【文章內容簡介】 受的徑向壓力P式中： —小頭外徑 —小頭內徑 —襯套內徑 —泊桑系數 —連桿材料的抗拉彈性模數 對于鋼 —青銅襯套的抗拉彈性模數 對于青銅 —襯套裝配過盈量③由P產生的小頭應力外表面的應力：內表面的應力：許用值和在，故設計安全。（2）由慣性力引起的小頭應力計算簡化如圖23所示： 圖23 連桿小頭受拉時計算簡圖①活塞最大往復慣性力連桿小頭在進氣和排氣沖程中承受活塞組往復慣性力的拉伸，在上止點附近有最大慣性力 式中，—活塞往復運動質量，已知質量為帶入數據，求得②各截面的彎矩和法向力進行應力計算時，將小頭簡化為一剛性地固定于它于桿身銜接處的等截面曲梁，其固定角為： 當時，彎矩和法向力可按下列公式求得： 式中，—連桿小頭平均直徑，彎矩為： 法向力 則在固定表面上的應力為：外表面： 式中，—小頭壁厚， K—襯套過盈配合影響的系數，內表面： 運用上述公式計算連桿小頭在慣性拉伸符合作用下內外表面的應力分布如圖24所示，內表面最大應力發(fā)生在處，外表面最大應力發(fā)生在的固定截面處。 圖24 連桿小頭受拉后內外表面應力分布 圖25 連桿小頭受壓時計算簡圖③由活塞的慣性力在連桿小頭中引起的拉應力當活塞在上止點時，小頭受到最大的慣性力的作用，小頭受到的最大拉應力 ，故安全。（3）由最大壓縮力引起的應力 =+ 式中 —最大燃氣壓力 計算簡圖如圖25 所示。 連桿小頭軸承的比壓校核 查《內燃機設計》，對于柴油機，故滿足要求。 連桿小頭的疲勞安全系數連桿小頭應力按不對稱循環(huán)變化，在小頭和桿身過渡處的外表面上安全系數最小。 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，由《機械設計》表54查得，取 —應力幅， —平均應力， —角系數， —考慮表面加工情況的工藝系數，—材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限，—材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼，取帶入數據可得，則：小頭的安全系數一般不小于，滿足條件，故安全。 連桿小頭橫向直徑減少量 采用浮式活塞銷時，必須計算連桿小頭在水平方向由于往復慣性力引起的直徑變形 式中：—小頭平均直徑， —連桿小頭界面慣性矩，單位 小頭壁 為保證活塞銷與連桿襯套不至于咬死，變形量應小于活塞銷與襯套間隙的一半，即，滿足條件。 綜上所述，小頭設計安全。 連桿桿身的強度計算（1）最大拉伸力 連桿桿身在不對稱的交變載荷下工作，它受到位于計算截面（）以上往復慣性質量力的拉伸及氣體壓力的壓縮（如圖26)，則最大工況的拉伸力： 式中，為截面（）以上小頭質量，為，帶入可求得： 圖26 連桿桿身圖（2）最大壓縮力最大壓縮力 連桿中間截面的應力和安全系數（1）由引起的拉伸應力 式中：—連桿桿身斷面面積，單位，對于柴油機，=（~） ，為活塞投影面積取=。（2）由壓縮和縱彎曲引起的合成應力 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彎曲，可以認為連桿兩段為鉸支，長度為L，在垂直擺動平面內的彎曲則可以認為桿身兩端為固定支點，長度為L1在擺動平面內：在垂直于擺動平面內：式中，—系數，對于鋼，取 —桿身中間截面對其垂直于擺動平面的軸線的慣性矩， —桿身中間截面對其位于擺動平面的的軸線的慣性矩， —連桿長度減去連桿大小頭空半徑之和， 許用值為，滿足要求。（3）應力幅和平均應力在擺動平面內：在垂直于擺動平面內：（4）安全系數連桿身安全系數為 ，則，在擺動平面內， 在垂直于擺動平面內， 連桿安全系數的范圍為，均滿足，故設計安全。 綜上所述，桿身設計安全。 強度計算假設 目前還沒有比較合理的驗算連桿大頭強度的公式，對連桿大頭的計算作如下假設： （1）連桿大頭與大頭蓋作為一個整體； （2）作用力所引起的單位長度載荷是按余弦規(guī)律沿大頭蓋分布的； （3）軸瓦和大頭蓋變形是相同的； （4）大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面的一致；大頭的曲率 半徑假定等于螺栓中心距的一半。計算簡圖如圖27所示。 圖27 連桿大頭計算簡圖 連桿大頭蓋受力（1）大頭蓋受慣性力拉伸負荷 連桿大頭蓋在進氣沖程開始即當活塞在上止點時承受往復運動質量和連桿大頭的旋轉質量的慣性力。式中：—活塞組的質量， —連桿往復部分質量 為曲拐幾集中在曲柄銷中心的當量質量；且=，是曲拐各單元的質量；是各單元的旋轉半徑。做平面運動的連桿組，根據動力學等效性的質量，質心和轉動慣量守恒三原則進行質量換算。實際計算結果表明，與，相比很小，為簡化受力分析，常用集中在連桿小頭和大頭的2個質量，近似代替連桿，從動力學等效的頭兩個條件（即忽略轉動慣量守恒）可得=，= 式中，是連桿組質量；是連桿組質心到小頭孔中心的距離。 —連桿作旋轉運動質量， —連桿大頭蓋質量， （2）連桿蓋中心截面上的應力 式中 —螺栓中心線距離，=—大頭中央截面的慣性矩,=—軸承中央截面的慣性矩，=—大頭中央截面面積，—軸承中央截面面積，Z —計算斷面的抗彎斷面模數，由《材料力學》附錄Ⅱ表4，查得Z=。 通常將螺栓凸臺起始處作固定截面，并取時，公式可簡化為： ，所以設計安全。 連桿大頭橫向直徑減少值 ，所以滿足強度要求。 綜上所述，大頭設計滿足強度要求。 連桿螺栓的受力（1）每只螺栓所受的慣性力 連桿為平切口，式中 —螺栓數，（2）螺栓應加的預緊力 據奧爾林所著《內燃機》第二卷推薦： ，?。?）每只螺栓所受的拉力 式中: —基本負荷系數，（4）螺栓桿身的最大拉應力（5）螺栓桿身的最小拉應力 螺紋所受拉應力（1）最大拉應力 式中：—螺紋內徑，（2）最小拉應力 螺栓安全系數（1）動載安全系數 =式中：—拉伸強度極限； 對40取 —靜載疲勞極限； —對稱循環(huán)拉伸強度極限， 取 —應力集中系數； 螺栓桿身取， 螺紋取 —工藝系數， —尺寸系數 —表面質量系數 —角系數； ①螺栓桿身安全系數 式中： ②螺栓安全系數 式中： （2）靜載安全系數①螺栓桿身安全系數 ==②螺栓安全系數 == 推薦螺栓各部安全系數＞2為宜，現計算所得均大于2，故設計安全。綜上所述，螺栓設計安全。 本章小結 本章的主要內容是參照《柴油機設計手冊》、《內燃機設計》，完成了連桿各參數的設計及傳統(tǒng)校核，為后面的建模和有限元分析奠定了基礎，是本設計中十分重要的一環(huán)。重慶科技學院本科生畢業(yè)設計 連桿三維模型的建立 3 連桿三維模型的建立 連桿的建模思路 連桿由連桿體和連桿蓋組成，所以可以對連桿體和連桿蓋分別建模，完成后進行裝配。連桿具有兩個互相垂直的對稱面，建模過程中可以利用兩個對稱面，對局部特征進行鏡像和復制操作，從而快速完成特征創(chuàng)建。 連桿的建模過程 連桿體的建立桿身的建立（1）在桌面雙擊圖標，進入CATIA軟件，選擇“開始”→“機械設計”→“零件設計”命令，在彈出的菜單中輸入零部件名稱“l(fā)ianganti”，單擊按鈕，進入零部件設計模塊。如圖31所示。 圖31 新建零件（2）選取平面為草圖參考面，然后單擊工具欄中的“草圖”圖標，進入草圖繪制模式。（3）利用“直線”、“點”、“快速剪裁”等命令按鈕繪制草圖，然后單擊工具欄上的“尺寸標注”，完成尺寸標注（如圖32所示），單擊“在對話框中定義的約束”圖標，完成約束定義，然后單擊“退出工作臺”圖標，退出工作臺。 圖32 桿身草圖（4） 單擊工具欄中“凸臺”圖標，系統(tǒng)會彈出如圖33所示的“凸臺定義”對話框，在“類型”下拉列表框中選擇“尺寸”，在“長度”文本框中輸