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4110柴油机连杆设计及有限元分析【3张CAD图纸】【优秀】

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关键词：: 4110柴油机连杆设计有限元分析 cad图纸

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4110柴油机连杆设计及有限元分析

49页 17000字数+说明书+任务书+开题报告+3张CAD图纸

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摘　　要

本文以4110柴油机的相关参数作为参考，对四缸柴油机的连杆进行了结构设计和尺寸计算，并对连杆进行了运动学和动力学的理论分析，最后运用Pro/E进行三维建模运用ANSYS进行了有限元分析。

首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对连杆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，同时对连杆用材料进行了比较与分析。其次分别对连杆大头、连杆杆身以及连杆小头进行结构设计及尺寸计算，并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用CAD软件：Pro/E软件建立了连杆的三维几何模型，在此工作的基础上，又对静力作用下对连杆的两种特殊工况；拉伸、压缩工况下进行了受力计算，再将连杆三维几何模型导入ANSYS中对其进行了定义特性、网格划分、施加约束和载荷，最后进行计算以达到对连杆进行强度校核的目的。

关键词：柴油机；连杆；强度校核；Pro/E；ANSYS

Taking 4110 as the reference parameters of the diesel engine, four-cylinder diesel e-

ngine connecting rod on the design and size were calculated, and linkage to the theory of kinematics and dynamics analysis, and finally the use of Pro / E for the use of three-dim-

ensional modeling ANSYS finite element analysis carried out. First, the theoretical knowledge of kinematics and dynamics based on the movement

of connecting rod and the force in motion a detailed analysis of such issues and get accurate results, while the materials were used on the rod comparison and analysis. Followed by on the connecting rod, connecting rod shaft and the connecting rod small end and size of stru-

ctural design calculations, and were checking the structural strength and stiffness. Again, application CAD software: Pro / E software to establish a link of three-dimensional geome-

tric model, based on the work in this, but also on the static on the link under the two special conditions; tension, compression conditions were the force calculation, and then link into ANSYS three-dimensional geometric model is defined in its properties, meshing, impose constraints and loads, and finally calculated to achieve the purpose of checking the strength rod

Key words: Diesel engine；Connecting rod；Strength check；Pro/E；ANSYS

摘要Ⅰ

AbstractⅡ

第1章绪论1

1.1 选题的目的和意义1

1.2 国内外的研究现状2

1.3设计研究的主要内容4

第2章连杆的结构设计与分析5

2.1 连杆的运动和受力分析5

2.2 连杆的结构分析5

2.3 连杆的工作条件和设计要点6

2.4 连杆的材料性能及特点6

2.5 连杆基本参数的确定7

2.6 连杆小头的结构设计8

2.6.1 小头结构型式8

2.6.2连杆衬套8

2.6.3小头结构尺寸9

2.7连杆杆身的结构设计9

2.7.1杆身结构型式9

2.7.2杆身结构尺寸9

2.8 连杆大头的结构设计10

2.8.1 大头结构型式10

2.8.2大头结构尺寸10

2.9 连杆螺栓的设计10

2.10 本章小结11

第3章连杆的强度、刚度计算12

3.1连杆小头的强度校核12

3.2连杆小头的刚度计算14

3.3连杆杆身的强度校核14

3.4连杆大头的强度校核17

3.5连杆螺栓的工作负荷与预紧力18

3.6连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算19

3.7本章小结19

第4章连杆三维模型的建立及有限元分析20

4.1 建立连杆大小头及杆身20

4.1.1建立新文件20

4.1.2建立连杆体主体20

4.1.3建立连杆大头和小头21

4.1.4建立小头油孔21

4.1.5建立连杆凹槽22

4.1.6 建立连杆大头部位凸台22

4.1.7建立螺栓孔23

4.2建立连杆端盖23

4.3建立连杆螺栓24

5.4建立轴瓦及衬套24

4.5连杆工况选择与载荷计算25

4.5.1 计算工况的选择25

4.5.2 连杆载荷的计算25

4.6连杆几何模型的建立27

4.7约束条件29

4.8 连杆应力分析29

4.8.1连杆拉伸工况下的应力分析29

4.8.2连杆压缩工况下的应力分析34

4.9连杆安全系数计算39

4.10 本章小结40

结论41

参考文献42

致谢43

附录44

1.1 选题的目的和意义

内燃机自十九世纪后期出现以来，经过一百多年的不断研究和改进，已经发展到比较完善的程度，它以热效率高、功率和转速范围宽广、比重量较小的优点，在动力机械中占有极其重要的地位，广泛应用于国民经济和军事装备的各个领域[1]。

连杆是内燃机中的重要的传动零件之一，其作用是连接活塞与曲轴，将作用在活塞上的力传给曲轴，使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，对外输出做功。连杆小端工作时作往复运动，大端作旋转运动，杆身作复杂的平面运动，因此连杆的受力情况十分复杂。连杆是内燃机中承受负荷最严重的零件之一，工作时同时承受着活塞传来的气体压力、往复惯性力和它本身摆动时所产生的惯性力的作用，这些力的大小和方向周期性变化。在长期使用中，连杆会因活塞的剧烈推力和曲轴的高速运转等因素，出现弯曲和扭曲现象。连杆一旦出现弯曲和扭曲，除了会使活塞拉缸外，还会致使活塞、气缸、曲轴等机件出现不正常磨损，并很容易引起疲劳破坏而断裂，导致发动机故障，直接关系到使用人的安全，造成极严重的后果。

以往，连杆的的制造以铸造法和锻造法为主；20世纪80年代以来，由于采用粉末锻造法大批量生产的粉锻连杆具有力学性能优、尺寸精度高、质量较轻及质量偏差很小等特点，因而相继在发达国家快速发展，逐渐取代铸造和锻造连杆。而高密度烧结法制造连杆也快速发展，并具有良好的力学性能。

现今随着计算机技术的迅速发展，特别是各种分析软件的日益成熟，在发动机研制开发过程中，对其零部件进行计算机数值模拟已成为辅助设计的重要手段。目前，有限元法已日趋成熟实用，所应用的领域也越来越广并发挥着越来越重要的作用。有限元方法是近似求解一般连续问题的数值方法，它最先应用于结构的应力分析，很快就广泛应用于求解热传导、电磁场、流体力学等连续问题。对于一个连续体的求解问题，有限元法的实质就是将具有无限多个自由度的连续体，理想化为只有有限个自由度的单元集合体，单元之间仅在节点处向连续，从而使问题简化为适合于数值求解的结构型问题，工程设计人员使用这些系统，就可以高效而正确合理地确定最佳设计方案。此方法已成为工程技术领域不可缺少的的一个强有力的计算分析工具，其在发动机零部件的设计分析中的应用亦有了很大的进展。连杆在工作中所受的各种外载荷复杂且做周期性变化，而且，即使是同一类型的连杆，连杆与连杆之间的物性参数、几何形状也存在差异，因此，在分析连杆的应力和应变时，要考虑这些不确定的因素，才能得到更符合实际的结果。这就需要用到采用传统材料力学公式使得计算的结果更为精确的有限元方法对连杆进行三维应力应变分析，以研究其在不同情况下的应力、应变状态及危险部位[2]。

柴油机是目前产业化应用的各种动力机械中热效率最高、能量利用率最好、最节能的机型。柴油机行业的发展对我国工业车用柴油机的发展越来越受到重视，成为柴油机行业增长速度最快的行业，也是我国大力发展的一个行业。车用柴油发动机市场按其配套车型可分为货车柴油机发动机市场和客、轿车用柴油机市场两大类。当前柴油发动机企业重点角逐的市场是轻型载货车柴油机市场和客、轿车柴油机市场。但是，由于受各种因素的影响，我国的柴油机研究还是落后于世界先进水平。经历多年的市场实践，国内柴油发动机生产企业已不再满足于凭借引进产品获得市场上的暂时领先，而认识到核心技术是最关键的，只有通过引进、消化、吸收的途径，自己掌握了核心技术，企业才会有发展后劲并获得可持续发展的条件。随着我国汽车事业的进一步发展，作为汽车配套中最重要的一个环节，柴油机技术的发展瓶颈已日益凸显。因此，必须研发具有我国自主知识产权的柴油机，以提高我国汽车制造的国产率。

发动机连杆的研究是一个很复杂的、很有前景的研究领域，有很多需要完善和提高的地方。对发动机连杆精确的分析，可以为设计、生产、改进发动机提供可靠的相关数据和理论依据，缩短发动机的开发、改进的周期和成本，提高其可靠性和经济性。

1.2 国内外的研究现状

随着国家经济长期稳定发展，汽车工业也得到飞速提高，国内近几年汽车产量和销量如下表：2.1 连杆的运动和受力分析

连杆是柴油机传递动力的主要运动件,在机体中作复杂的平面运动,连杆小头随活塞作上下运动,连杆大头随曲轴作高速回转运动。连杆杆身在大、小头孔运动的合成下作复杂的摆动。其作用是将活塞顶的气体压力传给曲轴，又受曲轴驱动而带动活塞压缩气缸中的气体[3]。

连杆组在工作时工作条件恶劣承受着三方面的作用力；

1.气缸内的燃气压力；

2.活塞连杆组的往复运动惯性力；

3.连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。

这三种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化。综合起来的结果使连杆处于一种交变的复杂受力状态。

由于连杆为一细长杆件，当受压缩和横向惯性力作用时，若连杆杆身刚度不足，则会产生弯曲变形。若在垂直于摆动平面内发生弯曲，则危害更大，造成轴承不均匀磨损，甚至烧瓦。

2.2 连杆的结构分析

连杆组一般由连杆体、大头盖、连杆螺栓、轴瓦和连杆小头衬套等组成。连杆体包括连杆小头、杆身和连杆大头的上部。连杆大头的上部与连杆大头盖一起组成连杆大头，连杆结构如图2-1所示。连杆把活塞和曲轴连接起来，连杆小头与活塞销相连接，并与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连接，和曲轴一起作旋转运动；连杆的其余部分则作复杂的平面运动。作用于活塞上的力经连杆传给曲轴[5]。

连杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯，连杆大小头也应该不致显著失圆。杆身弯曲会使活塞相对于气缸、轴承相对于轴颈发生歪斜；也的失圆会使轴承失去正常配合。如果强度不足，在发动机动转过程中一旦发生连杆杆身、大头盖和连杆螺栓断裂，就会使机器受到严重的破坏。

2.3 连杆的工作条件和设计要点

连杆在高速运动中承受由活塞组传递的气缸压力和往复惯性力的反复压缩和拉伸，由此可能产生疲劳破坏，是内燃机主要受力运动件之一。连杆大小头轴承的润滑条件苛刻，工作中反复受到挤压和冲击[6]。

“小体积、大功率、低油耗”是高性能柴油机对连杆提出的基本要求，其设计要点如下：

1.在确保足够强度和刚度的条件下尽可能减轻外形尺寸和质量；

2.注意过渡圆角及细节的设计，特别是连杆小头与杆身的过渡圆角及连杆大头盖的螺栓支承面的过渡圆角设计，防止应力集中；

3.必须根据总体设计的要求合理确定结构参数和连杆体与连杆盖的剖分形式。

2.4 连杆的材料性能及特点

柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤其是大功率柴油机的工作条件更差，因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。这就要求在连杆材料的选择上针对具体的柴油机而采用高强度材料并辅以综合措施。

目前用于连杆的材料多为中碳钢，而对大功率柴油机连杆则多采用高强度合金钢。柴油机连杆选用中碳合金优质钢，选用中碳合金钢是因为它经过调质热处理之后能够发挥良好的机械性能加进少许合金元素是为了再提高其机械性能在钢中加入锰元素使钢具有较高的拉伸强度极限、较高的硬度及较好的韧性；加入少量铬不但能大幅度提高拉伸强度极限和硬度，还能增加钢在热处理时的稳定性；钼加入钢中能使钢具有较大的强度极限、屈服极限和很好的塑性。这种钢经过热处理后具有纤维断面,这对受冲击、受交变载荷的连杆特别有用。

为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，本设计采用精选优质中碳结构钢模锻，表面喷丸强化处理，提高强度[4]。

2.5 连杆基本参数的确定

根据设计要求确定4110柴油机的主要性能参数如表2.1所示。

表2.1 4110柴油机主要性能参数

气缸排列方式直列四缸

供油方式多点喷射

排量/L4.751

缸径/mm110

行程/mm125

曲柄半径62.5

连杆长/mm195

缸心距/mm135

压缩比16

额定功率/kW70(2400 r/min)

平均有效压力0.74MP

增压度30

曲轴角速度

251.2rad/s

最大爆发压力

10Mpa

活塞组质量

2.529kg

连杆的长短直接影响到柴油机的高度及侧压力的大小,较长的连杆能使惯性力增加,而同时在侧压力方面的改善却不明显。因此在柴油机设计时,当运动件不与有关零部件相碰时,都力求缩短连杆的长度。

连杆长度L（即连杆大小头孔中心距）与结构参数（R为曲柄半径）有关。连杆长度越短，即越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但大，使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸相碰的可能性。

在现代高速内燃机中，连杆长度的下限大约是l=3.2，即=1/3.2，上限大约是l=4R。连杆长度的确定必须与所设计的内燃机整体相适应，连杆设计完成后应进行零件之间的防碰撞校核，应校核当连杆在最大摆角位置上时是否与气缸套的下缘相碰，以及当活塞在下止点附近位置上时活塞下缘是否与平衡重相碰，它们之间的最小距离都不应小于2～5毫米[3]。

在机体的设计中，已经根据要求设计出连杆长度为195mm。

2.6 连杆小头的结构设计

2.6.1 小头结构型式

现代内燃机绝大多数采用浮式活塞销，也就是说，在运转过程中活塞的销座中和在连杆的小头中都是能够自由转动的。

本连杆的小头的设计采用薄壁圆环形结构，为了耐磨，在小头孔内还压有耐磨衬套。优点是构形简单、制造方便，材料能充分应用，受力时应力分布较均匀。连杆小头的构造如图2-2所示。

4110柴油机连杆设计及有限元分析.gif

连杆盖.gif

连杆体.gif

内容简介：: 毕业设计（论文）开题报告设计（论文）题目: 4110柴油机连杆设计及有限元分析院系名称: 汽车与交通工程学院专业班级: 车辆工程07-10班学生姓名: 导师姓名: 开题时间: 指导委员会审查意见：签字：年月日开题报告撰写要求一、“开题报告”参考提纲1. 课题研究目的和意义；2. 文献综述（课题研究现状及分析）；3. 基本内容、拟解决的主要问题；4. 技术路线或研究方法；5. 进度安排；6. 主要参考文献。二、“开题报告”撰写规范请参照黑龙江工程学院本科生毕业设计说明书及毕业论文撰写规范要求。字数应在4000字以上，文字要精练通顺，条理分明，文字图表要工整清楚。毕业设计（论文）开题报告学生姓名系部汽车与交通工程学院专业、班级车辆工程07-10指导教师姓名职称讲师从事专业车辆工程是否外聘是否题目名称4110柴油机机连杆设计及有限元分析一、课题研究现状、选题目的和意义1.课题研究现状随着国家经济长期稳定发展，汽车工业也得到飞速提高，国内近几年汽车产量和销量如下表：年度总产量总销量乘用车商用车产量销量产量销量05年57077575.82393.07397.11177.7178.7106年727.97721.60523.31517.59204.16204.007年528.32517.0378.0368.0158.0149.0汽车产量和保有量的迅速增长导致了石油能源需求的矛盾加剧，使中国成为了石油进口大国，每年需进口石油总产量的百分之三十。2004年中国进口了1.23亿吨原油和4000万吨成品油，共花了420亿美元，以后将会逐年增加。柴油车得平均油耗要低于汽油车百分之三十。一辆3.2升奔驰E级柴油车平均耗油为7.5升，仅相当于国内排量1.4升汽油车的能源消耗。所以在发达国家，重型车使用柴油机占百分之百，轿车比例日益上升。2004年，欧盟新注册的轿车中，柴油机占48.4，其中法国69，德国44；连不太推崇柴油车的美国2004年注册的柴油轿车也占6.1。而在中国由于各方原因，2004年的乘用车销量中柴油汽车仅占1.2，普较占0.6。轿车使用柴油机已成为发展潮流，我国商用车按吨位3.5以上为重型，3.5以下为轻型车。目前重车基本应用柴油发动机，而轻型车配柴油机只占33。据统计，2008年国内柴油市场达到190万台规模。其中40万台重型柴油机，27万台中、轻型柴油机，比06年增加8。轿车柴油发动机占比例虽然小，但轿车总量大，且柴油机品种在逐步增加，如捷达SD1发动机、宝来1.9升TD1发动机都是柴油机。近年玉柴研制出YC4V、YC6L-40都可达到欧或欧标准。云内柴油机同长城哈佛、奇瑞瑞虎配套。大众柴油机向奔驰集团年供12万台。还有一大批新款欧标准汽车柴油机正在研制之中。2.选题背景、意义内燃机自十九世纪后期出现以来，经过一百多年的不断研究和改进，已经发展到比较完善的程度，它以热效率高、功率和转速范围宽广、比重量较小的优点，在动力机械中占有极其重要的地位，广泛应用于国民经济和军事装备的各个领域。连杆是内燃机中的重要的传动零件之一，其作用是连接活塞与曲轴，将作用在活塞上的力传给曲轴，使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，对外输出做功。连杆小端工作时作往复运动，大端作旋转运动，杆身作复杂的平面运动，因此连杆的受力情况十分复杂。连杆是内燃机中承受负荷最严重的零件之一，工作时同时承受着活塞传来的气体压力、往复惯性力和它本身摆动时所产生的惯性力的作用，这些力的大小和方向周期性变化。在长期使用中，连杆会因活塞的剧烈推力和曲轴的高速运转等因素，出现弯曲和扭曲现象。连杆一旦出现弯曲和扭曲，除了会使活塞拉缸外，还会致使活塞、气缸、曲轴等机件出现不正常磨损，并很容易引起疲劳破坏而断裂，导致发动机故障，直接关系到使用人的安全，造成极严重的后果。以往，连杆的的制造以铸造法和锻造法为主；20世纪80年代以来，由于采用粉末锻造法大批量生产的粉锻连杆具有力学性能优、尺寸精度高、质量较轻及质量偏差很小等特点，因而相继在发达国家快速发展，逐渐取代铸造和锻造连杆。而高密度烧结法制造连杆也快速发展，并具有良好的力学性能。现今随着计算机技术的迅速发展，特别是各种分析软件的日益成熟，在发动机研制开发过程中，对其零部件进行计算机数值模拟已成为辅助设计的重要手段。目前，有限元法已日趋成熟实用，所应用的领域也越来越广并发挥着越来越重要的作用。有限元方法是近似求解一般连续问题的数值方法，它最先应用于结构的应力分析，很快就广泛应用于求解热传导、电磁场、流体力学等连续问题。对于一个连续体的求解问题，有限元法的实质就是将具有无限多个自由度的连续体，理想化为只有有限个自由度的单元集合体，单元之间仅在节点处向连续，从而使问题简化为适合于数值求解的结构型问题，工程设计人员使用这些系统，就可以高效而正确合理地确定最佳设计方案。此方法已成为工程技术领域不可缺少的的一个强有力的计算分析工具，其在发动机零部件的设计分析中的应用亦有了很大的进展。连杆在工作中所受的各种外载荷复杂且做周期性变化，而且，即使是同一类型的连杆，连杆与连杆之间的物性参数、几何形状也存在差异，因此，在分析连杆的应力和应变时，要考虑这些不确定的因素，才能得到更符合实际的结果。这就需要用到采用传统材料力学公式使得计算的结果更为精确的有限元方法对连杆进行三维应力应变分析，以研究其在不同情况下的应力、应变状态及危险部位。3.研究目的柴油机是目前产业化应用的各种动力机械中热效率最高、能量利用率最好、最节能的机型。柴油机行业的发展对我国工业车用柴油机的发展越来越受到重视，成为柴油机行业增长速度最快的行业，也是我国大力发展的一个行业。车用柴油发动机市场按其配套车型可分为货车柴油机发动机市场和客、轿车用柴油机市场两大类。当前柴油发动机企业重点角逐的市场是轻型载货车柴油机市场和客、轿车柴油机市场。但是，由于受各种因素的影响，我国的柴油机研究还是落后于世界先进水平。经历多年的市场实践，国内柴油发动机生产企业已不再满足于凭借引进产品获得市场上的暂时领先，而认识到核心技术是最关键的，只有通过引进、消化、吸收的途径，自己掌握了核心技术，企业才会有发展后劲并获得可持续发展的条件。随着我国汽车事业的进一步发展，作为汽车配套中最重要的一个环节，柴油机技术的发展瓶颈已日益凸显。因此，必须研发具有我国自主知识产权的柴油机，以提高我国汽车制造的国产率。发动机连杆的研究是一个很复杂的、很有前景的研究领域，有很多需要完善和提高的地方。对发动机连杆精确的分析，可以为设计、生产、改进发动机提供可靠的相关数据和理论依据，缩短发动机的开发、改进的周期和成本，提高其可靠性和经济性。 2、设计（论文）的基本内容、拟解决的主要问题1.基本内容1确定发动机技术参数.2对连杆进行结构分析和受力分析.3对连杆各部分进行结构设计和尺寸计算.4应用Pro/E软件建立三维立体模型.5应用ANSYS软件对连杆进行有限元分析.2. 拟解决的主要问题1为满足应力对连杆结构进行设计.2应用ANSYS对其进行边界条件限制、受力分析. 三、技术路线（研究方法）完成图纸，设计说明书应用ANSYS软件对连杆进行有限元分析绘制连杆总装配图利用PRO/E软件建立三维立体模型确定发动机连杆的各项技术参数调研和查阅相关资料连杆结构设计连杆尺寸计算连杆运动、受力、结构分析4、进度安排第12周选题，领取任务书，调研，搜集资料，撰写开题报告；第35周根据发动机参数设计连杆结构、计算连杆尺寸；第68周绘制连杆总装配草图，中期答辩；第913周利用PRO/E建立三维立体模型.结合ANSYS对模型进行有限元分析，并撰写设计说明书；第14周完善设计并提交指导教师审核；第15-16周更改并最终完成设计，准备答辩；第17周毕业答辩。五、参考文献1陆耀祖.内燃机构造与原理M.中国建材工业出版社，20042袁兆成.内燃机设计M.国防工业出版社，19953杨连生.内燃机设计M.北京：中国农业机械出版社，19814柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册(上)J.中国农业机械出版社，19845吴兆汉.内燃机设计M.北京理工大学出版社，1995 6张小虞.汽车工程手册M.北京：人民交通出版社，20077石津俊发动机连杆弯曲疲劳强度的可靠性分析J武汉工学院学报，20058尚晓江，邱峰等.ANSYS结构有限元高级分析方法与范例应用M.中国水利水电出版社，20069李皓月，周田朋等.ANSYS工程计算应用教程M.中国铁道出版社，200310谭继锦汽车有限元法M.人民交通出版社，200511马迅，胡振华.连杆强度和刚度的有限元分析J.湖北汽车工业学院学报，2004 12汪景峰.基于有限元法的曲轴与连杆强度刚度研究D.合肥工业大学硕士论文，200413李景涌.有限元法M.北京邮电大学出版社，200214苏铁熊，吕彩琴，张翼等.接触问题对连杆有限元分析的影响J.内燃机学报，2002 15石津俊发动机曲轴弯曲疲劳强度的可靠性分析J武汉工学院学报，2005716王东华曲轴强度计算若干问题的探讨J天津大学学报，2002317施兴之连续梁计算计算曲轴应力的研究J内燃机学报，2001218郝志勇多缸机曲轴连续梁计算法的改进J内燃机学报，2002419BickleyI, DOlierV, Fessler H. Stress and Deformations inOverlapped Diesel Engine Crankshafts一Part2:Evaluation of Results J.IMechE，199820Guagliano M, Terranova A, Vergani L. Theoretical andExperimental Study of the Stress Concentration Factor inDiesel Engine Crankshafts J.Trans ASME, J Mech Des，1993六、备注指导教师意见：签字：年月日黑龙江工程学院本科生毕业设计附件：毕业论文排版示例本科学生毕业设计4110柴油机连杆设计及有限元分析系部名称：汽车与交通工程学院专业班级：车辆工程07-10班学生姓名：指导教师：职称：黑龙江工程学院二一一年六月项目名华文中宋四号字，填加文字楷体_GB2312小三号居下划线中宋体三号字，字间加一个空格，居中加黑，日期不加黑摘要本文以4110柴油机的相关参数作为参考，对四缸柴油机的连杆进行了结构设计和尺寸计算，并对连杆进行了运动学和动力学的理论分析，最后运用Pro/E进行三维建模运用ANSYS进行了有限元分析。首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对连杆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，同时对连杆用材料进行了比较与分析。其次分别对连杆大头、连杆杆身以及连杆小头进行结构设计及尺寸计算，并进行了结构强度和刚度的校核。再次，应用CAD软件：Pro/E软件建立了连杆的三维几何模型，在此工作的基础上，又对静力作用下对连杆的两种特殊工况；拉伸、压缩工况下进行了受力计算，再将连杆三维几何模型导入ANSYS中对其进行了定义特性、网格划分、施加约束和载荷，最后进行计算以达到对连杆进行强度校核的目的。关键词：柴油机；连杆；强度校核；Pro/E；ANSYSABSTRACTTaking 4110 as the reference parameters of the diesel engine, four-cylinder diesel e-ngine connecting rod on the design and size were calculated, and linkage to the theory of kinematics and dynamics analysis, and finally the use of Pro / E for the use of three-dim-ensional modeling ANSYS finite element analysis carried out. First, the theoretical knowledge of kinematics and dynamics based on the movement of connecting rod and the force in motion a detailed analysis of such issues and get accurate results, while the materials were used on the rod comparison and analysis. Followed by on the connecting rod, connecting rod shaft and the connecting rod small end and size of stru-ctural design calculations, and were checking the structural strength and stiffness. Again, application CAD software: Pro / E software to establish a link of three-dimensional geome-tric model, based on the work in this, but also on the static on the link under the two special conditions; tension, compression conditions were the force calculation, and then link into ANSYS three-dimensional geometric model is defined in its properties, meshing, impose constraints and loads, and finally calculated to achieve the purpose of checking the strength rod 外文摘要示例Key words: Diesel engine；Connecting rod；Strength check；Pro/E；ANSYSII目录摘要Abstract第1章绪论11.1 选题的目的和意义11.2 国内外的研究现状21.3设计研究的主要内容4第2章连杆的结构设计与分析52.1 连杆的运动和受力分析52.2 连杆的结构分析52.3 连杆的工作条件和设计要点62.4 连杆的材料性能及特点62.5 连杆基本参数的确定72.6 连杆小头的结构设计82.6.1 小头结构型式82.6.2连杆衬套82.6.3小头结构尺寸92.7连杆杆身的结构设计92.7.1杆身结构型式92.7.2杆身结构尺寸92.8 连杆大头的结构设计102.8.1 大头结构型式102.8.2大头结构尺寸102.9 连杆螺栓的设计102.10 本章小结11第3章连杆的强度、刚度计算123.1连杆小头的强度校核123.2连杆小头的刚度计算143.3连杆杆身的强度校核143.4连杆大头的强度校核173.5连杆螺栓的工作负荷与预紧力183.6连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算193.7本章小结19第4章连杆三维模型的建立及有限元分析204.1 建立连杆大小头及杆身204.1.1建立新文件204.1.2建立连杆体主体204.1.3建立连杆大头和小头214.1.4建立小头油孔214.1.5建立连杆凹槽224.1.6 建立连杆大头部位凸台224.1.7建立螺栓孔234.2建立连杆端盖234.3建立连杆螺栓245.4建立轴瓦及衬套244.5连杆工况选择与载荷计算254.5.1 计算工况的选择254.5.2 连杆载荷的计算254.6连杆几何模型的建立274.7约束条件294.8 连杆应力分析294.8.1连杆拉伸工况下的应力分析294.8.2连杆压缩工况下的应力分析344.9连杆安全系数计算394.10 本章小结40结论41参考文献42致谢43附录44黑龙江工程学院本科生毕业设计第1章绪论1.1 选题的目的和意义内燃机自十九世纪后期出现以来，经过一百多年的不断研究和改进，已经发展到比较完善的程度，它以热效率高、功率和转速范围宽广、比重量较小的优点，在动力机械中占有极其重要的地位，广泛应用于国民经济和军事装备的各个领域1。连杆是内燃机中的重要的传动零件之一，其作用是连接活塞与曲轴，将作用在活塞上的力传给曲轴，使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，对外输出做功。连杆小端工作时作往复运动，大端作旋转运动，杆身作复杂的平面运动，因此连杆的受力情况十分复杂。连杆是内燃机中承受负荷最严重的零件之一，工作时同时承受着活塞传来的气体压力、往复惯性力和它本身摆动时所产生的惯性力的作用，这些力的大小和方向周期性变化。在长期使用中，连杆会因活塞的剧烈推力和曲轴的高速运转等因素，出现弯曲和扭曲现象。连杆一旦出现弯曲和扭曲，除了会使活塞拉缸外，还会致使活塞、气缸、曲轴等机件出现不正常磨损，并很容易引起疲劳破坏而断裂，导致发动机故障，直接关系到使用人的安全，造成极严重的后果。以往，连杆的的制造以铸造法和锻造法为主；20世纪80年代以来，由于采用粉末锻造法大批量生产的粉锻连杆具有力学性能优、尺寸精度高、质量较轻及质量偏差很小等特点，因而相继在发达国家快速发展，逐渐取代铸造和锻造连杆。而高密度烧结法制造连杆也快速发展，并具有良好的力学性能。现今随着计算机技术的迅速发展，特别是各种分析软件的日益成熟，在发动机研制开发过程中，对其零部件进行计算机数值模拟已成为辅助设计的重要手段。目前，有限元法已日趋成熟实用，所应用的领域也越来越广并发挥着越来越重要的作用。有限元方法是近似求解一般连续问题的数值方法，它最先应用于结构的应力分析，很快就广泛应用于求解热传导、电磁场、流体力学等连续问题。对于一个连续体的求解问题，有限元法的实质就是将具有无限多个自由度的连续体，理想化为只有有限个自由度的单元集合体，单元之间仅在节点处向连续，从而使问题简化为适合于数值求解的结构型问题，工程设计人员使用这些系统，就可以高效而正确合理地确定最佳设计方案。此方法已成为工程技术领域不可缺少的的一个强有力的计算分析工具，其在发动机零部件的设计分析中的应用亦有了很大的进展。连杆在工作中所受的各种外载荷复杂且做周期性变化，而且，即使是同一类型的连杆，连杆与连杆之间的物性参数、几何形状也存在差异，因此，在分析连杆的应力和应变时，要考虑这些不确定的因素，才能得到更符合实际的结果。这就需要用到采用传统材料力学公式使得计算的结果更为精确的有限元方法对连杆进行三维应力应变分析，以研究其在不同情况下的应力、应变状态及危险部位2。柴油机是目前产业化应用的各种动力机械中热效率最高、能量利用率最好、最节能的机型。柴油机行业的发展对我国工业车用柴油机的发展越来越受到重视，成为柴油机行业增长速度最快的行业，也是我国大力发展的一个行业。车用柴油发动机市场按其配套车型可分为货车柴油机发动机市场和客、轿车用柴油机市场两大类。当前柴油发动机企业重点角逐的市场是轻型载货车柴油机市场和客、轿车柴油机市场。但是，由于受各种因素的影响，我国的柴油机研究还是落后于世界先进水平。经历多年的市场实践，国内柴油发动机生产企业已不再满足于凭借引进产品获得市场上的暂时领先，而认识到核心技术是最关键的，只有通过引进、消化、吸收的途径，自己掌握了核心技术，企业才会有发展后劲并获得可持续发展的条件。随着我国汽车事业的进一步发展，作为汽车配套中最重要的一个环节，柴油机技术的发展瓶颈已日益凸显。因此，必须研发具有我国自主知识产权的柴油机，以提高我国汽车制造的国产率。发动机连杆的研究是一个很复杂的、很有前景的研究领域，有很多需要完善和提高的地方。对发动机连杆精确的分析，可以为设计、生产、改进发动机提供可靠的相关数据和理论依据，缩短发动机的开发、改进的周期和成本，提高其可靠性和经济性。1.2 国内外的研究现状随着国家经济长期稳定发展，汽车工业也得到飞速提高，国内近几年汽车产量和销量如下表：表1.1 汽车产销量表年度总产量总销量乘用车商用车产量销量产量销量07年57077575.82393.07397.11177.7178.7108年727.97721.60523.31517.59204.16204.009年528.32517.0378.0368.0158.0149.0汽车产量和保有量的迅速增长导致了石油能源需求的矛盾加剧，使中国成为了石油进口大国，每年需进口石油总产量的百分之三十。2004年中国进口了1.23亿吨原油和4000万吨成品油，共花了420亿美元，以后将会逐年增加。柴油车得平均油耗要低于汽油车百分之三十。一辆3.2升奔驰E级柴油车平均耗油为7.5升，仅相当于国内排量1.4升汽油车的能源消耗。所以在发达国家，重型车使用柴油机占百分之百，轿车比例日益上升。2004年，欧盟新注册的轿车中，柴油机占48.4，其中法国69，德国44；连不太推崇柴油车的美国2004年注册的柴油轿车也占6.1。而在中国由于各方原因，2004年的乘用车销量中柴油汽车仅占1.2，普较占0.6。轿车使用柴油机已成为发展潮流，我国商用车按吨位3.5以上为重型，3.5以下为轻型车。目前重车基本应用柴油发动机，而轻型车配柴油机只占33。据统计，2008年国内柴油市场达到190万台规模。其中40万台重型柴油机，27万台中、轻型柴油机，比06年增加83。轿车柴油发动机占比例虽然小，但轿车总量大，且柴油机品种在逐步增加，如捷达SD1发动机、宝来1.9升TD1发动机都是柴油机。近年玉柴研制出YC4V、YC6L-40都可达到欧或欧标准。云内柴油机同长城哈佛、奇瑞瑞虎配套。大众柴油机向奔驰集团年供12万台。还有一大批新款欧标准汽车柴油机正在研制之中。随着汽车工业制造技术的发展，对于发动机的动力性能及可靠性要求越来越高，而连杆的强度、刚度对提高发动机的动力性及可靠性至关重要，因此国内外各大发动机研制公司对发动机连杆用材料及制造技术的研究都非常重视。目前，碳素钢和合金钢连杆、非调质钢连杆、粉末冶金连杆、钛合金连杆等都有很广泛的应用，但在力学性能、生产成本等各个方面又各有优劣。非调质钢由于其材料的成本不高，作为一种廉价的节能钢种，非调质钢正在逐步地取代调质钢，国外几乎完全采用非调质钢生产连杆。随着发动机轻量化的要求，连杆的设计应力提高，中碳锰钒系列非调质钢的强度无法满足要求，目前德国在该钢种的基础上开发了强度级别更高的钢种，正在推广应用。粉末烧结锻造连杆的特点是经济效益显著，一般认为粉末烧结锻造连杆与锻钢连杆相比，材料可节约40%，生产成本可降低10%，能源消耗可节；但前些年由于金属粉末的种类极少，又受到成本的限制，发展不快。钛合金连杆可大幅度地降低连杆的质量，但金属钛的抗拉强度比较低4。高强度、轻量化、低成本是发动机连杆的发展趋势，我国的发动机锻钢连杆制造技术与国外差距不大，但在连杆轻量化方面还相当落后。我国的钛合金连杆、纤维强化铝合金连杆、粉末冶金锻造连杆的研究才刚刚起步。虽然连杆加工本身所包括的工艺内容并不复杂，但由于材质、外形尺寸以及要求的加工精度，经常给加工带来不少困难。锻造毛坯的精度及刚性差、孔加工的精度低、连续带状切屑的断屑、平面加工的毛刺、因夹压和内应力的重新分布而产生的几何变形等，是加工工艺长期以来需要研究和解决的主要技术问题。所以，连杆的工艺设计只有通过现场的不断改善，才能最终达到设计的目标。采用三维模型进行产品开发，其过程如同实际产品的构造或加工“制造”装配过程一样反映产品复杂的几何形状及相互之间的位置或装配关系，使产品开发过程更加符合开发工程师习惯和思维方式。这样，工程师可以更加专注于产品设计本身，而不是产品的图形表示。利用三维装配模型实现动态模拟后，可以进行干涉检验，还可以观察模型中某点的运动轨迹，绘出位置速度、加速度曲线，并分析其运动特征，为相关计算提供依据，保证了产品开发的可靠性，同时有利于缩短产品的开发周期4。1.3设计研究的主要内容对柴油机运行过程中连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：1. 对连杆进行运动学和动力学分析，分析连杆中各种力的作用情况，并根据这些力对连杆的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核，以便达到设计要求。2.根据已知的4110柴油机的性能特点，严格按照柴油机设计手册的要求，进行了该柴油机连杆的设计，选定了连杆的结构型式、大小头及杆身的结构和尺寸，以及润滑方式、定位方式等，再进行强度和刚度的计算，完成连杆的设计过程。3.利用CAD、Pro/E软件对连杆进行了三维几何建模，在利用ANSYS软件进行连杆的前处理过程中，包括实体建模、定义材料属性、定义单元类型、网格划分；求解过程，包括施加约束、施加载荷、进行求解计算；后处理过程，包括结果的观察、分析和检验。经过这三个环节，就完成了基于ANSYS的连杆强度分析。第2章连杆的结构设计与分析2.1 连杆的运动和受力分析连杆是柴油机传递动力的主要运动件,在机体中作复杂的平面运动,连杆小头随活塞作上下运动,连杆大头随曲轴作高速回转运动。连杆杆身在大、小头孔运动的合成下作复杂的摆动。其作用是将活塞顶的气体压力传给曲轴，又受曲轴驱动而带动活塞压缩气缸中的气体3。连杆组在工作时工作条件恶劣承受着三方面的作用力；1.气缸内的燃气压力；2.活塞连杆组的往复运动惯性力；3.连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。这三种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化。综合起来的结果使连杆处于一种交变的复杂受力状态。由于连杆为一细长杆件，当受压缩和横向惯性力作用时，若连杆杆身刚度不足，则会产生弯曲变形。若在垂直于摆动平面内发生弯曲，则危害更大，造成轴承不均匀磨损，甚至烧瓦。2.2 连杆的结构分析连杆组一般由连杆体、大头盖、连杆螺栓、轴瓦和连杆小头衬套等组成。连杆体包括连杆小头、杆身和连杆大头的上部。连杆大头的上部与连杆大头盖一起组成连杆大头，连杆结构如图2-1所示。图2-1 连杆结构图 1-连杆衬套2-连杆小头3-连杆杆身4-连杆螺钉5-连杆大头 6-连杆轴瓦 7-连杆端盖 8-连杆轴瓦凸键 9-连杆轴瓦定位槽连杆把活塞和曲轴连接起来，连杆小头与活塞销相连接，并与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连接，和曲轴一起作旋转运动；连杆的其余部分则作复杂的平面运动。作用于活塞上的力经连杆传给曲轴5。连杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯，连杆大小头也应该不致显著失圆。杆身弯曲会使活塞相对于气缸、轴承相对于轴颈发生歪斜；也的失圆会使轴承失去正常配合。如果强度不足，在发动机动转过程中一旦发生连杆杆身、大头盖和连杆螺栓断裂，就会使机器受到严重的破坏。2.3 连杆的工作条件和设计要点连杆在高速运动中承受由活塞组传递的气缸压力和往复惯性力的反复压缩和拉伸，由此可能产生疲劳破坏，是内燃机主要受力运动件之一。连杆大小头轴承的润滑条件苛刻，工作中反复受到挤压和冲击6。“小体积、大功率、低油耗”是高性能柴油机对连杆提出的基本要求，其设计要点如下：1.在确保足够强度和刚度的条件下尽可能减轻外形尺寸和质量；2.注意过渡圆角及细节的设计，特别是连杆小头与杆身的过渡圆角及连杆大头盖的螺栓支承面的过渡圆角设计，防止应力集中；3.必须根据总体设计的要求合理确定结构参数和连杆体与连杆盖的剖分形式。2.4 连杆的材料性能及特点柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤其是大功率柴油机的工作条件更差，因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。这就要求在连杆材料的选择上针对具体的柴油机而采用高强度材料并辅以综合措施。目前用于连杆的材料多为中碳钢，而对大功率柴油机连杆则多采用高强度合金钢。柴油机连杆选用中碳合金优质钢，选用中碳合金钢是因为它经过调质热处理之后能够发挥良好的机械性能加进少许合金元素是为了再提高其机械性能在钢中加入锰元素使钢具有较高的拉伸强度极限、较高的硬度及较好的韧性；加入少量铬不但能大幅度提高拉伸强度极限和硬度，还能增加钢在热处理时的稳定性；钼加入钢中能使钢具有较大的强度极限、屈服极限和很好的塑性。这种钢经过热处理后具有纤维断面,这对受冲击、受交变载荷的连杆特别有用。为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，本设计采用精选优质中碳结构钢模锻，表面喷丸强化处理，提高强度4。2.5 连杆基本参数的确定根据设计要求确定4110柴油机的主要性能参数如表2.1所示。表2.1 4110柴油机主要性能参数气缸排列方式直列四缸供油方式多点喷射排量/L4.751缸径/mm110行程/mm125曲柄半径62.5连杆长/mm195缸心距/mm135压缩比16额定功率/kW70(2400 r/min)平均有效压力0.74MP增压度30曲轴角速度251.2rad/s最大爆发压力10Mpa活塞组质量 2.529kg连杆的长短直接影响到柴油机的高度及侧压力的大小,较长的连杆能使惯性力增加,而同时在侧压力方面的改善却不明显。因此在柴油机设计时,当运动件不与有关零部件相碰时,都力求缩短连杆的长度。连杆长度L（即连杆大小头孔中心距）与结构参数（R为曲柄半径）有关。连杆长度越短，即越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但大，使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸相碰的可能性。在现代高速内燃机中，连杆长度的下限大约是l=3.2，即=1/3.2，上限大约是l=4R。连杆长度的确定必须与所设计的内燃机整体相适应，连杆设计完成后应进行零件之间的防碰撞校核，应校核当连杆在最大摆角位置上时是否与气缸套的下缘相碰，以及当活塞在下止点附近位置上时活塞下缘是否与平衡重相碰，它们之间的最小距离都不应小于25毫米3。在机体的设计中，已经根据要求设计出连杆长度为195mm。2.6 连杆小头的结构设计2.6.1 小头结构型式现代内燃机绝大多数采用浮式活塞销，也就是说，在运转过程中活塞的销座中和在连杆的小头中都是能够自由转动的。本连杆的小头的设计采用薄壁圆环形结构，为了耐磨，在小头孔内还压有耐磨衬套。优点是构形简单、制造方便，材料能充分应用，受力时应力分布较均匀。连杆小头的构造如图2-2所示。图 2-2 连杆小头结构型式2.6.2连杆衬套衬套与连杆小头孔为过盈配合，青铜衬套与活塞销的配合间隙大致在（0.00040.0015）d的范围内，在采用粉末冶金衬套时，由于衬套压入后，内径会缩小，因此配合间隙应适当放大，一般大致在（0.00150.0020）d。在四冲程柴油机中，为减少小头轴承的冲击负荷，间隙应尽量取小些，以不发生咬合为原则。在小头上方开有集油孔或集油槽，靠曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑。润滑油的均匀分布可通过衬套上开布油槽来达到。设计衬套宽度与连杆小头等宽，衬套的厚度一般为，本设计取。2.6.3小头结构尺寸小头结构尺寸主要是小头衬套内径d1和宽度B2、小头外径D1、小头孔直径d和润滑方式。柴油机B1d1。根据柴油机设计手册图表-国产典型中小功率高速柴油机连杆结构参数表得到以下数据： 2.7连杆杆身的结构设计2.7.1杆身结构型式连杆杆身的截形十分重要,它应能在保证强度的前提下有尽量较轻的重量,此外,还要有利于该截面形状向大端、小端的过渡,因此柴油机连杆杆身常采用工字形截面。连杆杆身采用工字形截面，其长轴位于连杆摆动平面，这种截面对材料利用得最为合理，这是由于连杆在摆动平面内上下两端的连接相当于铰支，而在垂直连杆摆动平面的方向，其上下两头的连接则相当于两端固定的压杆，故后者稳定性好，允许的失稳临界力大。若想使连杆在相同载荷作用下，这两个平面内的稳定性相同，则必须Ix4Iy,据统计Ix=（23）Iy，这使连杆在垂直摆动平面内有较大的抗弯能力。连杆杆身截面的高H一般大约是截面宽度的1.41.8倍，而B大约等于（0.30.4）D(D为气缸直径)。为了使杆身能与小头和大头圆滑过渡，杆身截面是由上向下逐渐增大的。杆身的最小截面积与活塞面积之比，对于钢制连杆来说大约是在的范围内6。2.7.2杆身结构尺寸根据柴油机设计手册图表-国产典型中小功率高速柴油机连杆结构参数表得到以下数据：杆身截面宽度B约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。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。2.8 连杆大头的结构设计2.8.1 大头结构型式连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径dm。其中D2、B2是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压能力，在曲轴设计中确定。为了结构紧凑，轴瓦厚度2趋于减薄，因此，本处所谓设计大头设计，实际上是指确定连杆大头在摆动平面内某些主要尺寸，连杆大头剖分形式，定位方式，及大头盖得结构设计。连杆大头与连杆盖得分开面大多垂直连杆轴线，称为平切口连杆。由于平切口连杆的大头具有较大的刚度，轴承孔受力变形小及制造费用低，一般都采用这种结构。2.8.2大头结构尺寸根据柴油机设计手册得到以下数据：连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取5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。2.9 连杆螺栓的设计根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。2.10 本章小结本章在设计连杆的过程中，是很重要一环，先对连杆进行了运动分析、受力分析，而后对连杆设计结构特点进行了简要地分析，并说明了连杆的工作条件和设计要点，还对连杆的材料性能及特点进行了比较与分析。之后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头、以及螺栓的主要结构参数，还对各个部件的结构型式进行了分析。第3章连杆的强度、刚度计算3.1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，如图3.1所示。图3.1 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：（3.1）式中：衬套压入时的过盈，；一般青铜衬套，取，其中：工作后小头温升,约；连杆材料的线膨胀系数，对于钢；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；连杆材料的弹性模数，钢；衬套材料的弹性模数，青铜；计算小头承受的径向压力为：由径向均布力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：（3.2）内表面应力：（3.3）的允许值一般为，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：（3.4）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限；，取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取；应力幅，；平均应力，；工艺系数，取0.6。则连杆小头的疲劳强度的安全系数在制造工况稳定情况下，疲劳强度安全系数可达到1.5左右，一般约在范围之内，基本符合要求。3.2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: （3.5）式中：连杆小头直径变形量，；连杆小头的平均直径，；连杆小头断面积的惯性矩。则对于一般发动机，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，则校核合格。3.3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：（3.6）式中：连杆杆身的断面面积，柴油机，为活塞投影面积取。则最大拉伸应力为： 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时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：（3.7）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；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，因此在摆动平面内的合成应力为：（3.8）式中：系数，对于常用钢材，取；计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，；；将式（3.8）改为：（3.9）式中连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：（3.10）将式（3.10）改成：（3.11）式中：连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为：和的许用值为，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，把或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。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为：（3.12）（3.13）在垂直摆动平面内为：（3.14）（3.15）连杆杆身的安全系数为：（3.16）式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（碳素钢），取；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；工艺系数，取0.6。在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。3.4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，通常取，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。连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：（3.17）作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：（3.18）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：（3.19）作用于大头盖中间断面的法向力为：（3.20）式中：，大头盖及轴瓦的惯性矩，；，大头盖及轴瓦的断面面积，；在中间断面的应力为：（3.21）式中：大头盖断面的抗弯断面系数。计算连杆大头盖的应力为：一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。3.5连杆螺栓的工作负荷与预紧力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，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P1；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P27。连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即：（3.22）轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，一般取，取。3.6连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足：（3.23）式中：螺栓最小截面积，；螺栓的总预紧力，；安全系数，取1.7；材料的屈服极限，一般在600以上16。那么连杆螺栓的屈服强度为：则校核合格。3.7本章小结本章在设计连杆的过程中，首先计算了连杆小头承受的径向力、疲劳安全系数、对连杆刚度进行了校核，之后又计算了连杆杆身的最大拉伸力、疲劳安全系数.还对连杆大头进行了同样的强度刚度校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并进行检验校核。第4章连杆三维模型的建立及有限元分析根据上一章已经设计出来的连杆结构和尺寸，运用Pro/E进行三维建模。因为过程中有很多的步骤，不可能一一详列，故本论文省略了一些小的过程，只将建模的一些关键过程记录下来。4.1 建立连杆大小头及杆身4.1.1建立新文件1.选择菜单中的【文件】【新建】命令，出现【新建】对话框，在对话框中选择【零件】【实体】，在【文件名】栏中输入“lianganti”，不实用【缺省模版】，单击【确定】，如图4-1所示。图4-14.1.2建立连杆体主体1.选择FRONT面。选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。2.定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线。3.选择拉伸厚度29.86mm。4.选择基准平面命令，参照TOP面，偏距平移输入30.78mm。5.选择DTM1面，选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。6.绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线。7.选择去材料。8.选择FRONT面，选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。9.定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线，确定后，选择去材料，如图4-2所示。图4-2 连杆主体4.1.3建立连杆大头和小头1.建立DTM2面，输入14.87。2.以DTM2面为基准，向两边使用拉伸命令。3.同上，以PRONT面为基准，向两边使用拉伸命令，如图4-3所示。图4-3 连杆大头4.1.4建立小头油孔1.建立DTM3面。2.选择DTM1面，选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。3.定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线，确定后，选择去材料，如图4-4所示。图4-4 连杆小头油孔4.1.5建立连杆凹槽1.选择大头的两个平面，选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。2.定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线，确定后，选择去材料。4.1.6 建立连杆大头部位凸台1.选择大头平切口所在平面，如图4-5所示。图4-5 连杆平切口凸台2.选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线，确定后，选择去材料。3.再根据上一步命令，使用拉伸命令。4.使用拉伸命令补充其中空位，如图4-6所示。图4-64.1.7建立螺栓孔1.继续选择凸台的平切口为基准面。2.选择菜单中的【插入】【拉伸】命令进入。定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线，确定后，选择去材料。3.连杆体完成，如图4-7所示。图4-7 连杆体4.2建立连杆端盖建立连杆端盖的过程比较简单，很多过程与上一部分相似，这里不再赘述。建成的连杆端盖如图4-8所示。图4-8 连杆大头端盖4.3建立连杆螺栓、螺母和垫圈1.建立新文件。2.定义内部草绘，绘制基本曲线，运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线，确定。3.建立螺纹主体。如图4-9（a）所示。(1)使用拉伸命令，建立圆柱。(2)使用螺旋命令，建立螺纹。4.建立螺母。如图4-9（b）所示。5.建立垫圈。如图4-9（c）所示。图4-9 连杆螺栓体（a）（b）（c）4.4建立轴瓦及衬套1.建立轴瓦的过程比较简单，很多过程与上一部分相似，这里不再赘述，建成的连杆端盖如图4-10所示。图4-10 连杆轴瓦2.建立衬套的过程比较简单，很多过程与上一部分相似，这里不再赘述，建成的连杆端盖如图4-11所示。图4-11 连杆衬套最终完成连杆如图4-12所示。图4-12 连杆图4.5连杆工况选择与载荷计算4.5.1 计算工况的选择在内燃机工作时，连杆作复杂的平面运动，它受到的力是周期变化的。本软件模拟最恶劣的工况进行计算，即把连杆的受力状态固定在工况最恶劣的瞬时，在连杆的两个侧面并无外力作用，化为在静力作用下的应力分析问题来处理3。4.5.2 连杆载荷的计算1.最大受拉工况取进气开始时刻的最大惯性载荷作为连杆的最大受拉工况，此时连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力：（4.1）连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头产生的回转惯性力：（4.2）式中，分别为活塞组、连杆小头和连杆大头的惯性力。小头内孔表面的面积为：（4.3）大头内孔表面的面积为：（4.4）连杆小头受到的是活塞组的最大往复惯性力，这个力在小头内孔表面的面积上产生的压力为：（4.5）连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头产生的回转惯性力，这个力在大头内孔表面的面积上产生的压力为：（4.6）2.最大受压工况已知气缸内最大爆发压力为：（4.7）气缸内气体最大爆发压力的一瞬间，此时连杆承受最大压力以及活塞组和连杆体本身的惯性力。这时连杆小头载荷为：（4.8）这个力在小头内孔表面积上产生的压力为：（4.9）连杆大头上的载荷为：（4.10）这个力在大头内孔表面的面积上产生的压力为：（4.11）4.6连杆几何模型的建立利用Pro/E建立三维立体模型建立准确、可靠的计算模型 ,是应用有限元法进行分析的重要步骤之一。在进行有限元分析时,应尽量按照实物来建立有限元分析模型 ,但对结构复杂的物体 ,完全按照实物结构来建立计算模型、进行有限元分析有时会变得非常困难 ,甚至是不可能的 ,因此可进行适当的简化。一般来说 ,因模型带来的误差要比有限元计算方法本身的误差大得多。所以,有限元计算结果的准确性在很大程度上取决于计算模型的准确性8。当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩短了设计周期，而且也大大提高了设计精度。首先将Pro/E建立的三维立体模型导入有限元分析软件ANSYS中，软件就可进行如下处理：(1)零件粘接；(2)定义分析类型：结构分析；(3)定义单元类型；(4)定义材料属性；(5)网格化分。对于操作过程，只简述三个，其余具体操作不再赘述。1.定义单元类型ANSYS Main Menu-Preprocessor-Element Type-Add/Exit/DeleteLibrary of Element Types-Structural-Solid-Tet-10node 92，如图4-13所示。图 4-13 定义单元类型2.定义材料属性(1)Material Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic。(EX=2.09E+11 PRXT=0.269 )(2)点击Material-New Model. Define Material ID=2 OKMaterial Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic。(EX=2.09E+11 PRXT=0.269 )(3)点击Material-New Model. Define Material ID=3 OKMaterial Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic。(EX=2.09E+11 PRXT=0.269 )(4)点击Material-New Model. Define Material ID=4 OKMaterial Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic。(EX=2.09E+11 PRXT=0.269 )表4.1 中碳结构钢45模锻材料属性材料名称弹性模量E (N/m2)泊松比( ) 质量密度 (kg/m3) 抗剪模量 (N/m2) 张力强度 (N/m2) 屈服强度 (N/m2)452.09E+110.269 7.89E+038.23E+106.00E+083.55E+083.网格的划分在网格划分之前，需要定义分析类型，定义单元类型、定义材料属性等9。这些属性对有限元分析来说，非常重要，不仅影响到网格划分，而且最关键的是，对求解的精度影响极大，如图4-14所示。(1)点击Set后：默认对1号零件划分网格 Element type number=1 SOLID187；Material number=1。(点选Smart Size精度设置在46之间)(2)点击Set后：默认对1号零件划分网格 Element type number=2 SOLID92；Material number=2。(点选Smart Size精度设置在46之间)(3)点击Set后：默认对1号零件划分网格 Element type number=3 SOLID187；Material number=3。(点选Smart Size精度设置在46之间)(4)点击Set后：默认对1号零件划分网格 Element type number=4 SOLID92；Material number=4。(点选Smart Size精度设置在46之间) 图4-14连杆有限元网格图4.7约束条件假定连杆小头当作刚体固定，连杆受拉工况，在连杆小头内侧圆柱面上施加径向约束，并在小头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。连杆受压工况，在连杆小头内侧圆柱面上施加径向约束，并在小头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束10。为了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束，这样，整个连杆的约束就完全了，如图4-15所示。：ANSYS Main Menu-Solution-Define Loads-Apply-Structural-Displacement-On AreasDick Single list of Items选择约束的面“要固定的表面” 点OK出现约束方向定义选ALL DOF；VALUE Displacement value=0。图4-15连杆约束网格图4.8 连杆应力分析4.8.1连杆拉伸工况下的应力分析运用ANSYS 8.0 对连杆拉伸工况进行应力分析，如图4-16至图4-25所示。1.施加载荷ANSYS Main Menu-Solution-Apply-Structural-Pressure-On Areas选受力面；选完点OK Apply Pres On Areas As a=Constant value；Value Load Pres Value=5.433(加载的力的大小)；下个空添1；OK11，如图4-16所示。图4-16拉伸工况下的加载2.受力效果ANSYS Main Menu-Solution-Solve-Current LS；OK。ANSYS Main Menu-General Postproc Plot Results-Deformed Shape选 Def undef edge OK 出现变形，如图4-17所示。图4-17拉伸工况的变形效果图3.变形结果查看变形结果：General PostProc Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Dof Solution X 、Y、 Z 和总变形12。 (1)DOF Solution-Translation UX Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK19，如图4-18所示。图4-18连杆拉伸工况下的X轴变形(2)DOF Solution-Translation UY Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-19所示。图4-19连杆受拉工况下的Y轴变形(3)DOF Solution-Translation UZ Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-20所示。图4-20连杆受拉工况下的Z轴变形(4)DOF Solution-Translation USUM Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK19，如图4-21所示。图4-21连杆受拉工况下的总变形变形结果分析：x方向最大变形为0.003619mm ，y方向最大变形为0.02906mm，z方向大变形为0.000792mm，总方向变形为0.02906mm。由有限元分析结果可知无论是总变形还是某个方向变形量都很小，所以连杆刚度足够。4.受力结果查看受力结果：General PostProc Plot Results/Contour Plot/Nodal Solution X 、Y、 Z 和总压力20。(1)Stress-X-Direction SX Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填OK，如图4-22所示。图4-22受拉工况下的X轴受力分布(2)Stress-X-Direction SY Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填OK，如图4-23所示。图4-23受拉工况下的Y轴受力分布(3)Stress-X-Direction SZ Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填OK，如图4-24所示。图4-24受拉工况下的Z轴受力分布(4)Stress-Total Von Mises Eptoeqv Def shape only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK20，如图4-25所示。图4-25受拉工况下的总的受力分布受力结果分析：x方向最大应力0.500E+08Pa ，y方向最大应力0.433E+08Pa，z方向最大应力为0.286E+08Pa，总最大应力为0.641E+08Pa。由有限元分析结果可知无论是总最大应力还是某个方向最大应力都很小，所以连杆刚度足够。4.8.2连杆压缩工况下的应力分析运用ANSYS 8.0 对连杆受压工况进行应力分析，如图4-26至图4-35所示。1.施加载荷ANSYS Main Menu-Solution-Apply-Structural-Pressure-On Areas选受力面；选完点OK Apply Pres On Areas As a=Constant Value；Value Load Pres Value=17.9202(加载的力的大小)；下个空添1；OK，如图4-26所示。图4-26压缩工况下的加载2.受力效果ANSYS Main Menu-Solution-Solve-Current LS；OK。ANSYS Main Menu-General Postproc Plot Results-Deformed Shape选 Def undef edge OK 出现变形,如图4-27所示。图4-27受压工况的变形效果图3.变形结果查看变形结果：General PostProc Plot Results/Contour Plot/Nodal Solu/Dof Solution X 、Y、 Z 和总变形。 (1)DOF Solution-Translation UX Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-28所示。图4-28连杆受压工况下的X轴变形(2)DOF Solution-Translation UY Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-29所示。图4-29连杆受压工况下的Y轴变形(3)DOF solution-Translation UZ Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-30所示。图4-30连杆受压工况下的Z轴变形(4)DOF solution-Translation USUM Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-31所示。图4-31连杆受压工况下的总的变形变形结果分析：x方向最大变形为0.033209mm ，y方向最大变形为0.107461mm，z方向最大变形为0.002555mm，总方向变形为0.107483mm。由有限元分析结果可知无论是总变形还是某个方向变形量都很小，所以连杆刚度足够。4.受力结果查看受力结果：General PostProc Plot Results/Contour Plot/Nodal Solution X 、Y、 Z 和总压力。(1)Stress-X-Direction SX Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu For Eqv Strain的框中不填OK，如图4-32所示。图4-32连杆受压工况下的X轴受力分布(2)Stress-X-Direction SY Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填OK，如图4-33所示。图4-33连杆受压工况下的Y轴受力分布(3)Stress-X-Direction SZ Def Shape Only Fact Optional Scale Factor =1Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu For Eqv Strain的框中不填OK，如图4-34所示。图4-34连杆受压工况下的Z轴受力分布(4)Stress-Total Von Mises Eptoeqv Def Shape Only Fact Optional Scale factor =1 Interpolation Nodes中选择 1 Corner Only Eff Nu for Eqv Strain的框中不填 OK，如图4-35所示。图4-35连杆受压工况下的总的受力分布受力结果分析：x方向最大应力0.272E+09Pa ,y方向最大应力0.143E+09Pa，z方向最大应力为0.719E+08Pa，总最大应力为0.261E+09Pa。由有限元分析结果可知无论是总最大应力还是某个方向最大应力都很小，所以连杆刚度足够。经ANSYS中进行计算后，连杆在拉伸、压缩工况下的应力分布图如上所示。从图中可以看出：在最大受拉工况下，连杆小头的最大应力峰值出现在下头顶部油孔附近、小头两边中心处，杆身部分的最大应力峰值出现在小头与杆身过渡处；最小主应力峰值出现在内孔底部。在最大受压工况下，连杆小头的最大主应力峰值出现在小头底部；最小主应力峰值出现在顶部；杆身处的最大应力峰值出现在与小头连接处，尤其是一些小角处，应力集中比较明显。在最大受拉工况下，连杆大头最大主应力峰值出现在连杆下螺栓凸台的过

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