4110柴油機連桿設計及有限元分析【說明書+CAD】

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設計內容：在給定發(fā)動機參數(shù)的基礎上設計連桿，在PRO/E軟件平臺上建立零件的等比例物理模型，利用有限元ANSYS軟件，研究其應力、應變狀態(tài)及其危險部位。 技術要求：在有限元分析中，科學的力學模型、準確的邊界條件約束決定著分析結果的準確度?？紤]連桿應力計算中載荷施加的均勻性、對稱性和準確性對桿身、大端和小端過渡區(qū)的應力計算結果有很大的影響。 三、設計（論文）完成后應提交的成果 （一）計算說明部分 1.連桿小頭的結構和結構設計 2.連桿桿身的結構和結構設計 3.連桿大頭的結構設計 4.連桿螺栓的結構設計 5.主要部件校核 ６．設計說明書一份（1.5萬字以上） （二）圖紙部分 CAD總裝配圖1張,Pro/E,Ansys圖若干張 四、設計（論文）進度安排 第1－２周 選題、領取任務書，調研，搜集資料，撰寫開題報告； 第３～5周　根據(jù)發(fā)動機參數(shù)設計連桿； 第6～8周　繪制連桿總裝配圖，中期答辯； 第9～13周　利用Pro/E建立模型，Ansys分析，并撰寫設計說明書； 第14周 完善設計并提交指導教師審核； 第15-16周 更改并最終完成設計，準備答辯； 第17周 畢業(yè)答辯。 五、主要參考資料 [1] 網(wǎng)絡類 中國機械CAD論壇等 [2] 期刊類 中國期刊網(wǎng)等 [3] 書籍類 連桿設計、PRO/E、Ansys圖書等 六、備注 指導教師簽字： 年 月 日 教研室主任簽字： 年 月 日 畢業(yè)設計（論文）開題報告 設計（論文）題目: 4110柴油機連桿設計及有限元分析 院 系 名 稱: 汽車與交通工程學院 專 業(yè) 班 級: 車輛工程07-10班 學 生 姓 名: 高 衡 導 師 姓 名: 朱榮福 開 題 時 間: 2011-3-1 指導委員會審查意見： 簽字： 年 月 日 開題報告撰寫要求 一、“開題報告”參考提綱 1. 課題研究目的和意義； 2. 文獻綜述（課題研究現(xiàn)狀及分析）； 3. 基本內容、擬解決的主要問題； 4. 技術路線或研究方法； 5. 進度安排； 6. 主要參考文獻。 二、“開題報告”撰寫規(guī)范 請參照《黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計說明書及畢業(yè)論文撰寫規(guī)范》要求。字數(shù)應在4000字以上，文字要精練通順，條理分明，文字圖表要工整清楚。 畢業(yè)設計（論文）開題報告 學生姓名 高 衡 系部 汽車與交通工程學院 專業(yè)、班級 車輛工程07-10 指導教師姓名 朱榮福 職稱 講師 從事 專業(yè) 車輛工程 是否外聘 □是■否 題目名稱 4110柴油機機連桿設計及有限元分析 一、課題研究現(xiàn)狀、選題目的和意義 1.課題研究現(xiàn)狀 隨著國家經(jīng)濟長期穩(wěn)定發(fā)展，汽車工業(yè)也得到飛速提高，國內近幾年汽車產(chǎn)量和銷量如下表： 年度 總產(chǎn)量 總銷量 乘用車 商用車 產(chǎn)量 銷量 產(chǎn)量 銷量 05年 570．77 575.82 393.07 397.11 177.7 178.71 06年 727.97 721.60 523.31 517.59 204.16 204.0 07年 528.32 517.0 378.0 368.0 158.0 149.0 汽車產(chǎn)量和保有量的迅速增長導致了石油能源需求的矛盾加劇，使中國成為了石油進口大國，每年需進口石油總產(chǎn)量的百分之三十。2004年中國進口了1.23億噸原油和4000萬噸成品油，共花了420億美元，以后將會逐年增加。柴油車得平均油耗要低于汽油車百分之三十。一輛3.2升奔馳E級柴油車平均耗油為7.5升，僅相當于國內排量1.4升汽油車的能源消耗。所以在發(fā)達國家，重型車使用柴油機占百分之百，轎車比例日益上升。2004年，歐盟新注冊的轎車中，柴油機占48.4﹪，其中法國69﹪，德國44﹪；連不太推崇柴油車的美國2004年注冊的柴油轎車也占6.1﹪。而在中國由于各方原因，2004年的乘用車銷量中柴油汽車僅占1.2﹪，普較占0.6﹪。 轎車使用柴油機已成為發(fā)展潮流，我國商用車按噸位3.5以上為重型，3.5以下為輕型車。目前重車基本應用柴油發(fā)動機，而輕型車配柴油機只占33﹪。據(jù)統(tǒng)計，2008年國內柴油市場達到190萬臺規(guī)模。其中40萬臺重型柴油機，27萬臺中、輕型柴油機，比06年增加8﹪。 轎車柴油發(fā)動機占比例雖然小，但轎車總量大，且柴油機品種在逐步增加，如捷達SD1發(fā)動機、寶來1.9升TD1發(fā)動機都是柴油機。近年玉柴研制出YC4V、YC6L-40都可達到歐Ⅲ或歐Ⅳ標準。云內柴油機同長城哈佛、奇瑞瑞虎配套。大眾柴油機向奔馳集團年供12萬臺。還有一大批新款歐Ⅲ標準汽車柴油機正在研制之中。 2.選題背景、意義 內燃機自十九世紀后期出現(xiàn)以來，經(jīng)過一百多年的不斷研究和改進，已經(jīng)發(fā)展到比較完善的程度，它以熱效率高、功率和轉速范圍寬廣、比重量較小的優(yōu)點，在動力機械中占有極其重要的地位，廣泛應用于國民經(jīng)濟和軍事裝備的各個領域。 連桿是內燃機中的重要的傳動零件之一，其作用是連接活塞與曲軸，將作用在活塞上的力傳給曲軸，使活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，對外輸出做功。連桿小端工作時作往復運動，大端作旋轉運動，桿身作復雜的平面運動，因此連桿的受力情況十分復雜。連桿是內燃機中承受負荷最嚴重的零件之一，工作時同時承受著活塞傳來的氣體壓力、往復慣性力和它本身擺動時所產(chǎn)生的慣性力的作用，這些力的大小和方向周期性變化。在長期使用中，連桿會因活塞的劇烈推力和曲軸的高速運轉等因素，出現(xiàn)彎曲和扭曲現(xiàn)象。連桿一旦出現(xiàn)彎曲和扭曲，除了會使活塞拉缸外，還會致使活塞、氣缸、曲軸等機件出現(xiàn)不正常磨損，并很容易引起疲勞破壞而斷裂，導致發(fā)動機故障，直接關系到使用人的安全，造成極嚴重的后果。 以往，連桿的的制造以鑄造法和鍛造法為主；20世紀80年代以來，由于采用粉末鍛造法大批量生產(chǎn)的粉鍛連桿具有力學性能優(yōu)、尺寸精度高、質量較輕及質量偏差很小等特點，因而相繼在發(fā)達國家快速發(fā)展，逐漸取代鑄造和鍛造連桿。而高密度燒結法制造連桿也快速發(fā)展，并具有良好的力學性能。 現(xiàn)今隨著計算機技術的迅速發(fā)展，特別是各種分析軟件的日益成熟，在發(fā)動機研制開發(fā)過程中，對其零部件進行計算機數(shù)值模擬已成為輔助設計的重要手段。目前，有限元法已日趨成熟實用，所應用的領域也越來越廣并發(fā)揮著越來越重要的作用。有限元方法是近似求解一般連續(xù)問題的數(shù)值方法，它最先應用于結構的應力分析，很快就廣泛應用于求解熱傳導、電磁場、流體力學等連續(xù)問題。對于一個連續(xù)體的求解問題，有限元法的實質就是將具有無限多個自由度的連續(xù)體，理想化為只有有限個自由度的單元集合體，單元之間僅在節(jié)點處向連續(xù)，從而使問題簡化為適合于數(shù)值求解的結構型問題，工程設計人員使用這些系統(tǒng)，就可以高效而正確合理地確定最佳設計方案。此方法已成為工程技術領域不可缺少的的一個強有力的計算分析工具，其在發(fā)動機零部件的設計分析中的應用亦有了很大的進展。連桿在工作中所受的各種外載荷復雜且做周期性變化，而且，即使是同一類型的連桿，連桿與連桿之間的物性參數(shù)、幾何形狀也存在差異，因此，在分析連桿的應力和應變時，要考慮這些不確定的因素，才能得到更符合實際的結果。這就需要用到采用傳統(tǒng)材料力學公式使得計算的結果更為精確的有限元方法對連桿進行三維應力應變分析，以研究其在不同情況下的應力、應變狀態(tài)及危險部位。 3.研究目的 柴油機是目前產(chǎn)業(yè)化應用的各種動力機械中熱效率最高、能量利用率最好、最節(jié)能的機型。柴油機行業(yè)的發(fā)展對我國工業(yè)車用柴油機的發(fā)展越來越受到重視，成為柴油機行業(yè)增長速度最快的行業(yè)，也是我國大力發(fā)展的一個行業(yè)。車用柴油發(fā)動機市場按其配套車型可分為貨車柴油機發(fā)動機市場和客、轎車用柴油機市場兩大類。當前柴油發(fā)動機企業(yè)重點角逐的市場是輕型載貨車柴油機市場和客、轎車柴油機市場。 但是，由于受各種因素的影響，我國的柴油機研究還是落后于世界先進水平。經(jīng)歷多年的市場實踐，國內柴油發(fā)動機生產(chǎn)企業(yè)已不再滿足于憑借引進產(chǎn)品獲得市場上的暫時領先，而認識到核心技術是最關鍵的，只有通過引進、消化、吸收的途徑，自己掌握了核心技術，企業(yè)才會有發(fā)展后勁并獲得可持續(xù)發(fā)展的條件。隨著我國汽車事業(yè)的進一步發(fā)展，作為汽車配套中最重要的一個環(huán)節(jié)，柴油機技術的發(fā)展瓶頸已日益凸顯。因此，必須研發(fā)具有我國自主知識產(chǎn)權的柴油機，以提高我國汽車制造的國產(chǎn)率。 發(fā)動機連桿的研究是一個很復雜的、很有前景的研究領域，有很多需要完善和提高的地方。對發(fā)動機連桿精確的分析，可以為設計、生產(chǎn)、改進發(fā)動機提供可靠的相關數(shù)據(jù)和理論依據(jù)，縮短發(fā)動機的開發(fā)、改進的周期和成本，提高其可靠性和經(jīng)濟性。 2、 設計（論文）的基本內容、擬解決的主要問題 1.基本內容 [1]確定發(fā)動機技術參數(shù). [2]對連桿進行結構分析和受力分析. [3]對連桿各部分進行結構設計和尺寸計算. [4]應用Pro/E軟件建立三維立體模型. [5]應用ANSYS軟件對連桿進行有限元分析. 2. 擬解決的主要問題 [1]為滿足應力對連桿結構進行設計. [2]應用ANSYS對其進行邊界條件限制、受力分析.. 三、技術路線（研究方法） 完成圖紙，設計說明書 應用ANSYS軟件對連桿進行有限元分析 繪制連桿總裝配圖 利用PRO/E軟件建立三維立體模型 確定發(fā)動機連桿的各項技術參數(shù) 調研和查閱相關資料 連桿結構設計 連桿尺寸計算 連桿運動、受力、結構分析 4、 進度安排 第1－2周 選題，領取任務書，調研，搜集資料，撰寫開題報告； 第3～5周 根據(jù)發(fā)動機參數(shù)設計連桿結構、計算連桿尺寸； 第6～8周 繪制連桿總裝配草圖，中期答辯； 第9～13周　 利用PRO/E建立三維立體模型.結合ANSYS對模型進行有限元分析，并撰寫設計說明書； 第14周 完善設計并提交指導教師審核； 第15-16周 更改并最終完成設計，準備答辯； 第17周 畢業(yè)答辯。 五、參考文獻 [1]陸耀祖.內燃機構造與原理[M].中國建材工業(yè)出版社，2004 [2]袁兆成.內燃機設計[M].國防工業(yè)出版社，1995 [3]楊連生.內燃機設計[M].北京：中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1981 [4]柴油機設計手冊編輯委員會.柴油機設計手冊(上)[J].中國農(nóng)業(yè)機械出版社，1984 [5]吳兆漢.內燃機設計[M].北京理工大學出版社，1995 [6]張小虞.汽車工程手冊[M].北京：人民交通出版社，2007 [7]石津?。l(fā)動機連桿彎曲疲勞強度的可靠性分析[J]．武漢工學院學報，2005 [8]尚曉江，邱峰等.ANSYS結構有限元高級分析方法與范例應用[M].中國水利水電出版社，2006 [9]李皓月，周田朋等.ANSYS工程計算應用教程[M].中國鐵道出版社，2003 [10]譚繼錦 汽車有限元法[M].人民交通出版社，2005 [11]馬迅，胡振華.連桿強度和剛度的有限元分析[J].湖北汽車工業(yè)學院學報，2004 [12]汪景峰.基于有限元法的曲軸與連桿強度剛度研究[D].合肥工業(yè)大學碩士論文，2004 [13]李景涌.有限元法[M].北京郵電大學出版社，2002 [14]蘇鐵熊，呂彩琴，張翼等.接觸問題對連桿有限元分析的影響[J].內燃機學報，2002 [15]石津俊．發(fā)動機曲軸彎曲疲勞強度的可靠性分析[J]．武漢工學院學報，2005．7． [16]王東華．曲軸強度計算若干問題的探討[J]．天津大學學報，2002．3． [17]施興之．連續(xù)梁計算計算曲軸應力的研究[J]．內燃機學報，2001．2． [18]郝志勇．多缸機曲軸連續(xù)梁計算法的改進[J]．內燃機學報，2002．4． [19]BickleyI, D’OlierV, Fessler H. Stress and Deformations inOverlapped Diesel Engine Crankshafts一Part2:Evaluation of Results [J].IMechE，1998 [20]Guagliano M, Terranova A, Vergani L. Theoretical andExperimental Study of the Stress Concentration Factor inDiesel Engine Crankshafts [J].Trans ASME, J Mech Des，1993 六、備注 指導教師意見： 簽字： 年 月 日 附件：畢業(yè)論文排版示例 本科學生畢業(yè)設計 4110柴油機連桿設計及有限元分析 系部名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程07-10班 學生姓名： 高 衡 指導教師： 朱榮福 職 稱： 講 師 黑 龍 江 工 程 學 院 二○一一年六月項目名華文中宋四號字，填加文字楷體_GB2312小三號居下劃線中 宋體三號字，字間加一個空格，居中加黑，日期不加黑 論文封面示例，同前 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design Of 4110 Diesel Engine Linkage and Finite Element Analysis Candidate: Gao heng Specialty: Vehicle Engineering Class: B07-10 Supervisor: Lecturer. Zhu Rongfu Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 外文封面示例Times New Roman體，字號與中文對應 外文封面示例Times New Roman體，字號與中文對應 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 中文摘要示例 摘　　要 本文以4110柴油機的相關參數(shù)作為參考，對四缸柴油機的連桿進行了結構設計和尺寸計算，并對連桿進行了運動學和動力學的理論分析，最后運用Pro/E進行三維建模運用ANSYS進行了有限元分析。 首先，以運動學和動力學的理論知識為依據(jù)，對連桿的運動規(guī)律以及在運動中的受力等問題進行詳盡的分析，并得到了精確的分析結果，同時對連桿用材料進行了比較與分析。其次分別對連桿大頭、連桿桿身以及連桿小頭進行結構設計及尺寸計算，并進行了結構強度和剛度的校核。再次，應用CAD軟件：Pro/E軟件建立了連桿的三維幾何模型，在此工作的基礎上，又對靜力作用下對連桿的兩種特殊工況；拉伸、壓縮工況下進行了受力計算，再將連桿三維幾何模型導入ANSYS中對其進行了定義特性、網(wǎng)格劃分、施加約束和載荷，最后進行計算以達到對連桿進行強度校核的目的。 關鍵詞：柴油機；連桿；強度校核；Pro/E；ANSYS  ABSTRACT 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 外文摘要示例 Key words: Diesel engine；Connecting rod；Strength check；Pro/E；ANSYS II 目 錄 摘要 Ⅰ Abstract Ⅱ 第1章 緒 論 1 1.1 選題的目的和意義 1 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 2 1.3設計研究的主要內容 4 第2章 連桿的結構設計與分析 5 2.1 連桿的運動和受力分析 5 2.2 連桿的結構分析 5 2.3 連桿的工作條件和設計要點 6 2.4 連桿的材料性能及特點 6 2.5 連桿基本參數(shù)的確定 7 2.6 連桿小頭的結構設計 8 2.6.1 小頭結構型式 8 2.6.2連桿襯套 8 2.6.3小頭結構尺寸 9 2.7連桿桿身的結構設計 9 2.7.1桿身結構型式 9 2.7.2桿身結構尺寸 9 2.8 連桿大頭的結構設計 10 2.8.1 大頭結構型式 10 2.8.2大頭結構尺寸 10 2.9 連桿螺栓的設計 10 2.10 本章小結 11 第3章 連桿的強度、剛度計算 12 3.1連桿小頭的強度校核 12 3.2連桿小頭的剛度計算 14 3.3連桿桿身的強度校核 14 3.4連桿大頭的強度校核 17 3.5連桿螺栓的工作負荷與預緊力 18 3.6連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 19 3.7本章小結 19 第4章 連桿三維模型的建立及有限元分析 20 4.1 建立連桿大小頭及桿身 20 4.1.1建立新文件 20 4.1.2建立連桿體主體 20 4.1.3建立連桿大頭和小頭 21 4.1.4建立小頭油孔 21 4.1.5建立連桿凹槽 22 4.1.6 建立連桿大頭部位凸臺 22 4.1.7建立螺栓孔 23 4.2建立連桿端蓋 23 4.3建立連桿螺栓 24 5.4建立軸瓦及襯套 24 4.5連桿工況選擇與載荷計算 25 4.5.1 計算工況的選擇 25 4.5.2 連桿載荷的計算 25 4.6連桿幾何模型的建立 27 4.7約束條件 29 4.8 連桿應力分析 29 4.8.1連桿拉伸工況下的應力分析 29 4.8.2連桿壓縮工況下的應力分析 34 4.9連桿安全系數(shù)計算 39 4.10 本章小結 40 結 論 41 參考文獻 42 致 謝 43 附 錄 44 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設計 第1章 緒 論 1.1 選題的目的和意義 內燃機自十九世紀后期出現(xiàn)以來，經(jīng)過一百多年的不斷研究和改進，已經(jīng)發(fā)展到比較完善的程度，它以熱效率高、功率和轉速范圍寬廣、比重量較小的優(yōu)點，在動力機械中占有極其重要的地位，廣泛應用于國民經(jīng)濟和軍事裝備的各個領域[1]。 連桿是內燃機中的重要的傳動零件之一，其作用是連接活塞與曲軸，將作用在活塞上的力傳給曲軸，使活塞的往復運動轉變?yōu)榍S的旋轉運動，對外輸出做功。連桿小端工作時作往復運動，大端作旋轉運動，桿身作復雜的平面運動，因此連桿的受力情況十分復雜。連桿是內燃機中承受負荷最嚴重的零件之一，工作時同時承受著活塞傳來的氣體壓力、往復慣性力和它本身擺動時所產(chǎn)生的慣性力的作用，這些力的大小和方向周期性變化。在長期使用中，連桿會因活塞的劇烈推力和曲軸的高速運轉等因素，出現(xiàn)彎曲和扭曲現(xiàn)象。連桿一旦出現(xiàn)彎曲和扭曲，除了會使活塞拉缸外，還會致使活塞、氣缸、曲軸等機件出現(xiàn)不正常磨損，并很容易引起疲勞破壞而斷裂，導致發(fā)動機故障，直接關系到使用人的安全，造成極嚴重的后果。 以往，連桿的的制造以鑄造法和鍛造法為主；20世紀80年代以來，由于采用粉末鍛造法大批量生產(chǎn)的粉鍛連桿具有力學性能優(yōu)、尺寸精度高、質量較輕及質量偏差很小等特點，因而相繼在發(fā)達國家快速發(fā)展，逐漸取代鑄造和鍛造連桿。而高密度燒結法制造連桿也快速發(fā)展，并具有良好的力學性能。 現(xiàn)今隨著計算機技術的迅速發(fā)展，特別是各種分析軟件的日益成熟，在發(fā)動機研制開發(fā)過程中，對其零部件進行計算機數(shù)值模擬已成為輔助設計的重要手段。目前，有限元法已日趨成熟實用，所應用的領域也越來越廣并發(fā)揮著越來越重要的作用。有限元方法是近似求解一般連續(xù)問題的數(shù)值方法，它最先應用于結構的應力分析，很快就廣泛應用于求解熱傳導、電磁場、流體力學等連續(xù)問題。對于一個連續(xù)體的求解問題，有限元法的實質就是將具有無限多個自由度的連續(xù)體，理想化為只有有限個自由度的單元集合體，單元之間僅在節(jié)點處向連續(xù)，從而使問題簡化為適合于數(shù)值求解的結構型問題，工程設計人員使用這些系統(tǒng)，就可以高效而正確合理地確定最佳設計方案。此方法已成為工程技術領域不可缺少的的一個強有力的計算分析工具，其在發(fā)動機零部件的設計分析中的應用亦有了很大的進展。連桿在工作中所受的各種外載荷復雜且做周期性變化，而且，即使是同一類型的連桿，連桿與連桿之間的物性參數(shù)、幾何形狀也存在差異，因此，在分析連桿的應力和應變時，要考慮這些不確定的因素，才能得到更符合實際的結果。這就需要用到采用傳統(tǒng)材料力學公式使得計算的結果更為精確的有限元方法對連桿進行三維應力應變分析，以研究其在不同情況下的應力、應變狀態(tài)及危險部位[2]。 柴油機是目前產(chǎn)業(yè)化應用的各種動力機械中熱效率最高、能量利用率最好、最節(jié)能的機型。柴油機行業(yè)的發(fā)展對我國工業(yè)車用柴油機的發(fā)展越來越受到重視，成為柴油機行業(yè)增長速度最快的行業(yè)，也是我國大力發(fā)展的一個行業(yè)。車用柴油發(fā)動機市場按其配套車型可分為貨車柴油機發(fā)動機市場和客、轎車用柴油機市場兩大類。當前柴油發(fā)動機企業(yè)重點角逐的市場是輕型載貨車柴油機市場和客、轎車柴油機市場。但是，由于受各種因素的影響，我國的柴油機研究還是落后于世界先進水平。經(jīng)歷多年的市場實踐，國內柴油發(fā)動機生產(chǎn)企業(yè)已不再滿足于憑借引進產(chǎn)品獲得市場上的暫時領先，而認識到核心技術是最關鍵的，只有通過引進、消化、吸收的途徑，自己掌握了核心技術，企業(yè)才會有發(fā)展后勁并獲得可持續(xù)發(fā)展的條件。隨著我國汽車事業(yè)的進一步發(fā)展，作為汽車配套中最重要的一個環(huán)節(jié)，柴油機技術的發(fā)展瓶頸已日益凸顯。因此，必須研發(fā)具有我國自主知識產(chǎn)權的柴油機，以提高我國汽車制造的國產(chǎn)率。 發(fā)動機連桿的研究是一個很復雜的、很有前景的研究領域，有很多需要完善和提高的地方。對發(fā)動機連桿精確的分析，可以為設計、生產(chǎn)、改進發(fā)動機提供可靠的相關數(shù)據(jù)和理論依據(jù)，縮短發(fā)動機的開發(fā)、改進的周期和成本，提高其可靠性和經(jīng)濟性。 1.2 國內外的研究現(xiàn)狀 隨著國家經(jīng)濟長期穩(wěn)定發(fā)展，汽車工業(yè)也得到飛速提高，國內近幾年汽車產(chǎn)量和銷量如下表： 表1.1 汽車產(chǎn)銷量表 年度 總產(chǎn)量 總銷量 乘用車 商用車 產(chǎn)量 銷量 產(chǎn)量 銷量 07年 570．77 575.82 393.07 397.11 177.7 178.71 08年 727.97 721.60 523.31 517.59 204.16 204.0 09年 528.32 517.0 378.0 368.0 158.0 149.0 汽車產(chǎn)量和保有量的迅速增長導致了石油能源需求的矛盾加劇，使中國成為了石油進口大國，每年需進口石油總產(chǎn)量的百分之三十。2004年中國進口了1.23億噸原油和4000萬噸成品油，共花了420億美元，以后將會逐年增加。柴油車得平均油耗要低于汽油車百分之三十。一輛3.2升奔馳E級柴油車平均耗油為7.5升，僅相當于國內排量1.4升汽油車的能源消耗。所以在發(fā)達國家，重型車使用柴油機占百分之百，轎車比例日益上升。2004年，歐盟新注冊的轎車中，柴油機占48.4﹪，其中法國69﹪，德國44﹪；連不太推崇柴油車的美國2004年注冊的柴油轎車也占6.1﹪。而在中國由于各方原因，2004年的乘用車銷量中柴油汽車僅占1.2﹪，普較占0.6﹪。 轎車使用柴油機已成為發(fā)展潮流，我國商用車按噸位3.5以上為重型，3.5以下為輕型車。目前重車基本應用柴油發(fā)動機，而輕型車配柴油機只占33﹪。據(jù)統(tǒng)計，2008年國內柴油市場達到190萬臺規(guī)模。其中40萬臺重型柴油機，27萬臺中、輕型柴油機，比06年增加8﹪[3]。 轎車柴油發(fā)動機占比例雖然小，但轎車總量大，且柴油機品種在逐步增加，如捷達SD1發(fā)動機、寶來1.9升TD1發(fā)動機都是柴油機。近年玉柴研制出YC4V、YC6L-40都可達到歐Ⅲ或歐Ⅳ標準。云內柴油機同長城哈佛、奇瑞瑞虎配套。大眾柴油機向奔馳集團年供12萬臺。還有一大批新款歐Ⅲ標準汽車柴油機正在研制之中。 隨著汽車工業(yè)制造技術的發(fā)展，對于發(fā)動機的動力性能及可靠性要求越來越高，而連桿的強度、剛度對提高發(fā)動機的動力性及可靠性至關重要，因此國內外各大發(fā)動機研制公司對發(fā)動機連桿用材料及制造技術的研究都非常重視。 目前，碳素鋼和合金鋼連桿、非調質鋼連桿、粉末冶金連桿、鈦合金連桿等都有很廣泛的應用，但在力學性能、生產(chǎn)成本等各個方面又各有優(yōu)劣。非調質鋼由于其材料的成本不高，作為一種廉價的節(jié)能鋼種，非調質鋼正在逐步地取代調質鋼，國外幾乎完全采用非調質鋼生產(chǎn)連桿。隨著發(fā)動機輕量化的要求，連桿的設計應力提高，中碳錳釩系列非調質鋼的強度無法滿足要求，目前德國在該鋼種的基礎上開發(fā)了強度級別更高的鋼種，正在推廣應用。粉末燒結鍛造連桿的特點是經(jīng)濟效益顯著，一般認為粉末燒結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。鈦合金連桿可大幅度地降低連桿的質量，但金屬鈦的抗拉強度比較低[4]。 高強度、輕量化、低成本是發(fā)動機連桿的發(fā)展趨勢，我國的發(fā)動機鍛鋼連桿制造技術與國外差距不大，但在連桿輕量化方面還相當落后。我國的鈦合金連桿、纖維強化鋁合金連桿、粉末冶金鍛造連桿的研究才剛剛起步。 雖然連桿加工本身所包括的工藝內容并不復雜，但由于材質、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。鍛造毛坯的精度及剛性差、孔加工的精度低、連續(xù)帶狀切屑的斷屑、平面加工的毛刺、因夾壓和內應力的重新分布而產(chǎn)生的幾何變形等，是加工工藝長期以來需要研究和解決的主要技術問題。所以，連桿的工藝設計只有通過現(xiàn)場的不斷改善，才能最終達到設計的目標。 采用三維模型進行產(chǎn)品開發(fā)，其過程如同實際產(chǎn)品的構造或加工“制造”裝配過程一樣反映產(chǎn)品復雜的幾何形狀及相互之間的位置或裝配關系，使產(chǎn)品開發(fā)過程更加符合開發(fā)工程師習慣和思維方式。這樣，工程師可以更加專注于產(chǎn)品設計本身，而不是產(chǎn)品的圖形表示。利用三維裝配模型實現(xiàn)動態(tài)模擬后，可以進行干涉檢驗，還可以觀察模型中某點的運動軌跡，繪出位置速度、加速度曲線，并分析其運動特征，為相關計算提供依據(jù)，保證了產(chǎn)品開發(fā)的可靠性，同時有利于縮短產(chǎn)品的開發(fā)周期[4]。 1.3設計研究的主要內容 對柴油機運行過程中連桿機構受力分析進行深入研究，其主要的研究內容有： 1. 對連桿進行運動學和動力學分析，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行強度、剛度等方面的計算和校核，以便達到設計要求。 2.根據(jù)已知的4110柴油機的性能特點，嚴格按照《柴油機設計手冊》的要求，進行了該柴油機連桿的設計，選定了連桿的結構型式、大小頭及桿身的結構和尺寸，以及潤滑方式、定位方式等，再進行強度和剛度的計算，完成連桿的設計過程。 3.利用CAD、Pro/E軟件對連桿進行了三維幾何建模，在利用ANSYS軟件進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、進行求解計算；后處理過程，包括結果的觀察、分析和檢驗。經(jīng)過這三個環(huán)節(jié)，就完成了基于ANSYS的連桿強度分析。 第2章 連桿的結構設計與分析 2.1 連桿的運動和受力分析 連桿是柴油機傳遞動力的主要運動件,在機體中作復雜的平面運動,連桿小頭隨活塞作上下運動,連桿大頭隨曲軸作高速回轉運動。連桿桿身在大、小頭孔運動的合成下作復雜的擺動。其作用是將活塞頂?shù)臍怏w壓力傳給曲軸，又受曲軸驅動而帶動活塞壓縮氣缸中的氣體[3]。 連桿組在工作時工作條件惡劣承受著三方面的作用力； 1.氣缸內的燃氣壓力； 2.活塞連桿組的往復運動慣性力； 3.連桿高速擺動時所產(chǎn)生的橫向慣性力。 這三種力的大小和方向隨著曲軸轉角的變化而不斷地變化。綜合起來的結果使連桿處于一種交變的復雜受力狀態(tài)。 由于連桿為一細長桿件，當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。若在垂直于擺動平面內發(fā)生彎曲，則危害更大，造成軸承不均勻磨損，甚至燒瓦。 2.2 連桿的結構分析 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。連桿體包括連桿小頭、桿身和連桿大頭的上部。連桿大頭的上部與連桿大頭蓋一起組成連桿大頭，連桿結構如圖2-1所示。 圖2-1 連桿結構圖 1-連桿襯套2-連桿小頭3-連桿桿身4-連桿螺釘5-連桿大頭 6-連桿軸瓦 7-連桿端蓋 8-連桿軸瓦凸鍵 9-連桿軸瓦定位槽 連桿把活塞和曲軸連接起來，連桿小頭與活塞銷相連接，并與活塞一起作往復運動；連桿大頭與曲柄銷相連接，和曲軸一起作旋轉運動；連桿的其余部分則作復雜的平面運動。作用于活塞上的力經(jīng)連桿傳給曲軸[5]。 連桿必須具有足夠的結構剛度和疲勞強度。在力的作用下，桿身應該不致被顯著壓彎，連桿大小頭也應該不致顯著失圓。桿身彎曲會使活塞相對于氣缸、軸承相對于軸頸發(fā)生歪斜；也的失圓會使軸承失去正常配合。如果強度不足，在發(fā)動機動轉過程中一旦發(fā)生連桿桿身、大頭蓋和連桿螺栓斷裂，就會使機器受到嚴重的破壞。 2.3 連桿的工作條件和設計要點 連桿在高速運動中承受由活塞組傳遞的氣缸壓力和往復慣性力的反復壓縮和拉伸，由此可能產(chǎn)生疲勞破壞，是內燃機主要受力運動件之一。連桿大小頭軸承的潤滑條件苛刻，工作中反復受到擠壓和沖擊[6]。 “小體積、大功率、低油耗”是高性能柴油機對連桿提出的基本要求，其設計要點如下： 1.在確保足夠強度和剛度的條件下盡可能減輕外形尺寸和質量； 2.注意過渡圓角及細節(jié)的設計，特別是連桿小頭與桿身的過渡圓角及連桿大頭蓋的螺栓支承面的過渡圓角設計，防止應力集中； 3.必須根據(jù)總體設計的要求合理確定結構參數(shù)和連桿體與連桿蓋的剖分形式。 2.4 連桿的材料性能及特點 柴油機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的工作條件更差，因此必須保證連桿具有足夠的疲勞強度及結構剛度。這就要求在連桿材料的選擇上針對具體的柴油機而采用高強度材料并輔以綜合措施。 目前用于連桿的材料多為中碳鋼，而對大功率柴油機連桿則多采用高強度合金鋼。柴油機連桿選用中碳合金優(yōu)質鋼，選用中碳合金鋼是因為它經(jīng)過調質熱處理之后能夠發(fā)揮良好的機械性能加進少許合金元素是為了再提高其機械性能在鋼中加入錳元素使鋼具有較高的拉伸強度極限、較高的硬度及較好的韌性；加入少量鉻不但能大幅度提高拉伸強度極限和硬度，還能增加鋼在熱處理時的穩(wěn)定性；鉬加入鋼中能使鋼具有較大的強度極限、屈服極限和很好的塑性。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。 為了保證連桿在結構輕巧的條件下有足夠的剛度和強度，本設計采用精選優(yōu)質中碳結構鋼模鍛，表面噴丸強化處理，提高強度[4]。 2.5 連桿基本參數(shù)的確定 根據(jù)設計要求確定4110柴油機的主要性能參數(shù)如表2.1所示。 表2.1 4110柴油機主要性能參數(shù) 氣缸排列方式 直列四缸 供油方式 多點噴射 排量/L 4.751 缸徑/mm 110 行程/mm 125 曲柄半徑 62.5 連桿長/mm 195 缸心距/mm 135 壓縮比 16 額定功率/kW 70(2400 r/min) 平均有效壓力 0.74MP 增壓度 30 曲軸角速度 251.2rad/s 最大爆發(fā)壓力 10Mpa 活塞組質量 2.529kg 連桿的長短直接影響到柴油機的高度及側壓力的大小,較長的連桿能使慣性力增加,而同時在側壓力方面的改善卻不明顯。因此在柴油機設計時,當運動件不與有關零部件相碰時,都力求縮短連桿的長度。 連桿長度L（即連桿大小頭孔中心距）與結構參數(shù)（R為曲柄半徑）有關。連桿長度越短，即越大，則可降低發(fā)動機高度，減輕運動件重量和整機重量，對高速化有利，但大，使二級往復慣性力及氣缸側壓力增大，并增加曲軸平衡塊與活塞、氣缸相碰的可能性。 在現(xiàn)代高速內燃機中，連桿長度的下限大約是l=3.2，即=1/3.2，上限大約是l=4R。連桿長度的確定必須與所設計的內燃機整體相適應，連桿設計完成后應進行零件之間的防碰撞校核，應校核當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小于2～5毫米[3]。 在機體的設計中，已經(jīng)根據(jù)要求設計出連桿長度為195mm。 2.6 連桿小頭的結構設計 2.6.1 小頭結構型式 現(xiàn)代內燃機絕大多數(shù)采用浮式活塞銷，也就是說，在運轉過程中活塞的銷座中和在連桿的小頭中都是能夠自由轉動的。 本連桿的小頭的設計采用薄壁圓環(huán)形結構，為了耐磨，在小頭孔內還壓有耐磨襯套。優(yōu)點是構形簡單、制造方便，材料能充分應用，受力時應力分布較均勻。連桿小頭的構造如圖2-2所示。 圖 2-2 連桿小頭結構型式 2.6.2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（0.0004～0.0015）d的范圍內，在采用粉末冶金襯套時，由于襯套壓入后，內徑會縮小，因此配合間隙應適當放大，一般大致在（0.0015～0.0020）d。在四沖程柴油機中，為減少小頭軸承的沖擊負荷，間隙應盡量取小些，以不發(fā)生咬合為原則。 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行潤滑。潤滑油的均勻分布可通過襯套上開布油槽來達到。 設計襯套寬度與連桿小頭等寬，襯套的厚度一般為，本設計取。 2.6.3小頭結構尺寸 小頭結構尺寸主要是小頭襯套內徑d1和寬度B2、小頭外徑D1、小頭孔直徑d和潤滑方式。柴油機B1≈d1。根據(jù)《柴油機設計手冊》圖表-國產(chǎn)典型中小功率高速柴油機連桿結構參數(shù)表得到以下數(shù)據(jù)： 2.7連桿桿身的結構設計 2.7.1桿身結構型式 連桿桿身的截形十分重要,它應能在保證強度的前提下有盡量較輕的重量,此外,還要有利于該截面形狀向大端、小端的過渡,因此柴油機連桿桿身常采用工字形截面。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上下兩端的連接相當于鉸支，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。若想使連桿在相同載荷作用下，這兩個平面內的穩(wěn)定性相同，則必須Ix≈4Iy,據(jù)統(tǒng)計Ix=（2～3）Iy，這使連桿在垂直擺動平面內有較大的抗彎能力。 連桿桿身截面的高H一般大約是截面寬度的1.4～1.8倍，而B大約等于（0.3～0.4）D(D為氣缸直徑)。為了使桿身能與小頭和大頭圓滑過渡，桿身截面是由上向下逐漸增大的。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的范圍內[6]。 2.7.2桿身結構尺寸 根據(jù)《柴油機設計手冊》圖表-國產(chǎn)典型中小功率高速柴油機連桿結構參數(shù)表得到以下數(shù)據(jù)： 桿身截面寬度B約等于(為氣缸直徑)，取，截面高度，取。 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圓角半徑。 2.8 連桿大頭的結構設計 2.8.1 大頭結構型式 連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑D2、長度B2、連桿軸瓦厚度δ2和連桿螺栓直徑dm。其中D2、B2是根據(jù)曲軸強度、剛度和軸承的承壓能力，在曲軸設計中確定。為了結構緊湊，軸瓦厚度δ2趨于減薄，因此，本處所謂設計大頭設計，實際上是指確定連桿大頭在擺動平面內某些主要尺寸，連桿大頭剖分形式，定位方式，及大頭蓋得結構設計。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。由于平切口連桿的大頭具有較大的剛度，軸承孔受力變形小及制造費用低，一般都采用這種結構。 2.8.2大頭結構尺寸 根據(jù)《柴油機設計手冊》得到以下數(shù)據(jù)： 連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度，取，取，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側壁厚不小于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。 2.9 連桿螺栓的設計 根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計，取。 2.10 本章小結 本章在設計連桿的過程中，是很重要一環(huán)，先對連桿進行了運動分析、受力分析，而后對連桿設計結構特點進行了簡要地分析，并說明了連桿的工作條件和設計要點，還對連桿的材料性能及特點進行了比較與分析。之后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭、以及螺栓的主要結構參數(shù)，還對各個部件的結構型式進行了分析。 第3章 連桿的強度、剛度計算 3.1連桿小頭的強度校核 以過盈壓入連桿小頭的襯套，使小頭斷面承受拉伸壓力。若襯套材料的膨脹系數(shù)比連桿材料的大，則隨工作時溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應力也增大。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。上述載荷的聯(lián)合作用可能使連桿小頭及其桿身過渡處產(chǎn)生疲勞破壞，故必須進行疲勞強度計算，如圖3.1所示。 圖3.1 連桿小頭主要結果尺寸 1.襯套過盈配合的預緊力及溫度升高引起的應力 計算時把連桿小頭和襯套當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： 　　 （3.1） 式中：—襯套壓入時的過盈，； 一般青銅襯套，取， 其中：—工作后小頭溫升,約； —連桿材料的線膨脹系數(shù)，對于鋼 ； —襯套材料的線膨脹系數(shù)，對于青銅； 、—連桿材料與襯套材料的伯桑系數(shù)，可取； —連桿材料的彈性模數(shù)，鋼； —襯套材料的彈性模數(shù)，青銅； 計算小頭承受的徑向壓力為： 由徑向均布力引起小頭外側及內側纖維上的應力，可按厚壁筒公式計算， 外表面應力： （3.2） 內表面應力： （3.3） 的允許值一般為，校核合格。 2.連桿小頭的疲勞安全系數(shù) 連桿小頭的應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： （3.4） 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限； ，?。? —材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，??； —應力幅， ； —平均應力，； —工藝系數(shù)，，取0.6。 則 連桿小頭的疲勞強度的安全系數(shù)在制造工況穩(wěn)定情況下，疲勞強度安全系數(shù)可達到1.5左右，一般約在范圍之內，基本符合要求。 3.2連桿小頭的剛度計算 當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慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗公式為: （3.5） 式中：—連桿小頭直徑變形量，； —連桿小頭的平均直徑，； —連桿小頭斷面積的慣性矩。 則 對于一般發(fā)動機，此變形量的許可值應小于直徑方向間隙的一半，標準間隙一般為，則校核合格。 3.3連桿桿身的強度校核 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運動的質量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃氣壓力和慣性力差值的壓縮，為了計算疲勞強度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計算斷面的最大拉伸、壓縮應力。 1.最大拉伸應力 由最大拉伸力引起的拉伸應力為： （3.6） 式中：—連桿桿身的斷面面積，柴油機，為活塞投影面積 取 。 則最大拉伸應力為： 2.桿身的壓縮與縱向彎曲應力 桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃氣作用力時，并可認為是在上止點，最大壓縮力為： （3.7） 連桿承受最大壓縮力時，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時連桿在擺動平面內的彎曲，可認為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動平面內的彎曲可認為桿身兩端為固定支點，長度為，因此在擺動平面內的合成應力為： （3.8） 式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，，??； —計算斷面對垂直于擺動平面的軸線的慣性矩，； ； 將式（3.8）改為： 　　　　　　　　　　　 　　　　　　　　　　?。?.9）式中 —連桿系數(shù)，； 則擺動平面內的合成應力為： 同理，在垂直于擺動平面內的合成應力為： （3.10） 將式（3.10）改成： （3.11） 式中：—連桿系數(shù)，。 則在垂直于擺動平面內的合成應力為： 和的許用值為 ，所以校核合格。 3.連桿桿身的安全系數(shù) 連桿桿身所受的是非對稱的交變循環(huán)載荷，把或看作循環(huán)中的最大應力，看作是循環(huán)中的最小應力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。 循環(huán)的應力幅和平均應力，在連桿擺動平面為： （3.12） （3.13） 在垂直擺動平面內為： （3.14） （3.15） 連桿桿身的安全系數(shù)為： （3.16） 式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（碳素鋼），??；—材料對應力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；—工藝系數(shù)，，取0.6。 在垂直擺動平面內連桿桿身的安全系數(shù)為： 桿身安全系數(shù)許用值在的范圍內，則校核合格。 3.4連桿大頭的強度校核 假設通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個整體，彈性的大頭蓋支承在剛性的連桿體上，固定角為，通常取，作用力通過曲柄銷作用在大頭蓋上按余弦規(guī)律分布，大頭蓋的斷面假定是不變的，且其大小與中間斷面一致，大頭的曲率半徑為。 連桿蓋的最大載荷是在進氣沖程開始的，計算得： （3.17） 作用在危險斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗公式求得： （3.18） 由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為： （3.19） 作用于大頭蓋中間斷面的法向力為： （3.20） 式中：，—大頭蓋及軸瓦的慣性矩，； ，—大頭蓋及軸瓦的斷面面積，； 在中間斷面的應力為： （3.21） 式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)。 計算連桿大頭蓋的應力為： 一般發(fā)動機連桿大頭蓋的應力許用值為，則校核合格。 3.5連桿螺栓的工作負荷與預緊力 發(fā)動機工作時連桿螺栓受到兩種力的作用：預緊力P和最大拉伸載荷，預緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦過盈度所必須具有的預緊力P1；二是保證發(fā)動機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力P2[7]。 連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個螺栓承受的最大拉伸載荷為往復慣性力和旋轉慣性力在氣缸中心線上的分力之和，即： （3.22） 軸瓦過盈量所必須具有的預緊力由軸瓦最小應力，由實測統(tǒng)計可得一般為，取30，由于發(fā)動機可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應較理論計算值大些，一般取，取。 3.6連桿螺栓的屈服強度校核和疲勞計算 連桿螺栓預緊力不足不能保證連接的可靠性，但預緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應校核屈服強度，滿足： （3.23） 式中：—螺栓最小截面積，； —螺栓的總預緊力，； —安全系數(shù)，，取1.7； —材料的屈服極限，一般在600以上[16]。 那么連桿螺栓的屈服強度為： 則校核合格。 3.7本章小結 本章在設計連桿的過程中，首先計算了連桿小頭承受的徑向力、疲勞安全系數(shù)、對連桿剛度進行了校核，之后又計算了連桿桿身的最大拉伸力、疲勞安全系數(shù).還對連桿大頭進行了同樣的強度剛度校核，使其滿足實際加工的要求，最后根據(jù)工作負荷和預緊力選擇了連桿螺栓，并進行檢驗校核。 第4章 連桿三維模型的建立及有限元分析 根據(jù)上一章已經(jīng)設計出來的連桿結構和尺寸，運用Pro/E進行三維建模。因為過程中有很多的步驟，不可能一一詳列，故本論文省略了一些小的過程，只將建模的一些關鍵過程記錄下來。 4.1 建立連桿大小頭及桿身 4.1.1建立新文件 1.選擇菜單中的【文件】→【新建】命令，出現(xiàn)【新建】對話框，在對話框中選擇【零件】→【實體】，在【文件名】欄中輸入“l(fā)ianganti”，不實用【缺省模版】，單擊【確定】，如圖4-1所示。 圖4-1 4.1.2建立連桿體主體 1.選擇FRONT面。 選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。 2.定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線。 3.選擇拉伸厚度29.86mm。 4.選擇基準平面命令，參照TOP面，偏距平移輸入30.78mm。 5.選擇DTM1面，選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。 6.繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線。 7.選擇去材料。 8.選擇FRONT面，選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。 9.定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定后，選擇去材料，如圖4-2所示。 圖4-2 連桿主體 4.1.3建立連桿大頭和小頭 1.建立DTM2面，輸入14.87。 2.以DTM2面為基準，向兩邊使用拉伸命令。 3.同上，以PRONT面為基準，向兩邊使用拉伸命令，如圖4-3所示。 圖4-3 連桿大頭 4.1.4建立小頭油孔 1.建立DTM3面。 2.選擇DTM1面，選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。 3.定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定后，選擇去材料，如圖4-4所示。 圖4-4 連桿小頭油孔 4.1.5建立連桿凹槽 1.選擇大頭的兩個平面，選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。 2.定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定后，選擇去材料。 4.1.6 建立連桿大頭部位凸臺 1.選擇大頭平切口所在平面，如圖4-5所示。 圖4-5 連桿平切口凸臺 2.選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定后，選擇去材料。 3.再根據(jù)上一步命令，使用拉伸命令。 4.使用拉伸命令補充其中空位，如圖4-6所示。 圖4-6 4.1.7建立螺栓孔 1.繼續(xù)選擇凸臺的平切口為基準面。 2.選擇菜單中的【插入】→【拉伸】命令進入。定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定后，選擇去材料。 3.連桿體完成，如圖4-7所示。 圖4-7 連桿體 4.2建立連桿端蓋 建立連桿端蓋的過程比較簡單，很多過程與上一部分相似，這里不再贅述。建成的連桿端蓋如圖4-8所示。 圖4-8 連桿大頭端蓋 4.3建立連桿螺栓、螺母和墊圈 1.建立新文件。 2.定義內部草繪，繪制基本曲線，運用直線、圓、倒角、剪切等命令按照設計的尺寸繪制出輪廓曲線，確定。 3.建立螺紋主體。如圖4-9（a）所示。 (1)使用拉伸命令，建立圓柱。 (2)使用螺旋命令，建立螺紋。 4.建立螺母。如圖4-9（b）所示。 5.建立墊圈。如圖4-9（c）所示。 圖4-9 連桿螺栓體（a） （b） （c） 4.4建立軸瓦及襯套 1.建立軸瓦的過程比較簡單，很多過程與上一部分相似，這里不再贅述，建成的連桿端蓋如圖4-10所示。 圖4-10 連桿軸瓦 2.建立襯套的過程比較簡單，很多過程與上一部分相似，這里不再贅述，建成的連桿端蓋如圖4-11所示。 圖4-11 連桿襯套 最終完成連桿如圖4-12所示。 圖4-12 連桿圖 4.5連桿工況選擇與載荷計算 4.5.1 計算工況的選擇 在內燃機工作時，連桿作復雜的平面運動，它受到的力是周期變化的。本軟件模擬最惡劣的工況進行計算，即把連桿的受力狀態(tài)固定在工況最惡劣的瞬時，在連桿的兩個側面并無外力作用，化為在靜力作用下的應力分析問題來處理[3]。 4.5.2 連桿載荷的計算 1.最大受拉工況 取進氣開始時刻的最大慣性載荷作為連桿的最大受拉工況，此時連桿小頭受到的是活塞組M1的最大往復慣性力： （4.1） 連桿大頭則是承受活塞組和連桿小頭往復慣性力及連桿大頭產(chǎn)生的回轉慣性力： （4.2） 式中，，分別為活塞組、連桿小頭和連桿大頭的慣性力。 小頭內孔表面的面積為： （4.3） 大頭內孔表面的面積為： （4.4） 連桿小頭受到的是活塞組的最大往復慣性力，這個力在小頭內孔表面的面積上產(chǎn)生的壓力為： （4.5） 連桿大頭則是承受活塞組和連桿小頭往復慣性力及連桿大頭產(chǎn)生的回轉慣性力，這個力在大頭內孔表面的面積上產(chǎn)生的壓力為： （4.6） 2.最大受壓工況 已知氣缸內最大爆發(fā)壓力為： （4.7） 氣缸內氣體最大爆發(fā)壓力的一瞬間，此時連桿承受最大壓力以及活塞組和連桿體本身的慣性力。這時連桿小頭載荷為： （4.8） 這個力在小頭內孔表面積上產(chǎn)生的壓力為： （4.9） 連桿大頭上的載荷為： （4.10） 這個力在大頭內孔表面的面積上產(chǎn)生的壓力為： （4.11） 4.6連桿幾何模型的建立 利用Pro/E建立三維立體模型建立準確、可靠的計算模型 ,是應用有限元法進行分析的重要步驟之一。在進行有限元分析時,應盡量按照實物來建立有限元分析模型 ,但對結構復雜的物體 ,完全按照實物結構來建立計算模型、進行有限元分析有時會變得非常困難 ,甚至是不可能的 ,因此可進行適當?shù)暮喕Ｒ话銇碚f ,因模型帶來的誤差要比有限元計算方法本身的誤差大得多。所以,有限元計算結果的準確性在很大程度上取決于計算模型的準確性[8]。 當前，有限元分析技術在發(fā)動機零部件設計過程中發(fā)揮著越來越重要的作用，它不僅縮短了設計周期，而且也大大提高了設計精度。首先將Pro/E建立的三維立體模型導入有限元分析軟件ANSYS中，軟件就可進行如下處理：(1)零件粘接；(2)定義分析類型：結構分析；(3)定義單元類型；(4)定義材料屬性；(5)網(wǎng)格化分。對于操作過程，只簡述三個，其余具體操作不再贅述。 1.定義單元類型 ANSYS Main Menu-Preprocessor-Element Type-Add/Exit/Delete[Library of Element Types-Structural-Solid-Tet-10node 92]，如圖4-13所示。 圖 4-13 定義單元類型 2.定義材料屬性 (1)[Material Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic]。 (EX=2.09E+11 PRXT=0.269 ) (2)點擊Material-New Model... [Define Material ID=2 OK] [Material Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic]。 (EX=2.09E+11 PRXT=0.269 ) (3)點擊Material-New Model... [Define Material ID=3 OK] [Material Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic]。 (EX=2.09E+11 PRXT=0.269 ) (4)點擊Material-New Model... [Define Material ID=4 OK] [Material Model Number1-structural-Linear-Elastic-Isotropic]。 (EX=2.09E+11 PRXT=0.269 ) 表4.1 中碳結構鋼45模鍛材料屬性 材料名稱 彈性模量E (N/m^2) 泊松比μ ( ) 質量密度ρ (kg/m^3) 抗剪模量 (N/m^2) 張力強度 (N/m^2) 屈服強度 (N/m^2) 45 2.09E+11 0.269 7.89E+03 8.23E+10 6.00E+08 3.55E+08 3.網(wǎng)格的劃分 在網(wǎng)格劃分之前，需要定義分析類型，定義單元類型、定義材料屬性等[9]。這些屬性對有限元分析來說，非常重要，不僅影響到網(wǎng)格劃分，而且最關鍵的是，對求解的精度影響極大，如圖4-14所示。 (1)[點擊Set后：默認對1號零件劃分網(wǎng)格 Element type number=1 SOLID187；Material number=1]。 (點選Smart Size精度設置在4～6之間) (2)[點擊Set后：默認對1號零件劃分網(wǎng)格 Element type number=2 SOLID92；Material number=2]。 (點選Smart Size精度設置在4～6之間) (3)[點擊Set后：默認對1號零件劃分網(wǎng)格 Element type number=3 SOLID187；Material number=3]。 (點選Smart Size精度設置在4～6之間) (4)[點擊Set后：默認對1號零件劃分網(wǎng)格 Element type number=4 SOLID92；Material number=4]。 (點選Smart Size精度設置在4～6之間) 圖4-14連桿有限元網(wǎng)格圖 4.7約束條件 假定連桿小頭當作剛體固定，連桿受拉工況，在連桿小頭內側圓柱面上施加徑向約束，并在小頭端面一側上施加除徑向外的其余兩方向上的約束。連桿受壓工況，在連桿小頭內側圓柱面上施加徑向約束，并在小頭端面一側上施加除徑向外的其余兩方向上的約束{10}。為了保證計算模型滿足實際情況，在連桿寬度方向中剖面上施加對稱約束，這樣，整個連桿的約束就完全了，如圖4-15所示。： ANSYS Main Menu-Solution-Define Loads-Apply-Structural-Displacement-On Areas[Dick Single list of Items選擇約束的面“要固定的表面” 點OK出現(xiàn)約束方向定義 選ALL DOF；VALUE Displacement value=0]。 圖4-15連桿約束網(wǎng)格圖 4.8 連桿應力分析 4.8.1連桿拉伸工況下的應力分析 運用ANSYS 8.0 對連桿拉伸工況進行應力分析，如圖4-16至圖4-25所示。 1.施加載荷 ANSYS Main Menu-Solution-Apply-Structural-Pressure-On Areas [選受力