 [8]。 (EX=+11 PRXT= ) (4)點擊 MaterialNew Model... [Define Material ID=4 OK] [Material Model Number1structuralLinearElasticIsotropic]。連桿受壓工況，在連桿小頭內(nèi)側圓柱面上施加徑向約束，并在小頭端面一側上施加除徑向外的其余兩方向上的約束 {10}。 (1)[DOF SolutionTranslation UX Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes 中 選擇 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain 的框中不填 OK][19]，如圖 418 所示。 圖 422 受拉工況下的 X 軸受力分布 (2)[StressXDirection SY Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes 中 選擇 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain 的框中不填 OK]，如圖 423 所示。 查看受力結果： General PostProc Plot Results/Contour Plot/Nodal Solution X 、 Y、 Z 和總壓力 [20]。 ANSYS Main MenuGeneral Postproc Plot ResultsDeformed Shape 選 Def undef edge OK 出現(xiàn)變形 ]，如圖 417所示。 (點選 Smart Size 精度設置在 4～ 6之間 ) (4)[點擊 Set 后：默認對 1號零件劃分網(wǎng)格 Element type number=4 SOLID92；Material number=4]。 (EX=+11 PRXT= ) (2)點擊 MaterialNew Model... [Define Material ID=2 OK] [Material Model Number1structuralLinearElasticIsotropic]。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? 小頭內(nèi)孔表面的面積為： 26 39。 。 圖 48 連桿大頭端蓋 24 建立連桿螺栓 、螺母和墊圈 。 ，使用拉伸命令。 圖 43 連桿大頭 建立小頭油孔 DTM3 面。 DTM1 面，選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入 。 20 第 4 章 連桿三維模型的建立及有限元分析 根據(jù)上一章已經(jīng)設計出來的連桿結構和尺寸，運用 Pro/E 進行三維建模。 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，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為 0? ， 0? 通常取 ?40 ，作用力通過曲柄銷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 2C 。 由最大拉伸力引起的拉伸應力為： mj fP max1 ?? （ ） 15 式中 ： mf — 連桿桿身的斷面面積， 柴 油機 Af m )~(? ， A 為 活塞投影面積 取 mmDfm 9 5 8 2 ??? ? 。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(chǎn)生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算 ，如圖 所示。由于平切口連桿的大頭具有較大的剛度，軸承孔受力變形小及制造費用低，一般都采用這種結構。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。潤滑油的均勻分布可通過襯套上開布油槽來達到。 在機體的設計中，已經(jīng)根據(jù)要求設計出連桿長度為 195mm。 7 為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度， 本設計 采用精選 優(yōu)質(zhì)中碳結構鋼模鍛 ，表面噴丸強化處理，提高強度 [4]。 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(nèi)燃機主要受力運動件之一。連桿體包括連桿小頭、桿 身和連桿大頭的上部。連桿桿身在大、小頭 孔運動的合成下作復雜的擺動。 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。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(diào)質(zhì)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。 轎車柴油發(fā)動機占比例雖然小，但轎車總量大，且柴油機品種在逐步增加，如捷達 SD1 發(fā)動機、寶來 升 TD1 發(fā)動機都是柴油機。一輛 升奔馳 E級柴油車平均耗油為 升，僅相當于國內(nèi)排量 升汽油車的能源消耗。經(jīng)歷多年的市場實踐，國內(nèi)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。此方法已成為工程技術領域不可缺少的的一個強有力的計算分析工具，其在發(fā)動機零部件的設計分析中的應用亦有了很大的進展。在長期使用中，連桿會因活塞的劇 烈推力和曲軸的高速運轉(zhuǎn)等因素，出現(xiàn)彎曲和扭曲現(xiàn)象。 首先，以運動學和動力學的理論知識為依據(jù) ， 對連桿的運動規(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 ， 同時對連桿用材料進行了比較與分析 。 關鍵詞 ： 柴油機 ；連桿； 強度校核； Pro/E； ANSYS 全套圖紙，加 153893706 中文摘要示例 II ABSTRACT Taking 4110 as the reference parameters of the diesel engine, fourcylinder diesel e ngine connecting rod on the design and size were calculated, and linkage to the theory of kinematics and dynamics analysis, and finally the use of Pro / E for the use of threedim ensional modeling ANSYS finite element analysis carried out. First, the theoretical knowledge of kinematics and dynamics based on the movement of connecting rod and the force in motion a detailed analysis of such issues and get accurate results, while the materials were used on the rod parison and analysis. Followed by on the connecting rod, connecting rod shaft and the connecting rod small end and size of stru ctural design calculations, and were checking the structural strength and stiffness. Again, application CAD software: Pro / E software to establish a link of threedimensional geome tric model, based on the work in this, but also on the static on the link under the two special conditions。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。 柴油機是目前產(chǎn)業(yè)化應用的各種動力機械中熱效率最高、能量利用率最好、最節(jié)能的機型。 發(fā)動機連桿的研究是一個很復雜的、很有前景的研究領域，有很多需要完善和提高的地方。而在中國由于各方原因， 20xx 年的乘用車銷量中柴油汽車僅占 ﹪，普較占 ﹪。大眾柴油機向奔馳集團年供 12 萬臺。 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。 設計 研究 的主要 內(nèi)容 對 柴油 機運行過程中 連 桿機構受力分析 進行 深入研究，其主要的研究內(nèi)容有 ： 1. 對連桿 進行運動學和動力學分析， 分析連桿中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對連桿 的主要零 部 件進行強度、剛度等方面的計算和 校核 ，以便 達到設計要求。 這三種力的大小和方向隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化而不斷地變化。作用于活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸 [5]。 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。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。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。柴油機 B1≈ d1。 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 10 圓角半徑。 11 本章小結 本章在設計連桿的過程中， 是很重要一環(huán)，先對連桿進行了運動分析、 受力分析，而后對連桿設計 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，還 對連桿的材料性能及特點進行了比較與分析。 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外表面上為 ： ma ????????? 1n （ ） 式中 ： 1? — 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限 ； 21 ~ ??? 2N/mm ，取 21 ??? 2/mmN ； ?? — 材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取 ??? ； a? — 應力幅， ???a?2/mmN ； 14 m? — 平均應力， 2 0 4 1 ???m? 2/mmN； ?? — 工藝系數(shù)， ~??? ，取 。 ???? ，因此在擺動平面內(nèi)的合成應力為 ： mcmxx fPfIlc )1( 2??? （ ） 式中 ： c — 系數(shù)，對于 常用鋼材， ~?c ，取 ?c ； xI — 計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩， 4mm ； ]6)633(6 2 [121])([121 3333 ???????? htBBHI x ? 4mm ； 將式（ ）改為： mcx fPk1?? （ ）式中 1k — 連桿系數(shù)， 221 ??????? mx fIlck； 則擺動平面內(nèi)的合成應力為： 7 09 5 8 4 0 4 5 1 7 ???x? MPa 同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應力為 ： 16