【正文】 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(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 ?? 。 （ 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 ； 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 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)。 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 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。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。 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。 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， ? ， ? 。 材料的選擇 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 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。 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。 設(shè)計要求 連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產(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。 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，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運動。 工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 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。 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。氣環(huán) mmb ~? ，油環(huán) mmb 5~3? ，取 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? 。 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。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。 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)。 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 ，山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 35 但當制造精度有保證時，兩邊共 mm3~2 就足夠了，取間隙 為 mm3 。 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。 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? 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 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。表面加工精度及粗糙度要求極高，高溫下熱穩(wěn)定性好。活塞銷與活塞銷座和連桿小頭襯套孔的連接配合，采用“全浮式”。如果把活塞銷偏心布置，則能使瞬時的過渡變成分布的過渡，并使過渡時刻先于達到最高燃燒壓力的時刻 ，因此改善了發(fā)動機的工作平順性 [13]。 則 6 3 1 5 ???q MPa 一般發(fā)動機活塞裙部比壓值約為 ~ ，所以設(shè)計合適。 裙部單位面積壓力（裙部比壓）按下式計算： 2maxDHNq? （ ） 式中： maxN — 最大側(cè)作用力，由動力計算求得， maxN = D — 活塞直徑， mm； 2H — 裙部高度， mm 。因此，在決定活塞裙部長度是應(yīng)保持足夠的承壓面積，以減少比壓和磨損。 圖 活塞銷裙部的橢圓形狀 [9] 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 32 裙部的尺寸 活塞裙部是側(cè)壓力 N 的主要承擔者。常用的橢圓形狀是按下列公式設(shè)計的： )2c o s1(4 ?? ???? dD （ ） 式中 D 、 d 分別為橢圓的長短軸，如圖 所示。 把活塞裙部的橫斷面設(shè)計成與裙部變形相適應(yīng)的形狀。解決這個問題的比較合理的方法應(yīng)該使盡量減少從活塞頭部流向裙部 的熱量，使裙部的膨脹減低至最?。换钊共啃螤顟?yīng)與活塞的溫度分布、裙部壁厚的大小等相適應(yīng)[12]。 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 31 因此，為了避免拉毛現(xiàn)象，在活塞裙部與氣缸之間必須預先流出較大的間隙。三種情況共同作用的結(jié)果都使活塞在工作時沿銷座方向漲大，使裙部截面的形狀變成為“橢圓”形，使得在橢圓形長軸方向上的兩個端面與氣缸間的間隙消失，以致造成拉毛現(xiàn)象。承受側(cè)向力作用的裙部表面，一般只是在兩個銷孔之間的弧形表面。 分析活塞在發(fā)動機中工作時裙部的變形情況?；钊貧飧淄鶑瓦\動時，依靠裙部起導向作用，并承受由于連桿擺動所產(chǎn)生的側(cè)壓力 N 。在 通常 的 尺寸 比例 下 ，可 假定 槽 底（ 岸根 ） 直 徑mmDD 6 ????? ，環(huán)槽深 t? 為： mmDt 6 ????? 于是作用在岸根的彎矩為 3m a x2221 )(4)( DptDDpp ????? ? （ ） 而環(huán)岸根斷面的抗彎斷面系數(shù)近似等于 DcDc 3121 ??? 所以環(huán)岸根部危險斷面上的彎曲應(yīng)力 21m a x213m a x )(cDpDcDp ??? （ ） 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 30 ) ( 2 ???? 5 2/cmN 同理得剪切應(yīng)力為： 1m a x ????? cDp?2/cmN （ ） 接合成應(yīng)力公式為： 2222 ??????? ??? 2/mmN （ ） 考慮到鋁合金在高溫下的強度下降以及環(huán)岸根部的應(yīng)力集中，鋁合金的許用應(yīng)力 40~30][ ?? 2/mmN ， ][?? ?? ，校核合格。 已知 maxp = MPa ，則 M P ap ??? ，M P ap ??? ， 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 29 圖 環(huán)與環(huán)槽的配合間隙及環(huán)槽結(jié)構(gòu) 圖 第一環(huán)岸的受力 環(huán)岸是一個厚 1c 、內(nèi)外圓直徑為 39。 （ 4）環(huán)岸的強度校核 在膨脹沖程開始時，在爆發(fā)壓力作用下，第一道活塞環(huán)緊壓在第一環(huán)岸上?；钊h(huán)側(cè)隙在不產(chǎn)生上述損傷的情況下愈小愈好，目前，第一環(huán)與環(huán)槽側(cè)隙一般為 ~，二、三環(huán)適當小些，為 ~，油環(huán)則更小些，這有利于活塞環(huán)工作穩(wěn)定和降低機油消耗量，側(cè)隙確定油環(huán)槽中必須設(shè)有回油孔，并均勻地布置再主次推力面?zhèn)?，回油孔對降低機油消耗量有重要意義，三道活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙如表 所示 : 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 28 表 活塞環(huán)的開口間隙及側(cè)隙 活塞環(huán) 開口間隙 /mm 側(cè)隙 /mm 第一道環(huán) ~ ~ 第二道環(huán) ~ ~ 第三道環(huán) ~ ~ 活塞環(huán)的背隙 ?? 比較大，以免環(huán)與槽底圓角干涉。一般該倒角為 ?45)~( ? 。槽底圓角一般為 ~。 t?? 。? 使導熱良好，不讓熱量過多地集中在最 高一環(huán)，其平均值為 39。復雜形狀的活塞頂要特別注意避免尖角，所有尖角均應(yīng)仔細修圓，以免在高溫下熔化。所以活塞頂厚度 ? 應(yīng)從中央到四周逐漸加大，而且過渡圓角 r應(yīng)足夠大，使活塞頂吸收的熱量能順利地被導至第二、三環(huán)，以減輕第一環(huán)山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 27 的熱負荷，并降低了最高溫度 [9]。活塞頂接受的 熱量，主要通過活塞環(huán)傳出。大多數(shù)汽油機正是采用平頂活塞，由于 AJR 型發(fā)動機為高壓縮比 ?? ，因而采用近似于平頂?shù)幕钊? 活塞頂和環(huán)帶斷面 （ 1）活塞頂 活塞頂?shù)男螤钪饕Q于燃燒室的選擇和設(shè)計。 對 于 汽 油 機DH )~(1 ? ，所以 mmDH 3 8 6 ????? 。所以在一般設(shè)計中，選取活塞上裙尺寸一般應(yīng)使銷座上方油環(huán)槽的位置處于銷座外徑上面，并且保證銷座的強度不致因開槽而削弱，同時也不致因銷座處材料分布不均引起變形，影響油環(huán)工作。 山東科技大學泰山科技學院學士學位論文 26 因此，環(huán)帶高度 mmbcbcbh ???????????（ 3）上裙尺寸 確定好活塞頭部環(huán)的布置以后，壓縮高度 H1最后決定于活塞銷軸線到最低環(huán)槽 （油環(huán)槽）的距離 h1。實際發(fā)動機的統(tǒng)計表明， Dc )~(1 ? ， 12 )2~1( bc ? ，汽油機接近下限。當然，第二環(huán)岸負荷要比第一環(huán)岸小得多，溫度也低，只有在第一環(huán)岸已破壞的情況下，它才可能被破壞。取 mmb ? ， mmb ? ， mmb 33 ? 。在小型高速內(nèi)