【導(dǎo)讀】相關(guān)運動學(xué)分析和機構(gòu)運動仿真分析，以達到良好的生產(chǎn)經(jīng)濟效益。完善和成熟，但仍缺乏一種基于良好生產(chǎn)效益、經(jīng)濟效益上的綜合性分析，曲柄連桿機構(gòu)主要零部件的幾何模型，并利用Pro/Mechanism進行機構(gòu)仿真。

　　

【正文】 銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”?；钊N的外直徑 Dd )~(1 ? ，取 mmDd ?? ， 活塞銷的內(nèi)直徑 12 )~( dd ? ，取 mmdd 12 ?? 活塞銷長度Dl )~(? ，取 mmDl ?? 活塞銷的材料 活塞銷材料為低碳合金鋼，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。 活塞銷強度和剛度計算 由運動學(xué)知，活塞銷表面受到氣體壓力 gP 和往復(fù)慣性力 jP 的共同作用，總的作用力 NP ?? ，活塞銷長度 mml ? ，連 桿小頭高度mml ? ，活塞銷跨度 mmlP ? 。 最大彎曲應(yīng)力計算 活塞銷中央截面的彎矩為 )(121lllPM P ??? ? （ ） 空心銷的抗彎斷面系數(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)力計算 最大剪切應(yīng)力出現(xiàn)在銷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。 活塞銷座 活塞銷座結(jié)構(gòu)設(shè)計 活塞銷座用以支承活塞，并由此傳遞功率。銷座應(yīng)當(dāng)有足夠的強度和適當(dāng)?shù)膭偠龋逛N座能夠適應(yīng)活塞銷的變形，避免銷座產(chǎn)生應(yīng)力集中而導(dǎo)致疲勞斷裂；同時要有足夠的承壓表 面和較高的耐磨性。 活塞銷座的內(nèi)徑 mmd ? ， 活塞銷座外徑 d 一般等于內(nèi)徑的~ 倍，取 mmdd 0 ?? ， 活塞銷的彎曲跨度越小，銷的彎曲變形就越小，銷 — 銷座系統(tǒng)的工作越可靠，所以，一般設(shè)計成連桿小頭與活塞銷座開擋之間的間隙為 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，兩邊共 mm3~2 就足夠了，取間隙 為 mm3 。 驗算比壓力 銷座比壓力為： )(2 0 Plld Pq ?? ? )( 5 5 1 0 ???? ?（ ） 一般 MPaq 60~40][ ? 。 活塞環(huán)設(shè)計及計算 活塞環(huán)形狀及主要尺寸設(shè)計 該發(fā)動機采用三道活塞環(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 ，對活塞擺動適應(yīng)性好，并容易形成楔形潤滑油膜。 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，活塞向上運動時潤滑效果好。 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。 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 ? ?；钊h(huán)的徑向厚度 t ，一般推薦值為：當(dāng)缸徑 D 為 mm100~50 時， 22~20t/D ? ，取mmDt ?? 。 活塞環(huán)強度校核 活塞環(huán)在工作時，因剪應(yīng)力和軸向力影響較小，所以只計算彎矩?；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 ???? （ ） 對于斷面均壓環(huán)其開口間隙 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，對合金鑄鐵 ??E MPa ； 0S — 活塞環(huán)的開口間隙， 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，要把切口扳得比自 由狀態(tài)的間隙還大，對于均壓環(huán)，此時的正對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)的套裝時在常溫下進行的，承受的應(yīng)力時間甚短，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 連桿的工作情況、設(shè)計要求和材料選用 工作情況 連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復(fù)雜的平面運動。 設(shè)計要求 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)計時應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強度不足，就會發(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，也會對曲柄連桿機構(gòu)的工作帶來不好的影響。 所以設(shè)計連桿的一個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度。為此，必須選用高強度的材料；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，表面噴丸強化處理，提高強度。 連桿長度的確定 設(shè)計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度 l 它通常是用連桿比 lr/?? 來說明的，通常 ~?? ，取 ?? ， mmr ? ，則 mml ?? 。 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計與強度、剛度計算 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計 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)計中確定， ? ， ? 。 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 ? ，小頭外徑 d)~(D 1 ? ，取 1 ??? 。 連桿小頭的強度校核 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(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 [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）襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力 計算時把連桿小頭和襯套當(dāng)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： M P adddEdDdDEdd t]d[1][1)(p212212221221 ??????????????????? （ ） 式中： ? — 襯套壓入時的過盈， 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 （合金鋼），取 21 103??? 2/mmN ； ?? — 材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(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 ????? 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)，一般約在 ~ 范圍之內(nèi)。 連桿小頭的剛度計算 當(dāng)采用浮動式活塞銷時 ，必須計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??? ?????? ）（? 對于一般發(fā)動機，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)計與強度計算 連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)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 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(fù)運動的質(zhì)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(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 Afm )~(? ， A 為活塞投影面積，取 mmDfm 5