【文章內容簡介】 bar = 課 程 設 計 說 明 書 9 PV 示功圖 3 連桿設計 連桿結構設計 連桿小頭的結構設計 運輸式發(fā)動機廣泛采用浮式活塞銷結構，它不僅傳遞由活塞傳來的力，還相對于 活塞銷往復擺動，因此，設計連桿小頭時應同時考慮強度、剛度和滑動面的摩擦、磨損問題。現(xiàn)代高速發(fā)動機上連桿小頭一般采用薄壁圓環(huán)形結構。這種結構簡單輕巧。制造方便、工作時應力分布均勻。材料利用率高。為了耐磨，在小頭孔內還壓有耐磨襯套。設計連桿小頭的任務是確定其結構尺寸（小頭軸承孔直徑 d1 和寬度 B外形尺寸 D襯套外徑 d）和潤滑方式。其中 d B1 已在活塞組設計中確定，一般柴油機 B1≈ d1。據統(tǒng)計，小頭的外徑一般比孔徑大 20%35%，即 D1=（ ～ ） d，小頭的最小徑向厚度大于 4毫米。該尺寸可按強度 、剛度條件確定。有的連桿小頭，外徑中心向上下各偏差 e，以加強結構，并相對減輕了重量，一般 e=（ ～ ） D。綜上所述，得出本 課 程 設 計 說 明 書 10 次設計的連桿小頭的尺寸為： D1=Φ 48 mm, d=Φ 39（ 0177。 ） mm。 其小頭結構設計，見圖 31. 圖 31 連桿小頭剖面圖 連桿桿身的結構設計 桿身也承受交變載荷，可能產生疲勞破壞和變形，連桿高速擺動時的橫向慣性力也會使連桿彎曲變形，因此桿身必須有足夠的斷面積，并消除產生應力集中的因素。對工作可靠的發(fā)動機的統(tǒng)計表明，現(xiàn)代汽油機連桿桿身平均斷面 積 fm 與活塞面積 Fp 之比fm/Fp=～ ，柴油機為 ～ 。為了在較小重量下得到較大的剛度，高速內燃機的連桿桿身斷面都是“工”字型的，而且其長軸應在連桿擺動平面內。“工”字型斷面的平均相對高度 H/D=～ (柴油機 )，高度比 H/B=～ 。 本次設計， R=，取 L=230mm；取 Hmin=30mm。 連桿大頭的結構尺寸設計 連桿大頭的結構與尺寸的基本上決定于曲柄銷直徑 D長度 B2，連桿軸瓦厚度 2? 和連桿螺釘?shù)闹睆?dm。其中 D B2是根據曲軸強度、剛度和軸承的承壓能力，在曲軸 設計中確定。為了結構緊湊，軸瓦厚度 2? 趨于減薄，汽車拖拉機用軸瓦 2? =~3 毫 課 程 設 計 說 明 書 11 米。連桿螺釘尺寸則根據強度設計。因此，本處所謂大頭設計，實際上是確定連桿大 頭在擺動平面內某些主用尺寸，連桿大頭剖分型式、定位方式，及大頭蓋的結構設計。 連桿大頭連接連桿和曲軸，要求有足夠的強度和剛度，否則將影響薄壁軸瓦，連桿螺釘，甚至整機工作可 靠性。為了便于維修，內燃機的連桿必須能從氣缸中取出，故要求大頭在擺動平面內的總寬度必須小于氣缸直徑；大頭重量產生的離心力會使連桿軸承、主軸承負荷增大，磨損加劇，于是還為此不得不增大平衡重，給曲軸設計帶來困難，因此在設計連桿大頭時，應在保證強度、剛度條件下，尺寸盡量小，重量盡量輕。 連桿大頭尺寸設計： 1）曲柄銷直徑 2D 、長度 2B 這兩個尺寸是根據曲軸強度、剛度和軸承的承壓力，在曲軸設計中確定的。也可根據 ?DD , ?BD ,來初步確定。本次設計 2D =65mm， 2B =38mm。 1） 連桿軸瓦厚度 2? 2? =～ 3mm，取 2? = 2） 大頭切口形式和定位方式 195 柴油機連桿所采用的斜切口，斜角為 45176。，端面則采用止口定位，其工藝簡單，成本低。但不 能防止大頭蓋止口向外變形，連桿體止口向內變形，這種蓋與體都是單向定位，定位不可靠；止口易變形；止口因加工誤差或裝拆變形對大頭孔影響較大。 連桿材料選擇 為了保證連桿在機構輕巧的條件下有足夠的剛度，一般多用精選含碳量的優(yōu)質中碳機構鋼，只有在特別強化且產量不大的汽油機中用 40Cr 等合金鋼。合金鋼有較高的綜合機械性能，但當存在產生應力集中的因素時，它的耐勞能力急劇下降，甚至低到與碳素鋼不相上下。所以合金鋼連桿的形狀設計、過度圓滑性、毛坯表面質量下降等，必須給以更多的注意，才能充分發(fā)揮優(yōu)質材料 的潛力。 40MnB,40MnVB 等硼鋼作為高負荷的大量生產連桿的材料，顯示了良好的使用性能。 40MnB 鋼化學成分（ %）： C（ ～ ），Mn（ ～ ）， Cr， P 和 S≤ ， B（ ～ ），經 850℃油淬 500℃高溫回火后強度極限σ b1000( 2/mmN )，屈服強度σ a800（ 2/mmN ），沖擊韌 課 程 設 計 說 明 書 12 性 70 2/mmmN? 。 連桿縱向端面內宏觀金相組織要求金屬纖維方向與連桿外形相符，纖維無環(huán)曲及中斷現(xiàn)象。連桿一般用剛鍛造，在機械加工前應進行調質處理（淬火后高溫回火），以得到較好的綜合機械加工性能，既強又韌。為了連桿的疲勞強度，不經機械加工的表面應經過噴丸處理。連桿必須經過磁力探傷檢查，以求工作可靠。 我國已研究成功連桿輥段工藝，輥段工藝不僅不需要大型鍛造設備，而且還改善了工人的勞動條件。為了節(jié)約優(yōu)質鋼材，降低產品成本，我國還成功地試用了一稀有鎂球墨鑄鐵制造高速汽油機連桿。試驗證明，鑄造連桿的強度應在 HB210250 之間，上限是為了保證有足夠的強度，下線是為了保證良好的韌性。這樣硬度的珠光體鑄鐵具有300350（ 2/mmN ）的抗彎曲疲勞強度，與中碳鋼差不多。在大批量生產鑄造連桿時為了保證制造質量穩(wěn)定，要求對爐料、熱處理等工藝規(guī)程嚴加控制，并仔細的在內在質量檢查，例如超聲波或 X 線無損探傷等。據國外經驗，強韌的珠光體可鍛鑄鐵適于制造連桿。 綜合考慮成本和強度 ,本次設計選用材料 HT200。 4 連桿螺釘?shù)慕Y構設計及強度校核 連桿螺釘?shù)慕Y構設計 發(fā)動機連桿組的功能是將活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，并把作用在活塞上氣體的作用力傳遞給曲軸，以輸出功率。連桿組在工作時作平面運動，承受了大小和方向均按周期性變化的氣體作用力和慣性力的作用，并作往復和擺動的復合運動。發(fā)動機的連桿大頭與曲軸連桿軸頸的聯(lián)接是靠連桿螺釘來實現(xiàn)的，所以連桿螺釘所承受的載荷是交變載荷。為了保證連桿大頭結合面在工作時不分離，連桿螺釘在裝配時應有足夠的預緊力。此力由兩個部分組成：一部分為使連桿軸瓦緊貼軸承瓦座所 需的預緊力；另一部分為防止連桿體和連桿軸承瓦座結合面在工作載荷作用下脫開所需的預緊力。這兩部分力對連桿螺釘都造成扭力。 根據螺釘受力情況設計出螺釘?shù)膮?shù)： 螺紋規(guī)格 d=M10；公稱長度為 L=35mm；性能等級為 級 連桿螺釘?shù)膹姸刃：? 四沖程發(fā)動機工作時，連桿螺釘承受的最大拉伸載荷 Pj 按公式計算。對斜切口連桿來 課 程 設 計 說 明 書 13 說，連桿螺釘所承受的拉伸載荷為 21 2 3 ( ( 39。 ) ( 1 ) ( ) ) c o s 4 5jj rwP P G G G Gig? ? ?? ? ? ? ? ? ? 式中 ψ —— 連桿體與連桿蓋結合面與垂直連桿縱軸的平面間的夾角 39。G —— 活塞組的重量 G1—— 連桿組往復部分的重量 G2—— 旋轉部分的重量 G3—— 連桿大頭蓋的重量 λ —— 曲柄連桿比