【正文】 33 圖 423 受拉工況下的 Y 軸受力分布 (3)[StressXDirection SZ Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes 中 選擇 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain 的框中不填 OK]，如圖 424 所示。由有限元分析結(jié)果可知無論是總變形還是某個方向變形量都很小，所以連桿剛度足夠。 31 圖 418 連桿拉伸工況下的 X 軸變形 (2)[DOF SolutionTranslation UY Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes 中 選擇 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain 的框中不填 OK]，如圖 419 所示。 30 圖 416 拉伸工況下的加載 ANSYS Main MenuSolutionSolveCurrent LS； OK。為了保證計算模型滿足實際情況，在連桿寬度方向中剖面上施加對稱約束，這樣，整個連桿的約束就完全了 ， 如圖 415所示。 (點選 Smart Size 精度設(shè)置在 4～ 6之間 ) (3)[點擊 Set 后：默認對 1號零件劃分網(wǎng)格 Element type number=3 SOLID187；Material number=3]。 28 (EX=+11 PRXT= ) 表 中碳結(jié)構(gòu)鋼 45 模鍛材料屬性 材料名稱 彈性模量 E (N/m^2) 泊松比 μ ( ) 質(zhì)量密度ρ (kg/m^3) 抗剪模量 (N/m^2) 張力強度 (N/m^2) 屈服強度 (N/m^2) 45 +11 +03 +10 +08 +08 在網(wǎng)格劃分之前，需要定義分析類型，定義單元類型、定義材料屬性等 [9]。 圖 413 定義單元類型 (1)[Material Model Number1structuralLinearElasticIsotropic]。 當(dāng)前，有限元分析技術(shù)在發(fā)動 機零部件設(shè)計過程中發(fā)揮著越來越重要的作用，它不僅縮短了設(shè)計周期，而且也大大提高了設(shè)計精度。 1 1 8 3 7 9 . 3 6 4 1 4 5 . 0 2 /2 6 2 9 . 3 6 5Kk PP N m mA? ? ? （ ） 連桿大頭上 的載荷為： ? ?2 m a x 1 m a x 2 m a x 3 m a xK z J J z JP P P P P P P? ? ? ? ? ? （ ） 1 3 2 6 6 5 2 3 5 0 5 . 5 5 9 2 1 0 9 1 5 9 . 4 4 1 N? ? ? 這個力在大頭內(nèi)孔表面的面積上產(chǎn)生的壓力為： 222 m a x 1 0 9 1 5 9 .4 4 1 1 7 .9 2 0 2 /6 0 9 1 .4 0 4KK PP N m mA? ? ? （ ） 27 連桿幾何模型的建立 利用 Pro/E 建立三維立體模型建立準(zhǔn)確、可靠的計 算模型 ,是應(yīng)用有限元法進行分析的重要步驟之一。214 28 35 9 33 /17 52 .91JJ P NP N m mA m m? ? ? （ ） 連桿大頭則是承受活塞組 1M 和連桿小頭 2M 往復(fù)慣性力及連桿大頭 3M 產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)慣性力，這個力在大頭內(nèi)孔表面的面積上產(chǎn)生的壓力為： 2m a x 22 3 5 0 5 . 5 5 9 2 3 . 8 5 8 8 /6 0 9 1 . 4 0 4JJ P NP N m mA mm? ? ? （ ） 已知氣缸內(nèi)最大爆發(fā)壓力為： ? ? 232 6m a x1 3 0 1 0 1 0 1 0 1 3 2 6 6 544zz DP P N?? ???? ? ? ? ? ? （ ） 氣缸內(nèi)氣體最大爆發(fā)壓力的一瞬間，此時連桿承受最大壓力以及活塞組和連桿體本身的慣性力。 連桿載荷的計算 取進氣開始時刻的最大慣性載荷作為連桿的最大受拉工況，此時連桿小頭受到的是活塞組 M1的最大往復(fù)慣性力： ? ?21 m a x 1 1JP M r???? （ ） ? ? 22 . 5 2 9 0 . 0 6 2 5 6 8 4 6 9 . 4 4 4 1 0 . 3 2 1 4 2 8 5 . 6 3 5 9 /N m m? ? ? ? ? ? 連桿大頭則是承受活 塞組 1M 和連桿小頭 2M 往復(fù)慣性力及連桿大頭 3M 產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)慣性力 ： ? ? ? ?221 m a x 2 m a x 3 1 2 31J J JP P P P M M r M r? ? ?? ? ? ? ? ? ? ? （ ） ? ?2 . 5 2 9 0 . 3 1 1 0 . 0 6 2 5 6 8 4 6 9 . 4 4 4 1 . 3 2 1 . 7 4 4 0 . 0 6 2 5 6 8 4 6 9 . 4 4 4? ? ? ? ? ? ? ?1 6 0 4 2 . 3 8 9 8 5 0 2 3 . 9 4 5 4 2 3 5 0 5 . 5 5 9 2 N? ? ? 式中 1max,JP ， 2max,JP ， 3P 分別為活塞組、連桿小頭和連桿大頭的慣性力。 圖 410 連桿軸瓦 ，很多過程與上一部分相似，這里不再贅述， 建成的連桿端蓋如圖 411 所示 。 如圖 49（ b） 所示。 如圖 49（ a） 所示。建成的連桿端蓋如圖 48所示 。 【插入】→【拉伸】命令進入。定義內(nèi)部草繪，繪制基 本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設(shè)計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定后，選擇去材料。 22 圖 44 連桿小頭油孔 建立連桿凹槽 ，選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入 。 ，以 PRONT 面為基準(zhǔn)，向兩邊使用拉伸命令， 如圖 43所示。 FRONT 面，選擇菜單中的【插入】→【拉 伸】命令進入。 ，參照 TOP 面，偏距平移輸入 。 圖 41 建立連桿體主體 FRONT 面 。 本章小結(jié) 本章在設(shè)計連桿的過程中， 首先計算了 連桿小頭 承受的徑向力 、 疲勞安全系數(shù)、對連桿剛度進行了校核，之后又計算了 連桿桿身 的最大拉伸力 、 疲勞安全系數(shù) .還對 連桿大頭進行了 同樣的 強度剛度校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷 和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并 進 行檢驗校核。 連桿螺栓的工作負荷與預(yù)緊力 發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力 P 和最大拉伸載荷 ?jP ，預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預(yù)緊力 P1；二是保證發(fā)動機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分 開所必須具有的預(yù)緊力 P2[7]。 在垂直擺動平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為 ： 2 ????? 桿身安全系數(shù)許用值在 ~ 的范圍內(nèi)， 則 校核合格。 ???? ，因此在擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)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 ； ]6)633(6 2 [121])([121 3333 ???????? htBBHI x ? 4mm ； 將式（ ）改為： mcx fPk1?? （ ）式中 1k — 連桿系數(shù)， 221 ??????? mx fIlck； 則擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為： 7 09 5 8 4 0 4 5 1 7 ???x? MPa 同理，在垂直于擺動平面內(nèi)的合成應(yīng)力為 ： 16 mcmyy fPfIlc )41( 2??? （ ） ]6633)66 2 [(121])[(121 3333 ???????? htBhHI y ? 4mm 將式 （ ） 改成 ： mcy fPk2?? （ ） 式中 ： 2k — 連桿系數(shù)， 90 64 222 ???????? my fIlck。 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。 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 ，取 21 ??? 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， ???a?2/mmN ； 14 m? — 平均應(yīng)力， 2 0 4 1 ???m? 2/mmN； ?? — 工藝系數(shù)， ~??? ，取 。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。 11 本章小結(jié) 本章在設(shè)計連桿的過程中， 是很重要一環(huán)，先對連桿進行了運動分析、 受力分析，而后對連桿設(shè)計 結(jié)構(gòu)特點進行了簡要地分析，并說明了連桿的工作條件和設(shè)計要點，還 對連桿的材料性能及特點進行了比較與分析。連桿大頭與連桿蓋得分開面大多垂直連桿軸線，稱為平切口連桿。 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 10 圓角半徑。 連桿桿身截面的高 H 一般大約是截面 寬度的 ～ 倍，而 B 大約等于（ ～） D(D 為氣缸直徑 )。柴油機 B1≈ d1。 在小頭上方開有集油孔或集油槽，靠曲軸箱中飛濺的油霧進行潤滑。優(yōu)點是構(gòu)形簡單、制造方便， 材料能充分應(yīng)用，受力時應(yīng)力分布較均勻。連桿長度的確定必須與所設(shè)計的內(nèi)燃機整體相適應(yīng)，連桿設(shè) 計完成后應(yīng)進行零件之間的防碰撞校核，應(yīng)校核當(dāng)連桿在最大擺角位置上時是否與氣缸套的下緣相碰，以及當(dāng)活塞在下止點附近位置上時活塞下緣是否與平衡重相碰，它們之間的最小距離都不應(yīng)小于 2～ 5毫米 [3]。因此在柴油機設(shè)計時 ,當(dāng)運動件不與有關(guān)零部件相碰時 ,都力求縮短連桿的長度。這種鋼經(jīng)過熱處理后具有纖維斷面 ,這對受沖擊、受交變載荷的連桿特別有用。 連桿的材料性能及特點 柴油機連桿在整個工作過程中受拉伸、壓縮以及慣性力和連桿力矩所生成的交變的載荷，尤其是大功率柴油機的工作 條件更差，因此必須保證連桿具有足夠的疲勞強度及結(jié)構(gòu)剛度。如果強度不足，在發(fā)動機動轉(zhuǎn)過程中一旦發(fā)生連桿桿身、大頭蓋和連桿螺栓斷裂，就會使機器受到嚴(yán)重的破壞。作用于活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸 [5]。 連桿的結(jié)構(gòu)分析 連桿組一般由連桿體、大頭蓋、連桿螺栓、軸瓦和連桿 小頭襯套等組成。 這三種力的大小和方向隨著曲軸轉(zhuǎn)角的變化而不斷地變化。 5 第 2 章 連桿的結(jié)構(gòu)設(shè)計與 分析 連桿的運動 和受力 分析 連桿是柴油機傳遞動力的主要運動件 ,在機體中作復(fù)雜的平面運動 ,連桿小頭隨活塞作上下運動 ,連桿大頭隨曲軸作高速回轉(zhuǎn)運動。 設(shè)計 研究 的主要 內(nèi)容 對 柴油 機運行過程中 連 桿機構(gòu)受力分析 進行 深入研究，其主要的研究內(nèi)容有 ： 1. 對連桿 進行運動學(xué)和動力學(xué)分析， 分析連桿中各種力的作用情況，并根據(jù)這些力對連桿 的主要零 部 件進行強度、剛度等方面的計算和 校核 ，以便 達到設(shè)計要求。所以，連桿的工藝設(shè)計 4 只有通過現(xiàn)場的不斷改善，才能 最終達到設(shè)計的目標(biāo)。 高強 度、輕量化、低成本是發(fā)動機連桿的發(fā)展趨勢，我國的發(fā)動機鍛鋼連桿制造技術(shù)