【導(dǎo)讀】相關(guān)運(yùn)動(dòng)學(xué)分析和機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)仿真分析，以達(dá)到良好的生產(chǎn)經(jīng)濟(jì)效益。完善和成熟，但仍缺乏一種基于良好生產(chǎn)效益、經(jīng)濟(jì)效益上的綜合性分析，曲柄連桿機(jī)構(gòu)主要零部件的幾何模型，并利用Pro/Mechanism進(jìn)行機(jī)構(gòu)仿真。曲軸的主要尺寸的確定和結(jié)構(gòu)細(xì)節(jié)設(shè)計(jì).......

　　

【正文】 塞銷(xiāo)的外直徑 Dd )~(1 ? ，取 mmDd ?? ， 活塞銷(xiāo)的內(nèi)直徑 12 )~( dd ? ，取 mmdd 12 ?? 活塞銷(xiāo)長(zhǎng)度Dl )~(? ，取 mmDl ?? 活塞銷(xiāo)的材料 活塞銷(xiāo)材料為低碳合金鋼，表面滲碳處理，硬度高、耐磨、內(nèi)部沖擊韌性好。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。 活塞銷(xiāo)強(qiáng)度和剛度計(jì)算 由運(yùn)動(dòng)學(xué)知，活塞銷(xiāo)表面受到氣體壓力 gP 和往復(fù)慣性力 jP 的共同作用，總的作用力 NP ?? ，活塞銷(xiāo)長(zhǎng)度 mml ? ，連 桿小頭高度mml ? ，活塞銷(xiāo)跨度 mmlP ? 。 最大彎曲應(yīng)力計(jì)算 活塞銷(xiāo)中央截面的彎矩為 )(121lllPM P ??? ? （ ） 空心銷(xiāo)的抗彎斷面系數(shù)為 314 )1( dW ??? ， 其中 ??? dd? 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 34 所以彎曲應(yīng)力為 WM?? 即 )1( )( 431 1?? ???? ? d lllP P （ ） )( )( 5 5 1 0 43 ??? ?????? ? 最大剪切應(yīng)力計(jì)算 最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在銷(xiāo)座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應(yīng)力發(fā)生在中性層上 [14]，其值按下式計(jì)算： )1( )1( 4212m a x ? ??? ? ??? ?dP （ ） )( )( 5 5 1 422?? ????? ? 已 知 許 用 彎 曲 應(yīng) 力 M P a500~230][ ?? ； 許 用 剪 切 應(yīng) 力M P a220~120][ ?? ， 那么校核合格。 活塞銷(xiāo)座 活塞銷(xiāo)座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 活塞銷(xiāo)座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷(xiāo)座應(yīng)當(dāng)有足夠的強(qiáng)度和適當(dāng)?shù)膭偠?，使銷(xiāo)座能夠適應(yīng)活塞銷(xiāo)的變形，避免銷(xiāo)座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時(shí)要有足夠的承壓表 面和較高的耐磨性。 活塞銷(xiāo)座的內(nèi)徑 mmd ? ， 活塞銷(xiāo)座外徑 d 一般等于內(nèi)徑的~ 倍，取 mmdd 0 ?? ， 活塞銷(xiāo)的彎曲跨度越小，銷(xiāo)的彎曲變形就越小，銷(xiāo) — 銷(xiāo)座系統(tǒng)的工作越可靠，所以，一般設(shè)計(jì)成連桿小頭與活塞銷(xiāo)座開(kāi)擋之間的間隙為 mm5~4 ，山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 35 但當(dāng)制造精度有保證時(shí)，兩邊共 mm3~2 就足夠了，取間隙 為 mm3 。 驗(yàn)算比壓力 銷(xiāo)座比壓力為： )(2 0 Plld Pq ?? ? )( 5 5 1 0 ???? ?（ ） 一般 MPaq 60~40][ ? 。 活塞環(huán)設(shè)計(jì)及計(jì)算 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計(jì) 該發(fā)動(dòng)機(jī)采用三道活塞環(huán)，第一和第二環(huán)為氣環(huán)，第三環(huán)為油環(huán)。 第一道活塞環(huán)為桶形扭曲環(huán)，材料為球墨鑄鐵，表面鍍鉻。桶形環(huán)與缸筒為圓弧接觸 ，對(duì)活塞擺動(dòng)適應(yīng)性好，并容易形成楔形潤(rùn)滑油膜。 第二道活塞環(huán)為鼻形環(huán)，材料為鑄鐵，鼻形環(huán)可防止泵油現(xiàn)象，活塞向上運(yùn)動(dòng)時(shí)潤(rùn)滑效果好。 第三道是油環(huán)，是鋼帶組成環(huán)，重量輕，比壓高，刮油能力強(qiáng)。 活塞環(huán)的主要尺寸為環(huán)的高度 b 、環(huán)的徑向厚度 t 。氣環(huán) mmb ~? ，油環(huán) mmb 5~3? ，取 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? 。活塞環(huán)的徑向厚度 t ，一般推薦值為：當(dāng)缸徑 D 為 mm100~50 時(shí)， 22~20t/D ? ，取mmDt ?? 。 活塞環(huán)強(qiáng)度校核 活塞環(huán)在工作時(shí)，因剪應(yīng)力和軸向力影響較小，所以只計(jì)算彎矩?；钊h(huán)的平均半徑與徑向厚度之比 tr/0 一般 都大于 5，所以可按直桿彎曲正應(yīng)力公式計(jì)算 [9]。 工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 36 活塞斷面的最大彎矩為： )(40m a x tDbDpM ?? （ ） 由此可得最大彎曲應(yīng)力 max? 為： 6)(220m a xm a x bttDbDpWM ???? （ ） 對(duì)于斷面均壓環(huán)其開(kāi)口間隙 0S 與活塞環(huán)平均接觸壓力 0p 之間有如下關(guān)系： tDtDtSEp300)1(1 4 1 ?? （ ） 將式（ ）帶入（ ）并整理得： M P atDtSE20m a x)1(??? （ ） 式中： E — 材料的彈性模量，對(duì)合金鑄鐵 ??E MPa ； 0S — 活塞環(huán)的開(kāi)口間隙， mmS ~ ? ，取為 mmS ? ； D — 氣缸直徑， mm； t — 活塞環(huán)徑向厚度， mm 則 M P ) 9 6 ( 2 25m a x ?????? 活塞環(huán)工作時(shí)的許用彎曲應(yīng)力為 MPa450~200 ，則校核合格。 套裝應(yīng)力 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 37 活塞環(huán)往活塞上套裝時(shí)，要把切口扳得比自 由狀態(tài)的間隙還大，對(duì)于均壓環(huán)，此時(shí)的正對(duì)切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力為： 20m a x)1(311?????tDtSEm ?? （ ） 式中： m — 與套裝方法有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)套裝方法的不同，其值為 2~1 ，一般取 ?m ， 則 M P ) ()311( 25m a x ???????? ?? 因環(huán)的套裝時(shí)在常溫下進(jìn)行的，承受的應(yīng)力時(shí)間甚短，所以套裝應(yīng)力的許用值大于工作應(yīng)力的許用值 %30~10 ，所以校核合格。 連桿的設(shè)計(jì) 連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用 工作情況 連桿小頭與活塞銷(xiāo)相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷(xiāo)相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，連桿體除有上下運(yùn)動(dòng)外，還左右擺動(dòng)，做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。 設(shè)計(jì)要求 連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強(qiáng)度不足，就會(huì)發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成 嚴(yán)重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會(huì)對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)的工作帶來(lái)不好的影響。 所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。 材料的選擇 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 38 為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼 45模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。 連桿長(zhǎng)度的確定 設(shè)計(jì)連桿時(shí)首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長(zhǎng)度 l 它通常是用連桿比 lr/?? 來(lái)說(shuō)明的，通常 ~?? ，取 ?? ， mmr ? ，則 mml ?? 。 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖 ， 小頭襯套內(nèi)徑 1d 和小頭寬度 1B 已在活塞組設(shè)計(jì)中確定， ? ， ? 。 為了改善磨損，小頭孔中以一定過(guò)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 ? ，小頭外徑 d)~(D 1 ? ，取 1 ??? 。 連桿小頭的強(qiáng)度校核 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 [9]。 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 39 圖 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： M P adddEdDdDEdd t]d[1][1)(p212212221221 ??????????????????? （ ） 式中： ? — 襯套壓入時(shí)的過(guò)盈， mm； 一般青銅襯套 ~ 1 ?? ，取 mm0 1 7 . 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(duì)于鋼 )/1( 5 C??? ?? ； ?? — 襯套材料的線膨脹系數(shù)，對(duì)于青銅 )/1( 5 C???? ?? ； ? 、 ?? — 連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取 ????? ； E — 連桿材料的彈性模數(shù)，鋼 42MPaE? ； E? — 襯套材料的彈性 模數(shù)，青銅 M Pa539。 ?? ； 計(jì)算小頭承受的徑向壓力為： 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 40 ] [ 1] [ 1p22225222255????????????????）（ ? N 由徑向均布力 p 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，表面應(yīng)力 2dp 2222212 ??????? da? 2/mmN （ ） 內(nèi)應(yīng)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(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： ma ????????? 1n （ ） 式中： 1? — 材料在對(duì)稱(chēng)循環(huán) 下的拉壓疲勞極限， 21 ~ ??? 2N/mm （合金鋼），取 21 103??? 2/mmN ； ?? — 材料對(duì)應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱(chēng)的敏感系數(shù)，取 ?? =； a? — 應(yīng)力幅， 532 ???a?2/mmN ； m? — 平均應(yīng)力， ???m?2/mmN ； ?? — 工藝系數(shù)， ~??? ，取 ； 山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 41 則 103n 2 ????? 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)。 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 : 6233j m a x10 )90(P ? ???EId m ?? （ ） 式中： ? — 連桿小頭直徑變形量， mm ； md — 連桿小頭的平均直徑， mm ； I — 連桿小頭斷面積的慣性矩， 4331 1 312 5 3 8 mmh ???? 則 mm0 1 1 342 901 0 52 2 6 8 6 5 262??? ?????? ）（? 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 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 B 約等于 D)~( (D 為氣缸直徑 )，取 mmDB ?? ，截面高度 BH )~(? ，取 mmBH ?? 。 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)渡處用山 東科技大學(xué)泰山科技學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 42 足夠大的圓角半徑。 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： mj fP max1 ?? （ ） 式中： mf — 連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī) Afm )~(? ， A 為活塞投影面積，取 mmDfm 5 2 ??? ? 。 則最大拉