毕业论文-往复泵曲柄连杆机构仿真和设计-文档精品

原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 摘 要 往复泵（reciprocating pump） 依靠活塞、柱塞或隔膜在泵缸内往复运动使 缸内工作容积交替增大和缩小来输送液体或使之增压的容积式泵。 往复泵按往复 元件不同分为活塞泵、柱塞泵和隔膜泵 3 种类型。 往复泵主要用于给水，手动活塞泵是一种应用较广的家庭生活水泵， 可作为 石油矿场的钻井泥浆泵、抽油泵。隔膜泵特别适合于输送有剧毒、放射性、腐蚀 性的液体、贵重液体和含有磨砾性固体的液体。隔膜泵和柱塞泵还可当作计量泵 使用。 本设计对往复式泵（活塞泵）主要分析设计了曲柄连杆机构进行了分析。首 先， 以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在运 动中的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞 组、连杆组以及曲轴进行详细的结构设计，并进行了结构强度和刚度的校核。再 次， 应用三维 CAD 软件： SolidWorks 建立了曲柄连杆机构各零部件的几何模型， 在此工作的基础上，利用 SolidWorks 软件的装配功能，将曲柄连杆机构的各组 成零件装配成活塞组件、连杆组件和曲轴组件，然后利用 SolidWorks 软件的机 构分析模块，建立曲柄连杆机构的多刚体动力学模型，进行运动学分析和动力学 分析模拟，研究了在不考虑外力作用并使曲轴保持匀速转动的情况下，活塞和连 杆的运动规律以及曲柄连杆机构的运动包络。仿真结果的分析表明，仿真结果与 发动机的实际工作状况基本一致，文章介绍的仿真方法为曲柄连杆机构的选型、 优化设计提供了一种新思路。 关键词：曲柄连杆机构；受力分析；仿真建模；运动分析 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 ABSTRACT A reciprocating pump rely on the piston, the piston or diaphragm in the pump-cylinder reciprocating movement so that the working volume in cylinder alternately increase and reduce the displacement pump to transport liquid or pressurized. Reciprocating pump reciprocating components are divided into three types of piston pumps, piston and diaphragm pumps. The main features ，particularly suitable for the transport of highly toxic, radioactive, corrosive liquids, the precious liquid and liquid containing molasse solid. Diaphragm pumps and piston pumps can also be used as a metering pump. The design of the reciprocating pump (piston pump) analysis, design the crank linkage analysis. First of all, the basis of theoretical knowledge of the kinematics and dynamics, detailed analysis of the crank linkage law of motion and force in the movement, and to get a precise analysis of the results. Followed by detailed structural design of the piston group, the link group as well as the crankshaft, and the checking of structural strength and stiffness. Again, the application of three-dimensional CAD software: SolidWorks established geometric model of the crank linkage parts, on the basis of this work, the use of SolidWorks software assembly functions, crank linkage of the constituent parts are assembled into the piston assembly, connecting rod assembly and crankshaft assembly, and then use the institutions of SolidWorks software analysis module, the establishment of multi-body dynamics model of the crank linkage kinematic analysis and dynamic analysis simulation to study without taking into account external force and crank maintain uniform rotation, the law of motion of the piston and connecting rod and crank linkage movement envelope. The simulation results of the analysis show that the simulation results with the actual work of the engine situation is basically the same, the article describes the simulation method for the selection of the crank linkage, to optimize the design of a new idea. Keywords: crank linkage; Stress Analysis; simulation modeling; motion analysis, 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 目 录 摘 要 I ABSTRACT II 目 录 . 1 第 1 章 绪 论 . 1 1.1 选题的目的和意义 . 1 1.2 往复式真空泵工作原理 . 1 1 1.3 毕业设计要求及原始数据： . 2 1.4 设计研究的主要内容 3 第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 . 4 2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 . 4 2.2 曲柄连杆机构运动学 . 4 2.1.1 活塞位移 . 5 2.1.2 活塞的速度 . 6 2.1.3 活塞的加速度 . 7 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 . 7 2.2.1 缸内工质的作用力 . 7 2.2.2 机构的惯性力 . 7 2.3 本章小结 . 12 第 3 章 连杆组的设计 . 12 3.1 连杆的设计 . 12 3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 . 12 3.1.2 连杆长度的确定 . 13 3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 . 13 3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 . 16 3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 . 19 3.2 连杆螺栓的设计 . 21 3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 . 21 3.2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 . 21 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 3.3 本章小结 . 22 第 4 章 曲轴的设计 . 23 4.1 曲轴的结构型式和材料的选择 . 23 4.1.1 曲轴的工作条件和设计要求 . 23 4.1.2 曲轴的结构型式 . 23 4.1.3 曲轴的材料 . 23 4.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计 . 24 4.2.1 曲柄销的直径和长度 . 24 4.2.2 主轴颈的直径和长度 . 24 4.2.3 曲柄 . 25 4.2.4 平衡重 . 25 4.2.5 油孔的位置和尺寸 . 25 4.2.6 曲轴两端的结构 . 26 4.2.7 曲轴的止推 . 26 4.3 曲轴的疲劳强度校核 . 27 4.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩 . 27 4.3.2 名义应力的计算 . 29 4.4 本章小结 . 31 第 5 章 曲柄连杆机构的实体建模 . 32 5.1 曲轴的模型 . 32 5.2 连杆的模型 . 33 5.3 活塞的模型 . 35 第 6 章机构有限元分析 . 35 结 论 . 39 参考文献 . 40 致 谢 . 41 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 1 第 1 章 绪 论 1.1 选题的目的和意义 曲柄连杆机构是往复泵的传递运动和动力的机构，通过它外部的动力通过曲轴的 旋转运动转移到活塞的往复直线运动。因此，曲柄连杆机构是往复泵中主要的受力部 件，其工作可靠性就决定了往复泵工作的可靠性。随着往复泵强化指标的不断提高， 机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计过程中保证 机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关 键性问题。 通过设计，确定往复泵曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，包括必要的结构 尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。 在传统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满 足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算， 同时要满足校核计算，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。 为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性，本文采用了多体动力学 仿真技术，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此本研究所 采用的高效、实时分析技术对提高分析精度，提高设计水平具有重要意义，而且可以 更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态，便于进行精确计算。 1.2 往复式真空泵工作原理 往复式真空泵（简称往复泵）又名活塞式真空泵，属于低真空获得设备之一。它 与旋片式真空泵相比较，它能被制成大抽速的泵；与水环式真空泵相比，效率稍高。 这类泵的主要缺点是结构复杂，体积较大，运转时振动较大等。其在很多场合可由液 环式真空泵所取代。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 2 往复泵的结构和工作原理如图所示，主要部件有气缸 1 及在其中做往复直线运动 的活塞 2，活塞的驱动是用曲柄连杆机构 3（包括十字头）来完成的。除上述主要部件 外还有排气阀 4 和吸气阀 5 等重要部件，以及机座、曲轴箱、动密封和静密封等辅助 部件。 运转时，在电动机的驱动下，通过曲柄连杆机构的作用，使气缸内的活塞做往复 运动。当活塞在气缸内从左端向右端运动时，由于气缸的左腔体积不断增大，气缸内 气体的密度减小，而形成抽气过程，此时被抽容器中的气体经过吸气阀 5 进入泵体左 腔。当活塞达到最右位置时，气缸左腔内就完全充满了气体。接着活塞从右端向左端 运动，此时吸气阀 5 关闭。气缸内的气体随站活塞从右向左运动而逐渐被压缩，当气 缸内气体的压力达到或稍大于一个大气压时，排气阀 4 被打开，将气体排到大气中， 完成一个工作循环。当活塞再左向右运动时，又重复前一循环，如此反复下去，被抽 容器内最终达到某一稳定的平衡压力 1.3 毕业设计要求及原始数据： 往复泵结构复杂，制造工艺难度大。曲轴、连杆、十字头、介杆、阀箱、与箱体 等是关键部件。曲轴是整个泵的核心传动部件。因此对往复泵曲柄连杆机构设计就尤 为重要。要求对某特定往复泵的曲柄连杆部分做出合理的设计。 原始数据已知泵的参数： 缸套直径 D 101.6mm 额定排出压力 P 34.3MPa 额定流量 Q 13.92 错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。/h 输入轴功率错误！未找到引用源。错误！未找到引用源。 588kW 柱塞冲次 n 150 /min 1.4 设计研究的主要内容 对往复泵运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究， 其主要的研究内容有： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 3 （1） 对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析， 分析曲柄连杆机构中各种力的作 用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行计算和校核； （2）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，连杆等的工作条件和设计要 求，进行合理选材，确定出主要的结构尺寸，并进行相应的校核，以符合零件实际加 工的要求； （3）应用 SolidWorks 软件对曲柄连杆机构的零件分别建立实体模型，并将其分 别组装成活塞组件，连杆组件，然后定义相应的连接关系，最后装配成完整的机构。 （4）应用 SolidWorks 软件将零件模型图转化为相应的工程图，并结合使用 AutoCAD 软件，系统地反应工程图上的各类信息，以便实现对机构的进一步精确设计 和检验。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 4 第 2 章 曲柄连杆机构受力分析 研究曲柄连杆机构的受力，关键在于分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并 根据这些力对曲柄连杆机构的主要零件进行强度、刚度、磨损等方面的分析、计算和 设计，以便达到往复泵的设计要求。 2.1 曲柄连杆机构的类型及方案选择 往复泵中采用曲柄连杆机构的型式很多，按运动学观点可分为三类，即:中心曲柄 连杆机构、偏心曲柄连杆机构和主副连杆式曲柄连杆机构。 1、中心曲柄连杆机构 其特点是气缸中心线通过曲轴的旋转中心，并垂直于曲柄的回转轴线。这种型式 的曲柄连杆机构往复泵中应用最为广泛。 2、偏心曲柄连杆机构 其特点是气缸中心线垂直于曲轴的回转中心线，但不通过曲轴的回转中心，缸体 中心线距离曲轴的回转轴线具有一偏移量 e。这种曲柄连杆机构可以减小膨胀行程中 活塞与缸体壁间的最大侧压力，使活塞在行程时作用在气缸壁两侧的侧压力大小比较 均匀。 经过比较，本设计的型式选择为中心曲柄连杆机构。 2.2 曲柄连杆机构运动学 中心曲柄连杆机构简图如图 2.1 所示，图 2.1 中气缸中心线通过曲轴中心 O，OB 为曲柄，AB 为连杆，B 为曲柄销中心，A 为连杆小头孔中心或活塞销中心。 当曲柄按等角速度旋转时， 曲柄 OB 上任意点都以 O 点为圆心做等速旋转运动， 活塞 A 点沿气缸中心线做往复运动，连杆 AB 则做复合的平面运动，其大头 B 点与曲 柄一端相连，做等速的旋转运动，而连杆小头与活塞相连，做往复运动。在实际分析 中， 为使问题简单化， 一般将连杆简化为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量， 认为它们分别做旋转和往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独研究9。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 5 图 2.1 曲柄连杆机构运动简图 活塞做往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值以及变 化规律对曲柄连杆机构以及发动机整体工作有很大影响，因此，研究曲柄连杆机构运 动规律的主要任务就是研究活塞的运动规律。 2.1.1 活塞位移 假设在某一时刻，曲柄转角为，并按顺时针方向旋转，连杆轴线在其运动平面 内偏离气缸轴线的角度为，如图 2.1 所示。 当= 0时， 活塞销中心 A 在最上面的位置 A1， 此位置称为上止点。 当=180 时， A 点在最下面的位置 A2，此位置称为下止点。 此时活塞的位移 x 为: 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 6 x=AA1=AOOA 1 =(r+l)coscos(lr =)cos1 ( 1 )cos1( r （2.1） 式中：连杆比。 式（2.1）可进一步简化，由图 2.1 可以看出： sinsinlr 即 s i ns i ns i n l r 又由于 222 s i n1s i n1co s （2.2） 将式（2.2）带入式（2.1）得： x=)sin1 ( 1 cos1 22 r （2.3） 式（2.3）是计算活塞位移 x 的精确公式,为便于计算，可将式（2.3）中的根号按牛顿 二项式定理展开，得： 6642222 sin 16 1 sin 8 1 sin1sin1 考虑到 13，其二次方以上的数值很小，可以忽略不计。只保留前两项，则 2222 s i n 2 1 1s i n1 （2.4） 将式（2.4）带入式（2.3）得 )sin 2 cos1 ( 2 rx （2.5） 2.1.2 活塞的速度 将活塞位移公式（2.1）对时间 t 进行微分，即可求得活塞速度v的精确值为 v) c o s 2s i n 2 ( s i n r dt da da dx dt dx (2.6) 将式（2.5）对时间t微分，便可求得活塞速度得近似公式为： 21 2sin 2 sin)2sin 2 (sinvvrrrv （2.7） 从式（2.7）可以看出，活塞速度可视为由sin 1 rv 与2sin)2( 2 rv 两部分简 谐运动所组成。 当 0或 180时，活塞速度为零，活塞在这两点改变运动方向。当 90时， rv ，此时活塞得速度等于曲柄销中心的圆周速度。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 7 2.1.3 活塞的加速度 将式（2.6）对时间t微分，可求得活塞加速度的精确值为： cos 2sin 4cos 2cos cos 3 23 2 r dt da da dv dt dv a （2.8） 将式（2.7）对时间t为微分，可求得活塞加速度的近似值为： 21 222 2coscos)2cos(cosaarrra （2.9） 因此，活塞加速度也可以视为两个简谐运动加速度之和，即由cos 2 1 ra 与 2cos 2 2 ra 两部分组成。 2.2 曲柄连杆机构中的作用力 作用于曲柄连杆机构的力分为：缸内气压力、运动质量的惯性力、摩擦阻力和作 用在曲轴上的负载阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把 摩擦阻力忽略不计。而负载阻力与主动力处于平衡状态，无需另外计算，因此主要研 究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。 2.2.1 缸内工质的作用力 作用在活塞上的气体作用力 g P等于活塞上、下两面的空间内气体压力差与活塞顶 面积的乘积，即 )( 4 2 pp D Pg （2.10） 式中： g P活塞上的气体作用力，N； p缸内绝对压力，MPa； p 大气压力，MPa； D活塞直径，mm。 由于活塞直径是一定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上、下两面的空间内气 体压力差pp，一般取 p =0.1MPa，mmD985.80, 2.2.2 机构的惯性力 惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速 度和质量的分布。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 8 量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。 1、机构运动件的质量换算 质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动 质量，以便进一步计算它们在运动中所产生的惯性力。 （1）连杆质量的换算 连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆（包括有关附属零件） 的质量 L m用两个换算质量 1 m和 2 m来代换，并假设是 1 m集中作用在连杆小头中心处， 并只做往复运动的质量； 2 m是集中作用在连杆大头中心处，并只沿着圆周做旋转运动 的质量，如图 2.2 所示： 图 2.2 连杆质量的换算简图 为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个 条件： 连杆总质量不变，即 21 mmmL。 连杆重心G的位置不变，即)( 1211 llmlm。 连杆相对重心 G 的转动惯量 G I不变，即 G Illmlm 2 22 2 11 )(。 其中，l连杆长度，1l为连杆重心G至小头中心的距离。 由条件可得下列换算公式： l ll mm L 1 1 l l mm L 1 2 用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置G。将连杆分成若干简单的几何图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 9 形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连 杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量 1 G和 2 G ，如图 2.3 所示： 图 2.3 索多边形法4 （2）往复直线运动部分的质量 j m 活塞（包括活塞上的零件）是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看 作是集中在活塞销中心上，并以 h m表示。质量 h m与换算到连杆小头中心的质量 1 m之 和，称为往复运动质量 j m，即 1 mmm hj 。 （3）不平衡回转质量 r m 曲拐的不平衡质量及其代换质量如图 2.4 所示： 图 2.4 曲拐的不平衡质量及其代换质量 曲拐在绕轴线旋转时，曲柄销和一部分曲柄臂的质量将产生不平衡离心惯性力， 称为曲拐的不平衡质量。为了便于计算，所有这些质量都按离心力相等的条件，换算 到回转半径为r的连杆轴颈中心处，以 k m表示，换算质量 k m为： r e mmm bgk 2 式中： k m曲拐换算质量，kg； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 10 g m连杆轴颈的质量，kg； b m一个曲柄臂的质量，kg； e曲柄臂质心位置与曲拐中心的距离，m。 质量 k m与换算到大头中心的连杆质量 2 m之和称为不平衡回转质量 r m，即 2 mmm kr 由上述换算方法计算得： 往复直线运动部分的质量 j m=0.583kg，不平衡回转质量 r m=0.467kg。 2、曲柄连杆机构的惯性力 把曲柄连杆机构运动件的质量简化为二质量 j m和 r m后，这些质量的惯性力可以 从运动条件求出，归结为两个力。往复质量 j m的往复惯性力 j P和旋转质量 r m的旋转 惯性力 r P。 （1）往复惯性力 2co sco s)2co sco s( 2222 rmrmrrmamP jjjj （2.11） 式中： j m往复运动质量，kg； 连杆比； r曲柄半径，m； 曲柄旋转角速度，srad /； 曲轴转角。 j P是沿气缸中心线方向作用的，公式（2.11）前的负号表示 j P方向与活塞加速度a的 方向相反。 其中曲柄的角速度为： 3060 2nn （2.12） 式中：n曲轴转数，min/r； 已知额定转数n=5800min/r，则07.607 30 5800 srad /； 曲柄半径r=40.23mm，连杆比=0.250.315，取=0.27，旋转惯性力 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 11 2 rmP rr （2.13） 799.692307.60704023. 0467. 0 2 N 3、作用在活塞上的总作用力 由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 g P和往复惯性力 j P，由于 作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力 jg PPP （2.14） 计算结果如表 2.4 所示。 4、活塞上的总作用力 P分解与传递 如图 2.5 所示，首先，将 P分解成两个分力：沿连杆轴线作用的力K，和把活塞 压向气缸壁的侧向力N， 其中沿连杆的作用力K为： c o s 1 PK （2.15） 而侧向力N为： t an PN （2.16） 图 2.5 作用在机构上的力和力矩 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 12 连杆作用力K的方向规定如下：使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号，缸 壁的侧向力N的符号规定为：当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向 力为正值，反之为负值。 当= 13时，根据正弦定理，可得： sinsin rl 求得 48. 3 149 13sin23.40 arcsin sin arcsin l r 力K通过连杆作用在曲轴的曲柄臂上，此力也分解成两个力，即推动曲轴旋转的 切向力T， 即 c o s )s i n ( )s i n ( PKT （2.17） 和压缩曲柄臂的径向力Z，即 c o s )c o s ( )c o s ( PKZ （2.18） 规定力T和曲轴旋转方向一致为正，力Z指向曲轴为正。 2.3 本章小结 本章首先分析了曲柄连杆机构的运动情况，重点分析了活塞的运动，在此基础上 分析了每个工作过程的气体压力变化情况，进一步推导出各过程气体力的理论计算公 式，进行了机构中运动质量的换算， 第 3 章 连杆组的设计 3.1 连杆的设计 3.1.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用 1、工作情况 连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲 轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。 2、设计要求 连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先 保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 13 头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机 构的工作带来不好的影响。 所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。 为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸。 3、材料的选择 为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质 中碳结构钢 45 模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。 3.1.2 连杆长度的确定 设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l它通常是用连杆比 lr/来 说 明 的 ， 通 常25. 00.3125 ， 取27. 0，mmr23.40， 则 mml14923.4027. 0。 3.1.3 连杆小头的结构设计与强度、刚度计算 1、连杆小头的结构设计 连杆小头主要结构尺寸如图 4.1 所示， 小头衬套内径 1 d和小头宽度 1 B已在活塞组 设计中确定，mm22d1，mm388.26B1。 为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸 造，这种衬套的厚度一般为3mm2，取2.2mm，则小头孔直径24.2mmd ， 小头外径d)35. 12 . 1 (D1，取mm734.302 .2427. 1D1。 2、连杆小头的强度校核 以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数 比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外， 连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工 作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破 坏，故必须进行疲劳强度计算9。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 14 图 4.1 连杆小头主要结果尺寸 （1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力 计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由 于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为： MPa dD dD EdD dD E d d t 1 1 )( p 2 1 2 1 2 1 2 1 22 1 22 1 （4.1） 式中：衬套压入时的过盈，mm； 一般青铜衬套0015. 00002. 0d1，取mm0176. 0220.0008， 其中： t 工作后小头温升,约C 150100； 连杆材料的线膨胀系数，对于钢 )/1 (100 . 1 5 C ； 衬套材料的线膨胀系数，对于青铜)/1 (108 . 1 5 C ； 、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取3 . 0； E连杆材料的弹性模数，钢MPa102 .4.E 5 10； E 衬套材料的弹性模数，青铜MPa 5 102 . 2E； 计算小头承受的径向压力为： 3 . 0 222 .24 222 .24 102 . 2 1 3 . 0 2 .24734.30 2 .24734.30 102 . 4 1 2 .24 100 . 18 . 11202 .240176. 0 p 22 22 522 22 5 5 ）（ 16.74N 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 15 由径向均布力p引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算， 外表面应力 63.54 2 .24734.30 2 .242 74.16 D 2d p 22 2 22 1 2 d a 2 /mmN （4.2） 内表面应力 37.71 2 .24734.30 2 .24734.30 865.31 D dD p 22 22 22 1 22 1 d i 2 /mmN （4.3） i 和 a 的允许值一般为150100 2 /mmN，校核合格。 （2）连杆小头的疲劳安全系数 连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的 外表面上为： m a 1 - n （4.4） 式中： 1 - 材料在对称循环下的拉压疲劳极限， 2 1 - 105 . 35 . 2 2 N/mm（合金钢），取 2 1 - 103 2 /mmN； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取 =0.2； a 应力幅， 63 2 63.5437.71 a 2 /mmN； m 平均应力，87. 9 2 63.5437.71 m 2 /mmN； 工艺系数，6 . 04 . 0 ，取 0.5； 则 344. 2 87. 92 . 0 5 . 0 63 103 n 2 连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在5.02.0范围之内4。 3、连杆小头的刚度计算 当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的 直径变形，其经验公式为: 6 2 3 3 jmax 10 )90(P EI dm （4.5） 式中：连杆小头直径变形量，mm； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 16 m d连杆小头的平均直径，mm； I连杆小头断面积的惯性矩， 4 33 1 43.613 12 534. 6388.26 12 B Imm h 则 mm0053. 0 1043.613102 . 4 90105 2 2 .24734.30 681.10519 65 2 ）（ 对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般 为mm031. 0012. 0，则校核合格。 3.1.4 连杆杆身的结构设计与强度计算 1、连杆杆身结构的设计 连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度B约等 于D)3 . 026. 0(D为气缸直径)， 取mmDB87.2127. 0， 截面高度BH)8 . 15 . 1 (， 取mmBH08.3665. 1。 为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的 圆角半径。 2、连杆杆身的强度校核 连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动 的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算 疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。 （1）最大拉伸应力 由最大拉伸力引起的拉伸应力为： mj fP max1 （4.6） 式中： m f连杆杆身的断面面积，Afm)035. 002. 0(，A为活塞投影面积，取 mm D fm45.154 4 03. 0 2 。 则最大拉伸应力为： 11.6845.154681.10519 1 MPa （2）杆身的压缩与纵向弯曲应力 杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力 maxg p时， 并可认为是 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 17 在上止点，最大压缩力为： jgc PpP max （4.7） N614.17521)681.10519(933.7001 连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的 弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为mml149；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆 身两端为固定支点，长度为mmll11328 .4722 .24 ，因此在摆动平面内的合成 应力为： m c m x x f P f I l c)1 ( 2 （4.8） 式中：c系数，对于常用钢材，004. 00003. 0c，取002. 0c； x I计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩， 4 mm。 ) 2 2 .24734.30 ()374. 487.21(08.3087.21 12 1 )( 12 1 3333 htBBHIx 902.49155 4 mm； 将式（4.8）改为： m c x f P k1 （4.9） 式中 1 k连杆系数，14. 145.154 902.49155 149 002. 011 22 1 m x f I l ck； 则摆动平面内的合成应力为： 33.129 45.154 614.17521 14. 1 x MPa 同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为： m c m y y f P f I l c) 4 1 ( 2 （4.10） 374. 4 2 2 .24734.30 87.21) 2 2 .24734.30 08.30( 12 1 )( 12 1 3333 htBhHIy 57.23395 4 mm 将式（4.10）改成 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 18 m c y f P k2 （4.11） 式中： 2 k连杆系数，1 . 145.154 57.233954 149 002. 01 4 1 22 2 m y f I l ck。 则在垂直于摆动平面内的合成应力为： 79.124 45.154 614.17521 1 . 1 y MPa x 和 y 的许用值为400250MPa ，所以校核合格。 （3）连杆杆身的安全系数 连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把 x 或 y 看作循环中的最大应力， 看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。 循环的应力幅 a 和平均应力 m ，在连杆摆动平面为： 61.30 2 11.6833.129 2 1 x a M Pa （4.12） 72.98 2 11.6833.129 2 1 x m M Pa （4.13） 在垂直摆动平面内为： 34.28 2 11.6879.124 2 1 y a M Pa （4.13） 45.96 2 11.6879.124 2 1 y m M Pa （4.14） 连杆杆身的安全系数为： m a 1 - n （4.15） 式中： 1 - 材料在对称循环下的拉压疲劳极限， 2 1 - 105 . 35 . 2 2 N/mm（合金钢） ， 取 2 1 - 105 . 2 2 N/mm； 材料对应力循环不对称的敏感系数，取 =0.2； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 19 工艺系数，6 . 04 . 0 ，取 0.45。 则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为： 8 . 2 72.982 . 0 45. 0 61.30 105 . 2 n 2 在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为： 0 . 3 45.962 . 0 45. 0 34.28 105 . 2 n 2 杆身安全系数许用值在35 . 1的范围内，则校核合格。 3.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算 1、连杆大头的结构设计与主要尺寸 连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径 2 D、 长度 2 B、 连杆轴瓦厚度 2 和连杆螺栓直径 m d。 其中在 2 D、 2 B在曲轴设计中确定，mmD8 .47 2 ，mmB73.26 2 ，则 大头宽度mmb73.26 2 ，轴瓦厚度mm）（35 . 1 2 ，取 mm5 . 2 2 ，大头孔直径mmd3 .50 2 。 连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高 度 221 )5 . 035. 0(dHH， 取mmdH64.2245. 0 21 ， 取 mmdH63.2143. 0 22 ，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离 2 )31. 124. 1 (dC ，取mmdC881.6327. 1 2 ，一般螺栓孔外侧壁厚不小于 2 毫米， 取 3 毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。 2、连杆大头的强度校核 假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支 承在刚性的连杆体上，固定角为 0 ， 0 通常取40，作用力通过曲柄销作用在大头盖 上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的 曲率半径为2C。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 20 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得： NPPP rj 48.17443799.6923681.10519 max2 作用在危险断面上的弯矩 1 M和法向力 1 N由经验公式求得： 2 .255454000083. 00127. 0 2 881.63 48.17443)00083. 00127. 0( 2 021 ）（ C PM NPN71.11198)40003. 0522. 0(48.17443)003. 0522. 0( 021 （4.16） 由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： I I M M 1 1 （4.17） 作用于大头盖中间断面的法向力为： A A N N 1 1 （4.18） 式中：I， I 大头盖及轴瓦的惯性矩， 4 mm， 4 33 2 3 2 727.5579 12 2 3 .50881.63 (73.26 12 ) 2 ( 12 mm dC B hB I ） 4 33 2 3 2 81.34 12 5 . 273.26 1212 mm BhB I ， A， A 大头盖及轴瓦的断面面积， 2 mm， 2 2 51.181 2 3 .50881.63 73.26mmhBA ， 2 2 825.665 . 273.26mmBA， 在中间断面的应力为： A N W M （4.18） 式中：W大头盖断面的抗弯断面系数， 3 2 2 93.1394 6 ) 2 3 .50881.63 (73.26 6 mm hB W 计算连杆大头盖的应力为： 29.63 51.181 51.181 825.66 1 71.11198 93.1394 727.5579 81.34 1 18.25545 11 11 A A A N W I I M MPa 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 21 一般发动机连杆大头盖的应力许用值为200150MPa，则校核合格。 3.2 连杆螺栓的设计 3.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 根据气缸直径D初选连杆螺纹直径 M d，根据统计DdM)12. 01 . 0(，取 mmDdM09. 81 . 0。 发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P和最大拉伸载荷 j P，预紧力 由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力 1 P；二是保证发动机工 作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力 2 P 15。 连杆上的螺栓数目为 2， 则每个螺栓承受的最大拉伸载荷 j P为往复惯性力 j P和旋 转惯性力 r P在气缸中心线上的分力之和， 即 N PP P rj j 01.18633 2 13cos799.6923681.10519 2 cos （4.19） 轴瓦过盈量所必须具有的预紧力 1 P由轴瓦最小应力MPa300200 min ，由实测 统计可得 1 P一般为N6510，取 30N，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸， 2 P应