【《捷达EA113发动机曲柄连杆机构的连杆及其部件的设计计算》2300字】

捷达EA113发动机曲柄连杆机构的连杆及其部件的设计计算目录TOC\o"1-3"\h\u27858捷达EA113发动机曲柄连杆机构的连杆及其部件的设计计算 198411.1连杆设计 1152001.1.1连杆材料的选择与参数的设计 1183991.1.2连杆小头设计 1200811.1.3连杆杆体的设计 3196441.1.4连杆大头的设计 664731.2端盖连杆螺栓设计 894781.2.1连杆端盖螺栓的工作负荷与预紧力分析 857771.2.2连杆端盖螺栓的强度疲劳计算校核 81.1连杆设计1.1.1连杆材料的选择与参数的设计设计过程中必须考虑连杆的刚度与强度，改参数的要求非常高，刚度与强度会影响的使用性能，若达不到要求，连杆螺栓、尺寸大帽及轴承就会出现断裂，应考虑连杆能够具备足够的疲劳强度及整个结构的刚度。因此，连杆采用碳含量值为45的优质中碳结构的钢材进行锻造，表面经过喷丸加工增强，对于连杆有很大益处。设计连杆时首先通常需要详细考虑的就是确定连杆参数，也就是杆的有效长度。在本设计中，连杆直接取值为：149毫米。1.1.2连杆小头设计1、结构设计如图4-1所示，小衬套内径和小头宽度已在活塞组设计中确定，，。小头孔直径，小头外径，取。图4-1连杆小头主要结果尺寸2、强度计算连杆端部与轴瓦配合被划分大过盈配合REF_Ref29110\r\h[11]。因侧向力和受热不均产生的热膨胀系数就不同，所以产生的径向压力也不同。如式：（4-1）为过盈量，单位为；青铜材料：0。018，为膨胀系数，对于钢；伯桑关系数取0.3；模数，钢材料；青铜材料；两岸小端径向压力计算为：径向产生的平均压力导致连杆小端的应力为：罗露面应力（4-2）内侧面应力（4-3）符合范围要求，则校核为安全合格。连杆小头部分的应力变化是呈现周期性的。其安全系数从杆体到小头实现逐渐过渡。计算为：（4-4）为材料周期载荷变化的疲劳极限参数，直接取值：；周期载荷变化不灵敏的对称系数。该参数值直取=0.2；为应力面，；为平均应力，；制造过程中的工艺系数，取0.50；推倒出结论：为安全系数，存在于安全范围。3、刚度校核计算利用公式求导出：（4-5）为直径变形量，；为平均直径，；为惯性矩，（4-6）由于，小头宽度=26.388，，将代入（4-6）得则对于微型车或轿车来说，该变量的允许值与直径间隙相比较，不足50%。推断出该设计的内容符合使用要求，判定为合格参数。1.1.3连杆杆体的设计1、杆身结构尺寸参数连杆杆体断面为21.87毫米，高度取值36.08毫米。2、杆身的强度校核（1）拉应力max为：（4-7）为杆体的正面投影，，为正投影面积集合，取，代入（4-7）得：（2）杆身受挤压产生的应力计算：（4-8）最大燃气作用力=7001.933,，则代入式（4-8）得摆动平面内的合成应力为：（4-9）是连杆应用参数，钢材取；为计算横断面垂直于轴线的惯性力（力矩）取式（4-9）变化推到：（4-10）即：变化系数，；摆动合成力矩计算为：：凡受合成力对应的力矩计算均可以表达为：（4-11）式（4-10）变化推到为：（4-12）变化系数，。则合成应力为：，计算参数值在允许范围，判定合格。（3）杆身的安全K值：杆体往复工作过程中的应力面：和均上的应力，其表示公式为：（4-13）由式（4-10）和式（4-7）可知，摆动平面内的合成应力=129.33，最大拉伸应力，代入式（4-13）得出。（4-14）由式（4-10）和式（4-7）可知，摆动平面内的合成应力=129.33，最大拉伸应力，代入式（4-14）得出。在垂直摆动平面内为：（4-15）由式（4-12）和式（4-7）可知，垂直于摆动平面内的合成应力=121.78，最大拉伸应力，代入式（4-15）得出（4-16）由式（4-12）和式（4-7）可知，垂直于摆动平面内的合成应力=121.78，最大拉伸应力，代入式（4-16）得出连杆杆身的安全系数为：（4-17）：负一表示为大于极限值，该参数为对等压力下的抗拉疲劳强度。，；在热材料学长的热灵敏系数。取=0.20；是制造工艺系数要求，本设计中取0.451。杆身安全系数：在轴以垂直角度方向绕轴摆动的一个平面内的对连杆杆身安全阻力系数为:通过仔细查阅本工业机械设计手册，杆身的安全系数值1.5~3.5在规定的使用范围内，则本工业机械设计手册中的直立或摆动工作平面内的连杆及其杆身安全使用系数的值应为3.03，本设计校核合格。1.1.4连杆大头的设计1、结构设计与主要尺寸已在设计中制定了、的具体参数，；；大端，，连杆大端直径取。连杆大端凸起，取21.63毫米，端盖螺栓螺孔距取63.88mm。2、强度计算验证连杆大头短杆的载荷出现在进气行程的开始瞬间，公式计算为：（4-18）由上式计算可知，和，代入式（4-18）得出值为：根据实际应用经验公式可以获取作用于危险地区上的弯矩M1和法向力N1：（4-19）由式（4-18）得出，连杆螺栓孔间距离，，代入式（4-19）得（4-20）由式（4-18）得出，代入式（4-20）得连杆端盖所承受的弯曲力矩通过公式得：（4-21）连杆端盖的法向力矩为：（4-22），连杆端盖与滑动轴承惯性力矩：（4-23）由本设计，连杆大头主要尺寸长度=26.73mm，连杆螺栓孔间距离C=63.881mm，大头孔直径d=50.3mm，代入式（4-23）得（4-24）由本设计，连杆大头主要尺寸长度=26.73mm，轴瓦厚度=2.5，代入式（4-24）得，—大头盖及轴瓦的断面面积，，（4-25）由本设计，连杆大头主要尺寸长度=26.73mm，大头孔直径d=50.3mm，连杆螺栓孔间距离C=63.881mm，代入式（4-25）得A=181.51（4-26）设计中，连杆端盖大端=26.74mm，滑动轴承=2.5，代（4-26）中：横断位的应力计算过程为：（4-27）公式中的为连杆端盖横断面的抗弯值，约为1391.93连杆端盖的应力：通过汽车机械手册查找，确定了连杆端盖大端的许用应力范围为：，则说明设计合格。1.2端盖连杆螺栓设计1.2.1连杆端盖螺栓的工作负荷与预紧力分析连杆端盖螺栓承受的极限拉伸载荷的计算过程如下：其中惯性力，旋转惯性力，公式计算具体为：（4-19）计算获得参数带入公式得：轴瓦配合属于过盈配合，其应力取决于轴瓦材料的最小应力。在本设计中取值为30N.M.由于发动机的速度特性的存在，发动机转速会急剧