6108柴油机连杆的优化毕业设计.doc

重庆科技学院本科生毕业设计 目录6108柴油机连杆的优化毕业设计目录摘 要IABSTRACTII1 绪 论11.1 连杆简介及设计要求11.1.1 连杆简介11.1.2 设计要求21.2 CATIA简介21.3 本课题研究方向及意义21.4 本章小结32 连杆参数设计及校核42.1 材料选择及强化处理42.1.1 连杆材料的选择42.1.2 强化处理工艺42.2 连杆主要尺寸参数的设计42.2.1 连杆长度L42.2.2 连杆小头设计52.2.3 连杆衬套设计62.2.4 连杆杆身设计62.2.5 连杆大头设计72.2.6 连杆螺栓设计82.3 连杆小头的强度计算92.3.1连杆小头承受的作用力92.3.2 连杆小头轴承的比压校核132.3.3 连杆小头的疲劳安全系数132.3.4 连杆小头横向直径减少量142.4 连杆杆身的强度计算142.4.1连杆所受最大拉伸力和压缩力142.4.2 连杆中间截面的应力和安全系数152.5连杆大头的强度计算172.5.1 强度计算假设172.5.2 连杆大头盖受力182.5.3 连杆大头横向直径减少值202.6连杆螺栓的强度计算202.6.1 连杆螺栓的受力202.6.2 螺纹所受拉应力202.6.3 螺栓安全系数212.7 本章小结223 连杆三维模型的建立233.1 连杆的建模思路233.2 连杆的建模过程233.2.1 连杆体的建立233.2.2 连杆衬套、连杆大头盖、螺栓、轴瓦303.3 连杆装配思路313.4 连杆的装配313.5 本章小结334 连杆的有限元分析344.1 有限元分析思路344.2 连杆材料的选择344.3 网格的划分354.4 检查模型354.5 添加连接和设置边界条件364.5.1 添加连接364.5.2 边界条件364.6 施加载荷、计算模型、生成应力图364.7连杆疲劳强度校核384.8优化方案404.9 本章小结405 结论41参考文献42致谢43附录44附件：连杆二维零件图和装配图44 重庆科技学院本科生毕业设计 绪论1 绪 论1.1 连杆简介及设计要求1.1.1 连杆简介连杆在发动机中起到的作用十分重要，是一个不可或缺的部件。它将活塞往复直线运动转换为曲轴的旋转运动，在活塞和曲轴之间传递作用力以输出功率。连杆由连杆体、连杆盖、连杆螺栓和连杆轴瓦等零件组成，连杆体与连杆盖分为连杆小头、杆身和连杆大头。连杆在工作中，除承受活塞传来的气体作用力外，还有活塞组和连杆小头的往复惯性力以及连杆本身绕活塞销座变速摆动的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能，又要求具有足够的刚性和韧性。连杆的基本载荷是拉伸和压缩。最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近。此外，由于连杆是一细长杆件，在压缩载荷作用下，还会引起平行和垂直于曲轴轴线平面内的弯曲。两种弯曲都会给杆身以附加弯曲应力。连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩，也使连杆承受附加弯矩。连杆结构如图1-1所示。 1连杆衬套 2连杆小头 3连杆杆身 4连杆螺栓 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 图1-1 连杆结构1.1.2 设计要求 查柴油机设计手册，连杆的设计要求为：（1） 结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用；（2）在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能的减轻重量，以降低惯性力；（3）尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量；（4）大小头轴承工作可靠，耐磨性好；（5）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠；（6)易于制造，成本低。连杆不仅是传力构件也是运动件，不能只靠加大尺寸来改变承载能力，要从材料选用、构形设计、热处理、表明强化等方面采取措施进行优化。1.2 CATIA简介CATIA是法国达索飞机公司开发的CAD/CAM软件，其强大的曲面设计在飞机、汽车、轮船等领域有很高的知名度，它的曲面造型功能体现在提供了丰富的造型工具来支持用户的造型需求，能满足特殊行业对曲面光滑性的苛刻要求。CATIA V5R20作为CATIA产品系列，具有良好的开放性和协同性，其内容有：配置、二维草图的绘制、零件设计、装配设计、创成式外形设计、自由曲面设计、IMA造型设计、工程图设计、钣金设计、高级渲染、DMU电子样机、模具设计、数控加工、结构分析等。本设计将采用CATIA V5R20进行三维模型的创建和有限元分析。1.3 本课题研究方向及意义内燃机是现代机械的动力源泉，现广泛用于各种交通工具上。连杆是内燃机的主要运动件之一，主要实现力和功率的传递。汽车工业的发展首先应该是内燃机性能的提高和改善，其建立在内燃机各部件性能和使用寿命不断提高的基础上的。当前工业发展要求内燃机在有足够的强化程度上，转速和功率有较大提高，可以预见各部件特别是连杆的工作坏境将变得更加恶劣。连杆工作情况将直接影响内燃机整体性能，由其“蝴蝶效应”带来的经济损失是不可估量的。在追求利益最大化、产品结构最优化的今天，连杆面临的最大问题是结构和稳定性的问题，本课题的研究方向在于采用CATIA软件对连杆进行有限元分析，得出如应力分布、最大应力点等连杆工况的信息，对其进行力学分析，从而进一步完成优化设计。优化设计的意义在于在满足连杆基本的强度刚度的基础上，对其进行改型设计，从而使连杆可靠性、经济性等方面获得提升，自身质量更小，使其工作更加高效，满足工业发展的日益需求。1.4 本章小结本章内容为绪论内容，对连杆、课题意义和有限元软件CATIA等内容进行了简单介绍，为连杆参数的设计做铺垫，并指明了本课题大致内容。44重庆科技学院本科生毕业设计 连杆参数设计及校核重庆科技学院本科生毕业设计 连杆参数设计及校核 2 连杆参数设计及校核本课题所设计的6108柴油机基本参数如表2-1所示。缸径行程（mm)108125活塞总排量（L）6.871压缩比17.5:1标定功率/转速（kw/r/min)92/2200外形尺寸（长宽高）（mm)11398001334 表2-1 6108型柴油机基本参数2.1 材料选择及强化处理2.1.1 连杆材料的选择 由于连杆的工作环境恶劣，连杆材料的选择就是在保证结构轻巧的条件下有较高强度和疲劳强度，有足够的刚性和韧性。连杆材料一般采用中碳钢和中碳合金钢，如45钢、40CRr等。本设计发动机为中小功率发动机，结合实际情况，连杆材料采用45钢即符合要求。2.1.2 强化处理工艺连杆模锻，在机械加工前应经调制质处理，以得到较高的综合机械性能，既强又韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。喷丸强化是提高连杆抗疲劳性能的有效方法，该技术在国外早已得到广泛的应用，国内一些军工企业和先进厂家也得到逐步采用，喷完处理后连杆表层会产生剧烈塑性变形，使晶体点阵发生畸变，表层行成高密度的位错缠结从而达到强化的目的。另外连杆还必须进行磁力探伤检验，以求工作可靠。2.2 连杆主要尺寸参数的设计2.2.1 连杆长度L查柴油机设计手册，目前常用的值在范围内。曲柄连杆比一般较大，这样可以使柴油机机体高度降低，质量减小，而且越大意味着连杆长度越小，可以节约材料，降低成本。但是过大的曲柄连杆比会引起活塞侧压力增加，导致摩擦损失增大，加速活塞、活塞环、气缸套的磨损，影响其可靠性。参照原机为直列式内燃机，查柴油机设计手册表，的高速机推荐，本设计选择曲柄连杆比为，已知活塞冲程，所以行程，取 查柴油机设计手册表8-1，连杆主要参数比例值如表2-1所示。 R/ld/Dd2/DD1/Db1/db2/D1l1/D1dM/DH/DB/Ht/H0.3000.350.0711.220.691.100.571.200.120.310.680.16 表2-1连杆主要尺寸比例2.2.2 连杆小头设计连杆小头与活塞销连接，承受巨大的燃气作用力，位于活塞内腔，特点是尺寸小、轴承比压高、温度高、轴承表面相对运动速度低。连杆小头的结构形式取决于活塞销的尺寸及其固定形式，一般情况下浮式活塞销应用最广泛，连杆小头多为薄壁圆环结构，其形状简单，重量轻，受力后应力分布比较均匀，多用于小型高速柴油机上，本次设计即采用此种结构，并用空心销固定。考虑到实际情况，在小头顶端开有油孔，是润滑油经小孔润滑活塞销和小头轴承。 实践表明，连杆小头到杆身的过渡部分是薄弱部位，该处的应力集中较大。为了缓和应力集中，可采用二段或三段圆弧过渡。查柴油机设计手册，时，（D表示气缸缸径，d表示衬套内径），取；（为连杆小头衬套厚度），取小头衬套厚度；则小头内径d+2，取；（表示小头外径），取；，取小头宽度连杆小头设计参数如表2-2所示。参数小头内径小头外径小头宽度数值（mm） 表2-2 连杆小头主要设计参数小头结构形式如图2-1所示。 图2-1 连杆小头形式2.2.3 连杆衬套设计为了耐磨，在小头孔内压入衬套，衬套材料一般有锡青铜、铅青铜等，本次设计衬套材料采用中小型柴油机广泛应用的耐磨材料锡青铜。在设计中，应尽可能加大连杆小头衬套的承压面积以降低比压。衬套与小头孔为过盈配合，衬套与活塞销的间隙应尽量小，以不发生咬合为原则，青铜衬套与活塞销的配合间隙，取。衬套设计参数如表2-3所示。参数衬套内径衬套厚度间隙量数值（mm）0.03 表2-3 衬套设计参数2.2.4 连杆杆身设计 连杆杆身采用的是常用的“工”字形截面，当=0.300时，查柴油机设计手册，取为 ，取为， 取为连杆杆身参数设计如表2-4所示。参数Bt数值(mm) 表2-4 连杆杆身截面设计参数杆身截面尺寸如图2-2所示。 图2-2 连杆杆身截面尺寸2.2.5 连杆大头设计连杆大头与曲柄销的配合是内燃机中最重要的配合之一，通过压入轴瓦实现，而轴瓦的工作性能直接影响发动机寿命和可靠性，因此连杆大头的设计主要是保证有足够的刚度。 当0.300时查柴油机设计手册，大头宽度，取根据原机实际情况连杆大头采平切口形式。平切口大头形式具有以下特点：连杆易于加工，大头刚性好；连杆螺栓不受剪切作用；大头横向尺寸较大，曲柄销直径加大受限制；在杆身与大头圆弧过渡区需制成螺栓头的支承面，对该处强度有影响。其在小型高速柴油机上有广泛应用。平切口大头定位形式采用螺栓定位。 平切口大头所连接的曲柄销直径可以增加到，取0.65D，为轴瓦厚度，查内燃机设计，对于柴油机，取，大头内径+2；通常轴承直径，取对于平切口连杆，连杆大头高度，取。为方便安装，大头外径根据实际情况，设计。连杆大头设计参数如表2-5所示。参数大头宽度曲柄销直径大头内径大头外径大头高度轴承直径数值（mm） 表2-5 连杆大头设计参数2.2.6 连杆螺栓设计 连杆螺栓的作用是连接连杆盖和连杆大头，由于连杆在工作中受到周期性的气体压力和横向、纵向惯性力，冲击力较大。如果连杆盖和大头松脱或者螺栓断裂将造成很严重的后果，所以要求螺栓有足够强度。查柴油机设计手册，0.300时，（螺栓直径），取；连杆螺栓中心线应尽量靠近轴瓦，一般（为连杆螺栓孔中心距），取，取所以本次设计螺栓采用M14的螺纹螺栓，材料为优质合金钢40Cr。螺栓参数如表2-6所示。参数螺栓直径螺栓中心线距离数值（mm） 表2-6 螺栓设计参数2.3 连杆小头的强度计算已知参数如表2-7所示。参数活塞组质量连杆小头质量连杆大头质量最大燃气压转速数值（mm） 表2-7 用于连杆校核已知参数2.3.1连杆小头承受的作用力（1）由于温度过盈和压配衬套而产生的力温度过盈量 小头衬套材料为锡青铜，温度过盈量 T式中： 锡青铜衬套材料的热膨胀系数 钢的小头材料热膨胀系数 连杆小头的温升 一般 ，取 小头内径 压入过盈受热膨胀小头所受的径向压力P式中： 小头外径 小头内径 衬套内径 泊桑系数 连杆材料的抗拉弹性模数 对于钢 青铜衬套的抗拉弹性模数 对于青铜 衬套装配过盈量由P产生的小头应力外表面的应力：内表面的应力：许用值和在，故设计安全。（2）由惯性力引起的小头应力计算简化如图2-3所示： 图2-3 连杆小头受拉时计算简图活塞最大往复惯性力连杆小头在进气和排气冲程中承受活塞组往复惯性力的拉伸，在上止点附近有最大惯性力 式中，活塞往复运动质量，已知质量为带入数据，求得各截面的弯矩和法向力进行应力计算时，将小头简化为一刚性地固定于它于杆身衔接处的等截面曲梁，其固定角为： 当时，弯矩和法向力可按下列公式求得： 式中，连杆小头平均直径，弯矩为： 法向力 则在固定表面上的应力为：外表面： 式中，小头壁厚， K衬套过盈配合影响的系数，内表面： 运用上述公式计算连杆小头在惯性拉伸符合作用下内外表面的应力分布如图2-4所示，内表面最大应力发生在处，外表面最大应力发生在的固定截面处。 图2-4 连杆小头受拉后内外表面应力分布 图2-5 连杆小头受压时计算简图由活塞的惯性力在连杆小头中引起的拉应力当活塞在上止点时，小头受到最大的惯性力的作用，小头受到的最大拉应力 ，故安全。（3）由最大压缩力引起的应力 =+ 式中 最大燃气压力 计算简图如图2-5 所示。2.3.2 连杆小头轴承的比压校核 查内燃机设计，对于柴油机，故满足要求。2.3.3 连杆小头的疲劳安全系数连杆小头应力按不对称循环变化，在小头和杆身过渡处的外表面上安全系数最小。 式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，由机械设计表5-4查得，取 应力幅， 平均应力， 角系数， 考虑表面加工情况的工艺系数，材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢，取带入数据可得，则：小头的安全系数一般不小于，满足条件，故安全。 2.3.4 连杆小头横向直径减少量 采用浮式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力引起的直径变形 式中：小头平均直径， 连杆小头界面惯性矩，单位 小头壁 为保证活塞销与连杆衬套不至于咬死，变形量应小于活塞销与衬套间隙的一半，即，满足条件。 综上所述，小头设计安全。2.4 连杆杆身的强度计算2.4.1连杆所受最大拉伸力和压缩力（1）最大拉伸力 连杆杆身在不对称的交变载荷下工作，它受到位于计算截面（）以上往复惯性质量力的拉伸及气体压力的压缩（如图2-6)，则最大工况的拉伸力： 式中，为截面（）以上小头质量，为，带入可求得： 图2-6 连杆杆身图（2）最大压缩力最大压缩力 2.4.2 连杆中间截面的应力和安全系数（1）由引起的拉伸应力 式中：连杆杆身断面面积，单位，对于柴油机，=（0.030.05） ，为活塞投影面积取=。（2）由压缩和纵弯曲引起的合成应力 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，可以认为连杆两段为铰支，长度为L，在垂直摆动平面内的弯曲则可以认为杆身两端为固定支点，长度为L1在摆动平面内：在垂直于摆动平面内：式中，系数，对于钢，取 杆身中间截面对其垂直于摆动平面的轴线的惯性矩， 杆身中间截面对其位于摆动平面的的轴线的惯性矩， 连杆长度减去连杆大小头空半径之和， 许用值为，满足要求。（3）应力幅和平均应力在摆动平面内：在垂直于摆动平面内：（4）安全系数连杆身安全系数为 ，则，在摆动平面内， 在垂直于摆动平面内， 连杆安全系数的范围为，均满足，故设计安全。 综上所述，杆身设计安全。2.5连杆大头的强度计算2.5.1 强度计算假设 目前还没有比较合理的验算连杆大头强度的公式，对连杆大头的计算作如下假设： （1）连杆大头与大头盖作为一个整体； （2）作用力所引起的单位长度载荷是按余弦规律沿大头盖分布的； （3）轴瓦和大头盖变形是相同的； （4）大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面的一致；大头的曲率 半径假定等于螺栓中心距的一半。计算简图如图2-7所示。 图2-7 连杆大头计算简图2.5.2 连杆大头盖受力（1）大头盖受惯性力拉伸负荷 连杆大头盖在进气冲程开始即当活塞在上止点时承受往复运动质量和连杆大头的旋转质量的惯性力。式中：活塞组的质量， 连杆往复部分质量 为曲拐几集中在曲柄销中心的当量质量；且=，是曲拐各单元的质量；是各单元的旋转半径。做平面运动的连杆组，根据动力学等效性的质量，质心和转动惯量守恒三原则进行质量换算。实际计算结果表明，与，相比很小，为简化受力分析，常用集中在连杆小头和大头的2个质量，近似代替连杆，从动力学等效的头两个条件（即忽略转动惯量守恒）可得=，= 式中，是连杆组质量；是连杆组质心到小头孔中心的距离。 连杆作旋转运动质量， 连杆大头盖质量， （2）连杆盖中心截面上的应力 式中 螺栓中心线距离，=大头中央截面的惯性矩,=轴承中央截面的惯性矩，=大头中央截面面积，轴承中央截面面积，Z 计算断面的抗弯断面模数，由材料力学附录表4，查得Z=。 通常将螺栓凸台起始处作固定截面，并取时，公式可简化为： ，所以设计安全。2.5.3 连杆大头横向直径减少值 ，所以满足强度要求。 综上所述，大头设计满足强度要求。2.6连杆螺栓的强度计算2.6.1 连杆螺栓的受力（1）每只螺栓所受的惯性力 连杆为平切口，式中 螺栓数，（2）螺栓应加的预紧力 据奥尔林所著内燃机第二卷推荐： ，取（3）每只螺栓所受的拉力 式中: 基本负荷系数，（4）螺栓杆身的最大拉应力（5）螺栓杆身的最小拉应力 2.6.2 螺纹所受拉应力（1）最大拉应力 式中：螺纹内径，（2）最小拉应力2.6.3 螺栓安全系数（1）动载安全系数 =式中：拉伸强度极限； 对40取 静载疲劳极限； 对称循环拉伸强度极限， 取 应力集中系数； 螺栓杆身取， 螺纹取 工艺系数， 尺寸系数 表面质量系数 角系数； 螺栓杆身安全系数 式中： 螺栓安全系数 式中： （2）静载安全系数螺栓杆身安全系数 =螺栓安全系数 = 推荐螺栓各部安全系数2为宜，现计算所得均大于2，故设计安全。综上所述，螺栓设计安全。2.7 本章小结 本章的主要内容是参照柴油机设计手册、内燃机设计，完成了连杆各参数的设计及传统校核，为后面的建模和有限元分析奠定了基础，是本设计中十分重要的一环。重庆科技学院本科生毕业设计 连杆三维模型的建立 3 连杆三维模型的建立3.1 连杆的建模思路 连杆由连杆体和连杆盖组成，所以可以对连杆体和连杆盖分别建模，完成后进行装配。连杆具有两个互相垂直的对称面，建模过程中可以利用两个对称面，对局部特征进行镜像和复制操作，从而快速完成特征创建。3.2 连杆的建模过程3.2.1 连杆体的建立1、杆身的建立（1）在桌面双击图标，进入CATIA软件，选择“开始”“机械设计”“零件设计”命令，在弹出的菜单中输入零部件名称“lianganti”，单击按钮，进入零部件设计模块。如图3-1所示。 图3-1 新建零件（2）选取平面为草图参考面，然后单击工具栏中的“草图”图标，进入草图绘制模式。（3）利用“直线”、“点”、“快速剪裁”等命令按钮绘制草图，然后单击工具栏上的“尺寸标注”，完成尺寸标注（如图3-2所示），单击“在对话框中定义的约束”图标，完成约束定义，然后单击“退出工作台”图标，退出工作台。 图3-2 杆身草图（4） 单击工具栏中“凸台”图标，系统会弹出如图3-3所示的“凸台定义”对话框，在“类型”下拉列表框中选择“尺寸”，在“长度”文本框中输入“11.5”，单击按钮，然后可得到杆身三维草图拉伸结果如图3-4所示。 图3-3 凸台定义对话框 图3-4 连杆杆身三维草图拉伸结2、连杆小头的建立（1）选取平面为草图参考面，然后单击工具栏中的“草图”图标，进入草图绘制模式。利用“直线”、“圆”、“点”、“轮廓”、“快速剪裁”等命令按钮绘制草图，然后单击工具栏上的“尺寸标注”，完成尺寸标注（如图3-5所示）。 图3-5 小头草图绘制（2） 单击“在对话框中定义的约束”图标，完成约束定义。单击工具栏的“旋转体”图标，系统会弹出如图3-6所示的“定义旋转体”对话框，在“限制”列表框选择“第一角度”文本框，选择“360deg”，在“轴线”列表框中的“选择”文本框中输入“草图轴线”，单击得到小头草图，如图3-7所示。 图3-6 定义旋转体对话框 图3-7 连杆小头旋转体 （3）选择平面做参考平面，单击工具栏上的“孔图标”，系统会弹出如图3-8所示的“孔定义”对话框，在“扩展”下拉列表框中选择“直到最后”在“直径”文本框中输入小头内径尺寸“43.5”，在深度文本框中输入“42”，单击右边的“定位草图”按钮，进入孔的草图模式状态，约束草图位置，如图3-9所示。 图3-8 孔定义对话框 图3-9 连杆小头内径孔3、 连杆大头的建立（1） 同连杆小头旋转体步骤可得出如图3-10所示的连杆大头草图及如图3-11所示的连杆大头旋转体图。 图3-10连杆大头草图 图3-10 连杆大头旋转体（2） 同小头内径孔的建立过程，可得出大头内径孔，如图3-11所示。 图3-11 大头内径孔4、 连杆体边倒圆角（1） 单击工具栏上“倒圆角”图标，系统弹出“倒圆角定义”对话框，输入大头与杆身之间倒圆角半径“40”（如图3-12），单击，结果如图3-13所示。 图3-12 倒圆角定义对话框 图3-13 连杆大头与杆身倒圆角（2） 同上一步，可得连杆小头与杆身倒圆角“10”，如图3-14所示。 图3-14 连杆小头与杆身倒圆角5、创建连杆体凹槽（1）选取平面为草图参考面，然后单击工具栏中的“草图”图标，进入草图绘制模式。利用“直线”、“圆”“弧”“快速剪裁”等命令按钮绘制草图，然后单击工具栏上的“尺寸标注”，完成尺寸标注。单击“在对话框中定义的约束”图标，完成约束定义。如图3-15所示。 图3-15 杆身凹槽草图（2） 单击工具栏“凹槽”图标，系统弹出如图3-16所示的“凹槽定义”对话框，在“类型”下拉列表框中选择“尺寸”，在“深度”文本框中输入“2.5”，单击（凹槽效果图如图3-17所示）。 图3-16 凹槽定义对话框 图3-17 凹槽效果 6、细节处理（1） 创建两侧凸台：参照上面“凸台”建立过程，绘制大头两侧的凸台，效果如图3-18所示。 图3-18 绘制连杆体两侧凸台（2） 在两侧凸台打孔：参照上面“孔”的建立过程（草图如图3-19所示），在定义孔对话框“直径”选择“14”，然后单击工具栏“内螺纹/外螺纹”图标，系统弹出“定义内螺纹/外螺纹”对话框，选择“外螺纹”，在“外螺纹描述”中选择“M14”，在“外螺纹深度”中选择“35mm”，选择“右旋螺纹”，单击如图3-20所示。得到的螺纹孔效果图如图3-21所示。 图3-19 建立螺纹孔 图3-20 定义外螺纹/内螺纹对话框 图3-21 螺纹孔效果（3）在连杆小头上开油孔：参照“孔”建立过程，在小头上开有直径为“4”的油孔，草图如图3-22所示。 图3-22 小头油孔草图（4） 在大头上建立定位槽：参照“凹槽”建立过程，在大头凸台上建立轴瓦的定位槽，草图如图3-23所示，得到的定位槽效果图如图3-24所示。 图3-23 定位槽草图 图3-24 定位槽效果图（6）完成对大头外径倒圆角等细节处理，最后可得出连杆体的三维模型，如图3-25所示。 图3-25 连杆体三维图3.2.2 连杆衬套、连杆大头盖、螺栓、轴瓦连杆衬套、大头盖、螺栓、轴瓦的绘制过程很多部分和连杆体相似，都是通过草图-拉伸-修改元素的过程。建成的分别如图3-26、3-27、3-28、3-29所示。 图3-26 衬套建立 图3-27 大头盖建立 图3-28 螺栓建立 图3-29 轴瓦建立3.3 连杆装配思路连杆的装配较简单，按照连杆体装配连杆衬套装配连杆轴瓦装配第二块轴瓦装配连杆大头盖装配连杆螺栓装配的顺序进行。3.4 连杆的装配（1） 双击图标，进入CATIA软件，选择“开始”“机械设计”“装配设计”命令，进入装配件设计模块。（2） 利用右键菜单中的“属性”命令将特征树上的产品名称由“Product1”改为“lianganzhuangpei”，单击。（3） 单击“产品结构”工具栏中的“具有定位的现有组件”图标，然后单击特征树上的装配件产品“lianganzhuangpei”，系统会弹出“文件选择”对话框，选择“lianganti”。然后单击【打开】按钮。（4） 系统会弹出如图3-30所示的“智能移动”对话框，在对话框的图形窗口中显示所插组件的预览图。选中“自动约束创建”，单击，完成组件插入，并在组件上生成一个固定组件约束，如图3-31所示。 图3-30 智能移动对话框 图3-31 操作系数对话框（5）单击“产品结构”工具栏中的“现有组件”图标，单击特征树上的装配产品“lianganzhuangpei”，在弹出的“文件选择”对话框中选择“chentao”，导入衬套组件。（6）单击“移动”工具栏中的“操作”图标，会弹出如图3-32所示的“操作系数”对话框。在利用图标“沿轴拖动”、“沿轴拖动”、“沿任意轴拖动”将衬套移动到合适位置。（7）单击约束工具栏中的“相合约束”图标，分别选择小头轴线和衬套轴线，创建相合约束将衬套约束到合适位置，完成衬套和连杆的装配。（8）按照上述步骤分别完成轴瓦、大头盖、螺栓的装配，即可完成连杆的装配，得到的连杆装配图如图3-32所示。 图3-32 连杆装配3.5 本章小结本章主要就上一章的设计计算结果完成了连杆三维模型的创建，为下一章连杆的有限元分析提供了依据。因为在有限元分析中，所考虑的连杆强度应为连杆的应力集中点，在连杆的三维建模中也要画出连杆上的油孔，定位销钉孔等，但是在有限元分析的网格划分中，这些部位就会使网格很密集。也就是说会很大的增多了模型的网格数量和单元数量。会增大了计算量和计算时间，也增大了误差，使最后的分析结果不尽如人意，降低了求解的精度。根据形状特征结构的连杆的有限元计算的数据准备工作。解决方案是根据计算时间和精度，所以在连杆建模时,三维设计做了一些简化。参考其他部分的结构计算的经验,认为小圆角和细油孔的连杆结构的动态和静态力学效应是非常小的,在建模时忽略了半径小于4毫米的圆角和小于4毫米直径的油孔。重庆科技学院本科生毕业设计 连杆的有限元分析 4 连杆的有限元分析现代柴油机不断向高速、重载、轻型、大功率方向发展，连杆工作条件将愈加恶劣，对连杆的要求愈加苛刻，长期工作的连杆在各种应力状态的作用下，会产生应力集中和变形的现象。导致连杆产生疲劳裂纹，继而导致连杆断裂。而作为连接曲轴和活塞的部件，连杆一旦失效，就会使另外两个部件随之破坏，会对柴油机产生严重的后果。所以对连杆而言，如何比较准确得到危险载荷下的应力分布和变形大小，对连杆结构的改进和内燃机发展具有重要意义。采用较为先进的有限元法来模拟连杆工作时的受力状况，从而更加直观的观察连杆在危险载荷下的应力情况，为连杆设计的优化提供理论依据。本次设计采用CATIA进行有限元分析，其原理是将连续的求解域离散为一组单元的组合体，用在每个单元内假设的近似函数来分片的表示求解域上待求的未知场函数，近似函数通常由未知场函数及其导数在单元各节点的数值插值函数来表达。从而使一个连续的无限自由度问题变成离散的有限自由度问题。4.1 有限元分析思路分析步骤如下：（1） 连杆材料的选择；（2） 网格的划分；（3） 检查模型；（4） 添加连接和设置边界条件；（5） 指定载荷条件；（6） 计算模型；（7） 生成应力图；（8） 总结和优化。4.2 连杆材料的选择本设计不考虑温度对材料性能的影响，连杆体和连杆盖材料均为45钢，强化处理后其屈服强度可达到700MPa，弹性模量为，密度为，其屈服强度考虑范围仅限于线弹性。 在CATIA结构分析工作台中导入三维模型，点击“Apply material”应用材料图标，然后可以在系统默认的材料库中选择材料“Steel”，给连杆体着色。选择材料后的连杆模型如图4-1所示。 图4-1 选择材料后的连杆模型4.3 网格的划分CATIA软件网格是自动划分的，在零件图上可看到一个绿色的三角形，表示网格已划分，如图4-2所示。 图4-2 网格自动划分符号 图4-3 模型检查对话框4.4 检查模型 点击“Model Check”模型检查图标，出现如图4-3所示对话框，检查模型是否有问题，都“OK”则点击。4.5 添加连接和设置边界条件4.5.1 添加连接连杆体和连杆大头盖之间为螺栓连接，在此简化为刚性连接。点击刚性连接图标 ，完成连接。完成刚性连接和约束的网格如图4-4所示。 图4-4 完成约束和连接的连杆网格模型4.5.2 边界条件 连杆小头采用约束方案，在工具栏中点击加紧图标，选取小头孔曲面，完成约束。对连杆做静力分析通常忽略次要载荷而取连杆主要机械载荷，即螺栓预紧力、连杆自身惯性载荷和作用在连杆小端的最大拉伸载荷、压缩载荷。最大拉伸工况为排气冲程上止点即曲柄转角为00位置，最大压缩工况为压缩冲程上止点即曲柄转角3600位置（忽略发火延迟角），最大拉伸载荷，最大压缩载荷，螺栓预紧力，惯性载荷按单元进行计算和施加，载荷均成余弦分布。计算模型以确保符合实际情况,对称约束强加在连杆在宽度方向的剖面,因此连杆的约束是完整的,没有其他刚体位移。4.6 施加载荷、计算模型、生成应力图利用分布力图标在大头孔曲面和小头孔曲面分别输入最大拉载荷和最大压载荷，在利用计算图标进行计算，最后点击，则连杆变形情况如图4-5所示。 （1）单击米塞斯应力图标，可得连杆的应力分布情况如图4-5所示。（2）单击位移图标，可得连杆在变形下的位移，如图4-6所示。（3）单击主应力图标，可得连杆的主应力分布，如图4-7所示。（4）单击精度图标，可得连杆精度，如图4-8所示。 图4-5 连杆的变形情况 图4-6 米塞斯应力图 图4-7 在变形下的位移 图4-8 连杆精度4.7连杆疲劳强度校核在连杆承受拉、压载荷作用而产生拉压交变循环应力，连杆拉压疲劳安全系数按下式计算： 式中：材料在对称循环下的拉压疲劳极限，为对称循环下材料的抗弯曲疲劳强度；，为材料的强度极限，取， 应力幅， 平均应力， 材料的疲劳循环特性系数，表示平均压力对动脉部分的影响， 取 考虑表面加工情况的工艺系数，（1）最大压载荷时 由有限元结果知，连杆在最大压载荷时，受到的最大压应力为，压缩状态下该单元拉应力为，； （2）最大拉载荷时 在最大拉载荷时，最大拉应力为，压缩状态下单元的压力为， ； 对于整个连杆，安全系数应取最小值，为1.77，一般连杆安全系数为，满足要求。4.8优化方案 本次有限元分析采用将将连杆体和大头盖一端刚性固定，另一端自由固定的方法，可以得到明确的应力分布，对比以便更好的分析连杆。可以得出以下结论： （1）由连杆的应力图等，可以看出连杆受到最大拉载荷时，没加刚性连接时大头内孔受力较大，容易变形，这就要求螺栓有足够的强度。 （2）连杆小头与杆身的过渡面是应力集中部位，是容易导致破坏的部位； （3）大头位移较大，应该改进定位方式。优化设计方案： （1）螺栓长度由原来的改为，增加螺母固定，材料为40Cr，经过精加工和热处理而成。安装连杆盖拧紧连杆螺栓螺母时，要用扭力板手分23次交替均匀地拧紧到规定的扭矩，拧紧后为了防止连杆螺栓松动,还应可靠的锁紧。连杆螺栓损坏后绝不能用其它螺栓来代替，以加强定位和增大螺栓预紧力； （2）加大小头与杆身过渡部位的圆弧半径，由原来的，并增加长度； （3）以上两种方式均为增加质量来减少应力，而连杆优化设计思想是在满足强度的基础上尽可能的减小质量。前面分析出连杆安全系数足够，因此，可以将杆身凹槽深度由原来的增大到，以减轻质量，计算后满足强度要求。4.9 本章小结 本章主要内容是运用了CATIA软件对建好的三维模型进行有限元分析，得出其应力分布等图，根据图形对设计模型进行更准确的分析，最终得出优化设计方案，是本次设计的重点和中心。重庆科技学院本科生毕业设计 总结 重庆科技学院本科生毕业设计 结论 5 结论本次设计首先介绍了与本课题相关的一些知识，然后参照