【正文】 圖310 連桿大頭旋轉(zhuǎn)體（2） 同小頭內(nèi)徑孔的建立過程，可得出大頭內(nèi)徑孔，如圖311所示。 圖36 定義旋轉(zhuǎn)體對話框 圖37 連桿小頭旋轉(zhuǎn)體 （3）選擇平面做參考平面，單擊工具欄上的“孔圖標(biāo)”，系統(tǒng)會彈出如圖38所示的“孔定義”對話框，在“擴(kuò)展”下拉列表框中選擇“直到最后”在“直徑”文本框中輸入小頭內(nèi)徑尺寸“”，在深度文本框中輸入“42”，單擊右邊的“定位草圖”按鈕，進(jìn)入孔的草圖模式狀態(tài)，約束草圖位置，如圖39所示。 圖35 小頭草圖繪制（2） 單擊“在對話框中定義的約束”圖標(biāo)，完成約束定義。 圖33 凸臺定義對話框 圖34 連桿桿身三維草圖拉伸結(jié)連桿小頭的建立（1）選取平面為草圖參考面，然后單擊工具欄中的“草圖”圖標(biāo)，進(jìn)入草圖繪制模式。（3）利用“直線”、“點(diǎn)”、“快速剪裁”等命令按鈕繪制草圖，然后單擊工具欄上的“尺寸標(biāo)注”，完成尺寸標(biāo)注（如圖32所示），單擊“在對話框中定義的約束”圖標(biāo)，完成約束定義，然后單擊“退出工作臺”圖標(biāo)，退出工作臺。如圖31所示。連桿具有兩個(gè)互相垂直的對稱面，建模過程中可以利用兩個(gè)對稱面，對局部特征進(jìn)行鏡像和復(fù)制操作，從而快速完成特征創(chuàng)建。 本章小結(jié) 本章的主要內(nèi)容是參照《柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊》、《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》，完成了連桿各參數(shù)的設(shè)計(jì)及傳統(tǒng)校核，為后面的建模和有限元分析奠定了基礎(chǔ)，是本設(shè)計(jì)中十分重要的一環(huán)。 連桿螺栓的受力（1）每只螺栓所受的慣性力 連桿為平切口，式中 —螺栓數(shù)，（2）螺栓應(yīng)加的預(yù)緊力 據(jù)奧爾林所著《內(nèi)燃機(jī)》第二卷推薦： ，取（3）每只螺栓所受的拉力 式中: —基本負(fù)荷系數(shù)，（4）螺栓桿身的最大拉應(yīng)力（5）螺栓桿身的最小拉應(yīng)力 螺紋所受拉應(yīng)力（1）最大拉應(yīng)力 式中：—螺紋內(nèi)徑，（2）最小拉應(yīng)力 螺栓安全系數(shù)（1）動載安全系數(shù) =式中：—拉伸強(qiáng)度極限； 對40取 —靜載疲勞極限； —對稱循環(huán)拉伸強(qiáng)度極限， 取 —應(yīng)力集中系數(shù)； 螺栓桿身取， 螺紋取 —工藝系數(shù)， —尺寸系數(shù) —表面質(zhì)量系數(shù) —角系數(shù)； ①螺栓桿身安全系數(shù) 式中： ②螺栓安全系數(shù) 式中： （2）靜載安全系數(shù)①螺栓桿身安全系數(shù) ==②螺栓安全系數(shù) == 推薦螺栓各部安全系數(shù)＞2為宜，現(xiàn)計(jì)算所得均大于2，故設(shè)計(jì)安全。 連桿大頭橫向直徑減少值 ，所以滿足強(qiáng)度要求。 —連桿作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動質(zhì)量， —連桿大頭蓋質(zhì)量， （2）連桿蓋中心截面上的應(yīng)力 式中 —螺栓中心線距離，=—大頭中央截面的慣性矩,=—軸承中央截面的慣性矩，=—大頭中央截面面積，—軸承中央截面面積，Z —計(jì)算斷面的抗彎斷面模數(shù)，由《材料力學(xué)》附錄Ⅱ表4，查得Z=。做平面運(yùn)動的連桿組，根據(jù)動力學(xué)等效性的質(zhì)量，質(zhì)心和轉(zhuǎn)動慣量守恒三原則進(jìn)行質(zhì)量換算。 圖27 連桿大頭計(jì)算簡圖 連桿大頭蓋受力（1）大頭蓋受慣性力拉伸負(fù)荷 連桿大頭蓋在進(jìn)氣沖程開始即當(dāng)活塞在上止點(diǎn)時(shí)承受往復(fù)運(yùn)動質(zhì)量和連桿大頭的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的慣性力。 強(qiáng)度計(jì)算假設(shè) 目前還沒有比較合理的驗(yàn)算連桿大頭強(qiáng)度的公式，對連桿大頭的計(jì)算作如下假設(shè)： （1）連桿大頭與大頭蓋作為一個(gè)整體； （2）作用力所引起的單位長度載荷是按余弦規(guī)律沿大頭蓋分布的； （3）軸瓦和大頭蓋變形是相同的； （4）大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面的一致；大頭的曲率 半徑假定等于螺栓中心距的一半。（3）應(yīng)力幅和平均應(yīng)力在擺動平面內(nèi)：在垂直于擺動平面內(nèi)：（4）安全系數(shù)連桿身安全系數(shù)為 ，則，在擺動平面內(nèi)， 在垂直于擺動平面內(nèi)， 連桿安全系數(shù)的范圍為，均滿足，故設(shè)計(jì)安全。（2）由壓縮和縱彎曲引起的合成應(yīng)力 連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。 綜上所述，小頭設(shè)計(jì)安全。 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表54查得，取 —應(yīng)力幅， —平均應(yīng)力， —角系數(shù)， —考慮表面加工情況的工藝系數(shù)，—材料在對稱循環(huán)下的彎曲疲勞極限，—材料在脈沖循環(huán)下的彎曲疲勞極限，對于鋼，取帶入數(shù)據(jù)可得，則：小頭的安全系數(shù)一般不小于，滿足條件，故安全。 連桿小頭軸承的比壓校核 查《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》，對于柴油機(jī)，故滿足要求。 圖24 連桿小頭受拉后內(nèi)外表面應(yīng)力分布 圖25 連桿小頭受壓時(shí)計(jì)算簡圖③由活塞的慣性力在連桿小頭中引起的拉應(yīng)力當(dāng)活塞在上止點(diǎn)時(shí)，小頭受到最大的慣性力的作用，小頭受到的最大拉應(yīng)力 ，故安全。參數(shù)活塞組質(zhì)量連桿小頭質(zhì)量連桿大頭質(zhì)量最大燃?xì)鈮恨D(zhuǎn)速數(shù)值（mm） 表27 用于連桿校核已知參數(shù)（1）由于溫度過盈和壓配襯套而產(chǎn)生的力①溫度過盈量 小頭襯套材料為錫青銅，溫度過盈量 T式中： —錫青銅襯套材料的熱膨脹系數(shù) —鋼的小頭材料熱膨脹系數(shù) —連桿小頭的溫升 一般 ，取 —小頭內(nèi)徑 ②壓入過盈受熱膨脹小頭所受的徑向壓力P式中： —小頭外徑 —小頭內(nèi)徑 —襯套內(nèi)徑 —泊桑系數(shù) —連桿材料的抗拉彈性模數(shù) 對于鋼 —青銅襯套的抗拉彈性模數(shù) 對于青銅 —襯套裝配過盈量③由P產(chǎn)生的小頭應(yīng)力外表面的應(yīng)力：內(nèi)表面的應(yīng)力：許用值和在，故設(shè)計(jì)安全。螺栓參數(shù)如表26所示。如果連桿蓋和大頭松脫或者螺栓斷裂將造成很嚴(yán)重的后果，所以要求螺栓有足夠強(qiáng)度。連桿大頭設(shè)計(jì)參數(shù)如表25所示。 平切口大頭所連接的曲柄銷直徑可以增加到，為軸瓦厚度，查《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》，對于柴油機(jī)，取，大頭內(nèi)徑+2；通常軸承直徑，取對于平切口連桿，連桿大頭高度，取。其在小型高速柴油機(jī)上有廣泛應(yīng)用。 《柴油機(jī)設(shè)計(jì)手冊》，大頭寬度，取根據(jù)原機(jī)實(shí)際情況連桿大頭采平切口形式。參數(shù)Bt數(shù)值(mm) 表24 連桿桿身截面設(shè)計(jì)參數(shù)桿身截面尺寸如圖22所示。襯套設(shè)計(jì)參數(shù)如表23所示。在設(shè)計(jì)中，應(yīng)盡可能加大連桿小頭襯套的承壓面積以降低比壓。參數(shù)小頭內(nèi)徑小頭外徑小頭寬度數(shù)值（mm） 表22 連桿小頭主要設(shè)計(jì)參數(shù)小頭結(jié)構(gòu)形式如圖21所示。為了緩和應(yīng)力集中，可采用二段或三段圓弧過渡。考慮到實(shí)際情況，在小頭頂端開有油孔，是潤滑油經(jīng)小孔潤滑活塞銷和小頭軸承。 R/ld/Dd2/DD1/Db1/db2/D1l1/D1dM/DH/DB/Ht/H 表21連桿主要尺寸比例 連桿小頭設(shè)計(jì)連桿小頭與活塞銷連接，承受巨大的燃?xì)庾饔昧?，位于活塞?nèi)腔，特點(diǎn)是尺寸小、軸承比壓高、溫度高、軸承表面相對運(yùn)動速度低。但是過大的曲柄連桿比會引起活塞側(cè)壓力增加，導(dǎo)致摩擦損失增大，加速活塞、活塞環(huán)、氣缸套的磨損，影響其可靠性。 連桿主要尺寸參數(shù)的設(shè)計(jì) 連桿長度L