【正文】 型車使用柴油機(jī)占百分之百，轎車比例日益上升。而在中國由于各方原因， 20xx 年的乘用車銷量中柴油汽車僅占 ﹪，普較占 ﹪。目前重車基本應(yīng)用柴油發(fā)動機(jī)，而輕型車配柴油機(jī)只占 33﹪。其中 40 萬臺重型柴油機(jī)， 27 萬臺中、輕型柴油機(jī)，比 06 年增加 8﹪ [3]。近年玉柴研制出 YC4V、 YC6L40都可達(dá)到歐Ⅲ或歐Ⅳ標(biāo)準(zhǔn)。大眾柴油機(jī)向奔馳集團(tuán)年供 12 萬臺。 隨著汽車工業(yè)制造技術(shù)的發(fā)展，對于發(fā)動機(jī)的動力性能及可靠性要求越來越高，而連桿的強(qiáng)度、剛度對提高發(fā)動機(jī)的動力性及可靠性至關(guān)重要，因此國內(nèi)外各大發(fā)動機(jī)研制公司對發(fā)動機(jī)連桿用材料及制造技術(shù)的研究都非常重視。非調(diào)質(zhì)鋼由于其材料的 成本不高，作為一種廉價的節(jié)能鋼種，非調(diào)質(zhì)鋼正在逐步地取代調(diào)質(zhì)鋼，國外幾乎完全采用非調(diào)質(zhì)鋼生產(chǎn)連桿。粉末燒結(jié)鍛造連桿的特點是經(jīng)濟(jì)效益顯著，一般認(rèn)為粉末燒結(jié)鍛造連桿與鍛鋼連桿相比，材料可節(jié)約 40%，生產(chǎn)成本可降低 10%，能源消耗可節(jié)；但前些年由于金屬粉末的種類極少，又受到成本的限制，發(fā)展不快。 高強(qiáng) 度、輕量化、低成本是發(fā)動機(jī)連桿的發(fā)展趨勢，我國的發(fā)動機(jī)鍛鋼連桿制造技術(shù)與國外差距不大，但在連桿輕量化方面還相當(dāng)落后。 雖然連桿加工本身所包括的工藝內(nèi)容并不復(fù)雜，但由于材質(zhì)、外形尺寸以及要求的加工精度，經(jīng)常給加工帶來不少困難。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(dá)到設(shè)計的目標(biāo)。這樣，工程師可以更加專注于產(chǎn)品設(shè)計本身，而不是產(chǎn)品的圖形表示。 設(shè)計 研究 的主要 內(nèi)容 對 柴油 機(jī)運行過程中 連 桿機(jī)構(gòu)受力分析 進(jìn)行 深入研究，其主要的研究內(nèi)容有 ： 1. 對連桿 進(jìn)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(jìn)行強(qiáng)度、剛度等方面的計算和 校核 ，以便 達(dá)到設(shè)計要求。 CAD、 Pro/E 軟件對連桿進(jìn)行了三維幾何建模，在利用 ANSYS 軟件進(jìn)行連桿的前處理過 程中，包括實體建模、定義材料屬性、定義單元類型、網(wǎng)格劃分；求解過程，包括施加約束、施加載荷、進(jìn)行求解計算；后處理過程，包括結(jié)果的觀察、分析和檢驗。 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(jī)傳遞動力的主要運動件 ,在機(jī)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。其作用是將活塞頂?shù)臍怏w壓力傳給曲軸， 又受曲軸驅(qū)動而帶動活 塞壓縮氣缸中的氣體 [3]。 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。 由于連桿為一細(xì)長桿件，當(dāng)受壓縮和橫向慣性力作用時，若連桿桿身剛度不足，則會產(chǎn)生彎曲變形。 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。連桿大頭的上部與連桿大頭蓋一起組成連桿大頭， 連桿結(jié)構(gòu)如圖 21 所示。作用于活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸 [5]。在力的作用下，桿身應(yīng)該不致被顯著壓彎，連桿大小頭也應(yīng)該不致顯著失圓。如果強(qiáng)度不足，在發(fā)動機(jī)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(jī)器受到嚴(yán)重的破壞。連桿大小頭軸 承的潤滑條件苛刻，工作中反復(fù)受到擠壓和沖擊 [6]。 連桿的材料性能及特點 柴油機(jī)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(jī)的工作 條件更差，因此必須保證連桿具有足夠的疲勞強(qiáng)度及結(jié)構(gòu)剛度。 目前用于連桿的材料多為中碳鋼，而對大功率柴油機(jī)連桿則多采用高強(qiáng)度合金鋼。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。 連桿基本參數(shù)的確定 根據(jù)設(shè)計要求確定 4110 柴油機(jī)的主要性能參數(shù)如表 所示。因此在柴油機(jī)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。連桿長度越短，即 ? 越大，則可降低發(fā)動機(jī)高度，減輕運動件重量和整機(jī)重量，對高 8 速化有利，但 ? 大，使二級往復(fù)慣性力及氣缸側(cè)壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸相碰的可能性。連桿長度的確定必須與所設(shè)計的內(nèi)燃機(jī)整體相適應(yīng)，連桿設(shè) 計完成后應(yīng)進(jìn)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]。 連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計 小頭結(jié)構(gòu)型式 現(xiàn)代內(nèi)燃機(jī)絕大多數(shù)采用浮式活塞銷，也就是說，在運轉(zhuǎn)過程中活塞的銷座中和在連桿的小頭中都是能夠自由轉(zhuǎn)動的。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。 圖 22 連桿小頭結(jié)構(gòu)型式 連桿襯套 襯套與連桿小頭孔為過盈配合，青銅襯套與活塞銷的配合間隙 ? 大致在（ ～） d 的范圍內(nèi)，在采用粉末冶金襯套時，由于襯套壓入后，內(nèi)徑會縮小，因此配合間隙應(yīng)適當(dāng)放大，一般 ? 大致在（ ～ ） d。 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(jìn)行潤滑。 9 設(shè)計襯套寬度與連桿小頭等寬， 襯套的厚度一般為 mm3~2?? ， 本設(shè)計取?? 。柴油機(jī) B1≈ d1。連桿桿身采用工字形截面，其長軸位于連桿擺動平面，這種截面對材料利用得最為合理，這是由于連桿在擺動平面內(nèi)上下兩端的連接相當(dāng)于鉸支，而在垂直連桿擺動平面的方向，其上下兩頭的連接則相當(dāng)于兩端固定的壓桿，故后者穩(wěn)定性好，允許的失穩(wěn)臨界力大。 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 )。桿身的最小截面積與活塞面積之比，對于鋼制連桿來說大約是在 1125 30的范圍內(nèi) [6]。 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。其中 D B2是根據(jù)曲軸強(qiáng)度、剛度和軸承的承壓能力，在曲軸設(shè)計中確定。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。 大頭結(jié)構(gòu)尺寸 根據(jù)《柴油機(jī)設(shè)計手冊》得到以下數(shù)據(jù)： )~(2 DD ? mmDD ??取 )~(22 DB ? 22 ?? DB取 mmb ?則大頭寬度 mm3~ ?? mm32 ??取 mmd ?則大頭孔直徑 D）（ ~ m ? m ?? D取 連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度 221 )~( dHH ?? ，取 mmdH 21 ?? ，取 mmdH 22 ?? ， 為了提高連桿大頭結(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離 2)~( dC ? ，取 mmdC 2 ?? ，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于 2毫米，取 5毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。 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(jìn)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(jìn)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(jìn)行了比較與分析。 12 第 3 章 連桿的 強(qiáng)度、剛度計算 連桿小頭的強(qiáng)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。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。 圖 連桿小頭主要結(jié)果尺寸 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 ： MPaddEdDdDEdd t]dd[1][1)(p212212221221 ??????????????????? （ ） 式中 ： ? — 襯套壓入時的過盈， mm ； 一般青銅襯套 ~ 1 ?? ，取 mm0 3 0 . 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??? ?? ； 13 ?? — 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 M P 5?? ； E? — 襯套材料的彈性模數(shù) ，青銅 M Pa539。 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 。 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 。 連桿桿身的強(qiáng)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?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮，為了計算疲勞強(qiáng)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。 則 最大拉伸應(yīng)力為： ??? MPa 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧?maxgp 時，并可認(rèn)為是在上止點，最大壓縮力為： jgc PpP ?? max （ ） N04 17 3)44 76 6( 40 6 ???? 連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。 ???? ，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。 連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把 x? 或 y? 看作循環(huán)中的最大應(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 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。 連桿蓋的最大載荷是在 進(jìn)氣沖程開始的，計算得： NPPP rj 7 3 4 8 3 0 0 6 74 4 4 7 6 6m a x2 ????? （ ） 作用在危險斷面上的彎矩 1M 和法向力 1N 由經(jīng)驗公式求得： 0 1 9 7 4400 0 0 8 1 2 0 37 3 4 8 3 3)0 0 0 8 1 2 (2 021 ????????? ）（?CPMNPN 4 4 6 3)400 0 2 (7 3 4 8 3 3)0 0 2 ( 021 ??????? ? （ ） 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為 ： IIMM ?