【導讀】重慶理工大學本科生畢業(yè)設計600w便攜式發(fā)電機組設計

　　

【正文】 圖 索多邊形法 （ 2） 往復直線運動部分的 質量 jm 活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以 hm 表示。質量 hm 與換算到連桿小頭中心的質量 1m 之和，稱為往復運動質量 jm ，即 1mmm hj ?? 。 （ 3）不平衡回轉質量 rm 曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖 所示 ： 圖 曲拐的不平衡質量及其代換質量 曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產(chǎn)生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為 r 的連桿軸頸中心處，以 km 表示 ， 換 算質量 km 為： remmm bgk 2?? 式中 ： km — 曲拐換算質量， kg ； gm — 連桿軸頸的質量， kg ； bm — 一個曲柄臂的質量， kg ； 重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 28 e — 曲柄臂質心位置與曲拐中心的距離， m 。 質量 km 與換算到大頭中心的連桿質量 2m 之和稱為不平衡回轉質量 rm ，即 2mmm kr ?? 由上述換算 方法 計 算 得 ： 往復直線運動部分的質量 jm = ，不平衡回轉質量 rm = 。 曲柄連桿機構的 最大 慣性力 把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量 jm 和 rm 后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量 jm 的往復慣性力 jP 和旋轉質量rm 的旋轉慣性力 rP 。 （ 1） 最大往復慣性力 ????????? 2c o sc o s)2c o sc o s( 2222 rmrmrrmamP jjjj ???????? 式中 ： jm — 往復運動質量， kg ； ? — 連桿比； r — 曲柄半徑 ， m ； ? — 曲柄旋轉角速度， srad/ ； ? — 曲軸轉角。 jP 是沿氣缸中心線方向作用的， 公式 前的負號表示 jP 方向與活塞加速度 a 的方向相反 。 已知 額定轉數(shù) n =6000 min/r ，則 628306000 ??? ?? srad/ ； 曲柄半徑r =16mm ，連桿比 ? = ????????? 2c osc os)2c osc os( 2222m a x rmrmrrmamP jjjj ????????= 。 （ 2） 旋轉慣性力 2?rmP rr ?? 2 ?????? N 重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 29 連桿小頭的結構設計與強度、剛度計 算 連桿小頭的結構設計 連桿小頭主要結構尺寸如圖 所示， 小頭襯套內徑 1d 已在活塞組設計中確定， mm10d1 ? 。而寬度 1B 一般取 11 )~( dB ? ，則 mmB ??? 為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為 3mm~2?? ，取 2mm?? ， 則小頭孔直徑mm12d? ，小頭外徑 d)~(D 1 ? ，取 1 ??? 。 并利用下面的公式校核比壓 q : 1111 BdFPBdpq PZX ?? 式中 zp 為最大燃氣壓力 pF 為活塞面積 計算可得 M p aDq )2( 22 ?? ??????? ? q 的許用值可取為 20~40MPa。 所求的 q 值在許用值以內，所以是符合的。 二行程發(fā)動機上由于沒有單獨的吸氣行程，所以活塞銷上所受的力作用方向常?？偸窍蛳碌?，也就是說總是把活塞銷壓向小頭的下表面 ，因 此，保證 活塞 銷有可靠的潤滑將是比較困難的。二行程發(fā)動機連桿小頭經(jīng)常采用滾 針軸承。當采用滾 針軸承時，許用比壓值可達 60MPa。 連桿桿身一般采用工字形截面。因為工字形截面對材料利用得最為合理，所以得到廣泛地應用。從鍛造工藝方面看，工字形截面 兩臂過薄和圓角半徑過小都是不利的。因為這種連桿鍛造時變形比較大，有可能產(chǎn)生鍛造裂紋的危害，特別是 工 字形截面兩臂邊緣上 更 容易出現(xiàn)裂 紋。此外，鍛造這種連桿時模具磨損也比較嚴重。連桿桿身截面的高 h一般大約是截面寬的 倍 。為了桿身能與小頭和大頭圓滑過渡，桿身截面是由上向下 逐漸加大的，而桿身的最小截面與活塞面積之比大約在 1／ 25~1／ 20的范圍內。 則最小截面 mmDs )2(201 2 ???? ? 連桿大頭 一般也作成圓環(huán)形，大頭孔內裝滾針軸承 。連桿桿身到大小頭過渡重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 30 處的形狀及尺寸對大小頭的強度、剛度影響很大 。設計中應該合理選擇桿身的寬度和由桿身到大小頭外壁的過渡圓角的半徑。由桿身到大小頭過渡處圓角半徑小，應力值就較大 ]11[ 。 連桿各加工表面的粗糧度應不大于：小頭孔 Ra ，小頭襯套孔 Ra ，大頭孔 Ra ，大頭兩側面 Ra 。連桿各主要加工部位的公差等級應不低于 ：小頭孔 IT7，小 頭襯套孔 IT6，大頭孔 IT6。連桿各主要加工部位的形狀與位置公差等級應不低 于 ：；小頭孔的圓度、圓柱度 7級、小頭襯套的圓度、圓柱度 6 級，大頭 孔的圓 度、圓柱度 5級，小頭孔及小頭襯套孔軸心線對大頭孔軸心線的平行度在連桿擺動平 面 內 7 線，在垂直連桿擺動平面內 6級，大頭兩側面對大頭孔軸線的垂直度 8 級。 連桿小頭強度的校核 以過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，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。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渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算。 圖 連桿小頭主要結果尺寸 （ 1）襯套過盈預緊力及溫度升高引起的應力 計算時把連桿小頭和襯套當作兩個過盈配合的圓筒，則在兩零件的配合表面，由于壓入過盈及受熱膨脹，小頭所受的徑向壓力為 ： 重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 31 M P adDdDEdDdDEdd t][1][1)(p21212121221221 ??????????????????? 式中 ： ? — 襯套壓入時的過盈， mm ； 一般青銅襯套 ~ 1 ?? ，取 . 0 0 0 8 ???? ， 其中 ： t? — 工作后小頭溫升 ,約 C 150~100 ? ； ? — 連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 )/1( 5 C??? ?? ； ?? — 襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅 )/1( 5 C???? ?? ； ? 、 ?? — 連桿材料與襯套材料的 泊 桑系數(shù)，可取 ????? ； E — 連桿材料的彈性模數(shù)，鋼 5?? ； E? — 襯套材料的彈性模數(shù)，青銅 MPa539。 ?? ； 計算 小頭承受的徑向壓力為： ] 1012[ 1] [ 112p22225222255????????????????）（ 由徑向均布力 p 引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算， 外表面應力 2dp 2222212 ??????? da?2/mmN 內表面應力 dDp 2222221221 ???????? di?2/mmN i??和a 的允許值一般為 150~100 2/mmN ，校核合格。 （ 2）連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 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 ： 重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 32 ma ????????? 1n 式中 ： 1? — 材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限， 21 ~ ??? 2N/mm （合金鋼），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， 2 ???a? 2/mmN； m? — 平均應力， ???m?2/mmN ； ?? — 工藝系數(shù)， ~??? ，取 ； 則 1 0 2 ????? 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù) 不小于 。 連桿桿身的結構設 計 和強度校核 連桿桿身的結構設計 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 B約 等于 D)~( (D 為氣缸直徑 )，取 mmmmDB ??? ， 截面高度 BH )~(? ， 取 mmmmBH ??? 。 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圓角半徑。 連桿桿身的強度校核 連桿桿身在不對稱的交變循環(huán)載荷下工作，它受到位于計算斷面以上做往復運動 的質量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力。 （ 1）最大拉伸應力 由最 大拉伸力引起的拉伸應力為： 重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 33 mj fP max1 ?? 式中 ： mf — 連桿桿身的斷面面積，汽油機 Af m )0 3 ~(? ， A 為活塞投影面積，取 mmDfm 2 ??? ? 。 則 最大拉伸應力為： 7 5 31 ??? MPa （ 2）桿身的壓縮與縱向彎曲應力 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力 maxgp 時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： NppDP g )(4 39。2m a x ??? ? 式中 ： maxgP — 活塞上的 最大 氣體作用力 ， N ； p — 缸內絕對壓力 ， MPa ； p? — 大氣壓力 ， MPa ； D — 活塞直徑 ， mm ， p? 取 jgc PpP ?? max )( ???? 連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱 向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為 mml 64? ， 因此在擺動平面內的合成應力為 ： 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 。 ])2 ()([121])([121 3333 ????????? htBBHI x 重慶理工大學本科生畢業(yè)設計 600w 便攜式發(fā)電機組設計 34 ? 4mm ； 則 mcx fPk1?? 式中 1k — 連桿系數(shù)， 221 ??????? mx fIlck； 則擺動平面內的合成應力為： ???x? MPa 同理，在垂直于 擺動平面內的合成應力為 ： 而 mcmyy fPfIlc )41( 2??? ] )2 [(121])[(121 3333 ?????????? htBhHI y ? 4mm 則mcy fPk2?? 式中 ： 2k — 連桿系數(shù)， 044 222 ???????? my fIlck。 則 在垂直于擺動平面內的合成應力為 ： ???y? MPa x? 和 y? 的許用值為 400~250 MPa ，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稱的交變循環(huán)載荷，把 x? 或 y? 看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 循環(huán)的應力幅 a? 和平均應力 m