第一篇：公司培訓(xùn) 資料第六章連桿設(shè)計(jì)

第六章

連桿設(shè)計(jì)

連桿組包括連桿體、連桿大小頭軸承，若是分剖式則還有連桿蓋、連桿螺栓等。

第一節(jié)

連桿組的工作條件與設(shè)計(jì)要求

一．作用

1．承受活塞銷傳來的氣體壓力，并將其傳給曲軸。2．將活塞組的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變成曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。二．工作條件 1．運(yùn)動(dòng)

（1）小頭與活塞銷相連，與活塞做往復(fù)運(yùn)動(dòng)。（2）大頭與曲柄銷相連，與曲軸作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。（3）桿身作往復(fù)和擺動(dòng)組成的復(fù)雜平面運(yùn)動(dòng)。2．負(fù)荷：連桿的基本載荷為機(jī)械負(fù)荷：（1）拉伸：（A）特點(diǎn)：只有四沖程機(jī)有拉伸載荷，其最大值在進(jìn)氣行程的上止點(diǎn)附近。

（B）大小：往復(fù)質(zhì)量的慣性力 Pj=（m+m1）（1+λ）rω2

m——活塞組往復(fù)質(zhì)量；m1——連桿中往復(fù)質(zhì)量。（2）壓縮：（A）特點(diǎn)：

二、四沖程機(jī)都有壓縮載荷，其最大值在作功沖程的上止點(diǎn)附近。（B）大小：最大爆發(fā)壓力減上述慣性力：Pc=Pgmax—Pj。（3）附加彎矩：（A）由于加工精度等原因，承壓面對連桿軸線不對稱，在壓載荷下，細(xì)長桿件彎曲而引起的附加彎曲應(yīng)力和彎矩。

（B）由于連桿擺動(dòng)的角加速度和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量而產(chǎn)生的慣性力矩造成的附加彎矩。其大小Mc=桿身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量*連桿擺動(dòng)的角加速度，一般在α=90 時(shí)，達(dá)到最大值。

（C）影響：附加彎矩雖數(shù)值不大，但作用點(diǎn)與方向是在桿身的薄弱部位——橫向，易造成桿身彎曲。三．設(shè)計(jì)要求

1．足夠剛度：由于連桿為細(xì)長桿件且受交變的拉壓縱向載荷，若：

（1）大頭剛度不足：（A）使大頭孔失圓——影響軸承轉(zhuǎn)動(dòng)和潤滑——加劇曲柄銷磨損和破壞。（B）使分剖式連桿螺栓受附加彎矩——易折斷——而造成重大事故。

（2）桿身剛度不足：桿身彎曲（A）使活塞在缸內(nèi)歪斜運(yùn)動(dòng)——使活塞與汽缸；連桿軸承與曲柄銷偏磨——加劇環(huán)磨損、、汽缸偏磨失圓——汽缸串氣、串油。（B）桿身增加附加彎矩。

2．足夠強(qiáng)度：由于受交變載荷，連桿應(yīng)有足夠抗疲勞強(qiáng)度。若強(qiáng)度不夠，則（A）桿身斷裂；（B）大頭蓋、螺栓斷裂。

相比之下，剛度難以滿足，也比強(qiáng)度更為重要。

3．重量輕：由于連桿是旋轉(zhuǎn)與往復(fù)質(zhì)量的一部分，且其本身的載荷的相當(dāng)部分也是由其本身的運(yùn)動(dòng)質(zhì)量而引起，要求在保證剛、強(qiáng)度的前提下，通過材料與結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)來減重。

第二節(jié)

材料與結(jié)構(gòu)形式

一．材料：有較高疲勞強(qiáng)度和沖擊韌性的Cr鋼。二．加工與熱處理

1．加工：模（輥、精）鍛。2．處理：（A）卒火（提高疲勞強(qiáng)度）+高溫回火（提高韌性）。（B）表面噴丸——消除殘余應(yīng)力、提高表面硬度和疲勞強(qiáng)度。三．結(jié)構(gòu)形式

1．整體式：大小頭為整體，內(nèi)孔裝滾針軸承，多用于單缸機(jī)，并與組合式曲軸配合使用。2．分剖式：大頭被分開，用連桿螺栓（特制）將連桿蓋緊固在大頭上。多用于整體式曲軸的多缸機(jī)。

3．并列式：用于V型機(jī)，左右連桿并列于同一曲柄銷。第三節(jié)

結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與計(jì)算 一．小頭

1．工作條件與結(jié)構(gòu)（1）工作條件：

（A）小頭與活塞銷相連，承大的工作氣壓；（B）位于活塞腔內(nèi)，尺寸小，軸承比壓高；（C）擺動(dòng)速度低，油膜不易形成，潤滑較差；（D）有一定溫度（約100 C），影響油粘度。（2）結(jié)構(gòu)：薄壁圓環(huán)結(jié)構(gòu)，內(nèi)裝滾針或滑動(dòng)軸承。此結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)力分布均勻，材料利用率高。

2．設(shè)計(jì)：其主要結(jié)構(gòu)尺寸有

（1）小頭軸承直徑d1、寬度B1：d1和B1一起在活塞設(shè)計(jì)中確定，一般B1=（1.2~1.4）d1，并需公式校核其比壓是否在許可值內(nèi)：（比壓）q=P g（最大燃?xì)鈮毫Γ?（d1* B1）。（2）小頭最小徑向厚度t與外徑D1：最小徑向厚度t需大于4mm，并按剛、強(qiáng)度校核。由經(jīng)驗(yàn)，外徑D1=(1.2~1.35)d1。（3）由于作用在小頭下表面的燃?xì)鈮毫Υ笥谧饔迷谏媳砻娴膽T性力，尤為二沖程機(jī)始終受壓，可將（A）小頭做成上小下大的階梯形、契形（圖d、c）；或（B）將中心向上偏移e=0.02~0.04D1，使上部薄些，可在保證剛、強(qiáng)度下，以減輕重量（圖f）。(4)小頭與桿身的過渡形狀與尺寸：此處有應(yīng)力峰值，對連桿的剛、強(qiáng)度影響很大。過渡圓角的曲率半徑愈小，應(yīng)力峰值愈大。通常采用雙園弧過渡，以改善其應(yīng)力分布。此處也是小頭強(qiáng)度校核計(jì)算的重點(diǎn)。

（4）小頭潤滑：小頭軸承比壓大，滑動(dòng)速度低，難以形成理想液體潤滑。（A）四沖程機(jī)的小頭通過飛濺供給潤滑油，由于其受上下交變載荷，可引起活塞銷上下移動(dòng)起泵吸作用而使油膜恢復(fù)，在小頭頂部應(yīng)有油孔（槽），如上圖。

（B）二沖程機(jī)單向受壓，難以形成油膜，一些大型（強(qiáng)化）機(jī)采用由大頭通過桿身上的油道，壓力潤滑供給潤滑油。（一些大型（強(qiáng)化）四沖程機(jī)也有用壓力潤滑的）。3．計(jì)算：由于小頭受交變載荷，其計(jì)算是計(jì)算應(yīng)力，校核其疲勞安全系數(shù)。

（1）計(jì)算由慣性力拉伸引起的小頭內(nèi)外表面應(yīng)力：（A）力——最大往復(fù)慣性力Pjmax；

（B）計(jì)算公式：曲桿理論——大曲率桿公式及經(jīng)驗(yàn)公式（見書P236~237）；

（C）作應(yīng)力分布圖（見書P237）；

（D）應(yīng)力分析：①應(yīng)力分布與固定角Φc（固定角定義見書P236）有關(guān)。②內(nèi)表面最大應(yīng)力在Φ=90 處。③外表面最大應(yīng)力在Φ=Φc處，且大于內(nèi)表面最大應(yīng)力。④當(dāng)Φc↑——應(yīng)力不均勻性增加，應(yīng)力峰值增加。⑤強(qiáng)化連桿小頭的有效結(jié)構(gòu)措施是減小Φc，最小到90。

（2）計(jì)算由壓載荷引起的小頭內(nèi)外表面應(yīng)力：（A）力——最大燃?xì)鈮毫蛻T性力的矢量和；（B）作應(yīng)力分布圖（見書P238）。

（C）應(yīng)力分析：①應(yīng)力分布與固定角Φc（固定角定義見書P236）有關(guān)。②當(dāng)Φc↑——應(yīng)力不均勻性增加，應(yīng)力峰值增加，且比拉伸時(shí)更為嚴(yán)重。③在Φ=Φc處有最大應(yīng)力值，內(nèi)表面為最大壓應(yīng)力；外表面為最大拉應(yīng)力。④改善連桿小頭的有效結(jié)構(gòu)措施是在于小頭的過渡圓角。

（3）計(jì)算安全系數(shù)：（A）小頭受拉壓交變載荷，須校核其疲勞強(qiáng)度。（B）小頭的固定角Φc截面的外表面應(yīng)力變化較大，一般只計(jì)算此處的安全系數(shù)。（C）計(jì)算公式見書P239。（D）安全系數(shù)一般為1.5~2.5。二．桿身

1．桿長L：其是指大小頭孔心間的距離。

（1）大小：L由連桿比λ，在機(jī)總體設(shè)計(jì)中確定。（2）要求：其控制壓縮比和壓縮高度，其公差要求高。

2．工作條件及影響

（1）其主要受機(jī)械載荷：（A）拉伸、壓縮的交變載荷。（B）擺動(dòng)時(shí)的橫向慣性力。（2）影響：（A）疲勞破壞。（B）彎曲變形。3．結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

（1）工字形截面（為減重）：（A）Y-Y長軸在連桿擺動(dòng)平面，這是因?yàn)檫B桿在擺動(dòng)平面上下兩端的連接相當(dāng)于絞支。（B）X-X短軸在垂直平面，這是因?yàn)槠鋬啥说倪B接相當(dāng)于兩端固定的壓桿，其穩(wěn)定性較絞支好。

（C）工字形截面兩臂不宜過薄，否則易產(chǎn)生鍛造裂紋。

（2）桿身斷面高H和寬B：（A）一般H=0.2~0.3D；H=(1.4~1.8)B；初設(shè)時(shí)B= D*S /6。（B）為使從小頭——桿身——大頭過渡均勻，H從小頭——桿身——大頭逐步增大，一般Hmax=1.3Hmin。（3）桿身與大小頭有足夠的過渡圓角，以避免應(yīng)力集中。4．強(qiáng)度計(jì)算

1．最大拉伸力為進(jìn)氣行程上止點(diǎn)附近的 慣性力Pjmax。

2．壓力為最大氣體壓力和縱向彎曲所引起的合成應(yīng)力。

3．應(yīng)計(jì)算連桿擺動(dòng)和垂直兩平面的應(yīng)力值。

4．優(yōu)先計(jì)算危險(xiǎn)截面——在靠近小頭的II—II處，因截面收縮較大，且斷面積小，可能成為危險(xiǎn)截面。其拉應(yīng)力σj=Pjmax/Fmin；

壓應(yīng)力σc=（Pgmax— Pjmax）/ Fmin；Fmin——最小截面面積。5．計(jì)算連桿擺動(dòng)和垂直兩平面的安全系數(shù)。6．計(jì)算公式見書P239。三．大頭

1．大頭受力復(fù)雜，現(xiàn)無較好的公式計(jì)算校核，通常采用樣機(jī)經(jīng)驗(yàn)尺寸。2．若為分剖式連桿則需計(jì)算校核連桿蓋與連桿螺栓的強(qiáng)度。

第四節(jié)

軸承

1．連桿軸承形式

（1）小頭：常用帶保持架的滾針軸承。

（2）大頭：用帶保持架的滾針軸承或滾柱軸承。（3）曲軸主軸承：常用滾柱軸承。2．滾動(dòng)軸承特點(diǎn)

（1）優(yōu)：摩擦損失小、機(jī)械效率高、起動(dòng)性能好、工作可靠、使用壽命長、潤滑方便等。（2）缺：價(jià)格較高、噪聲大、裝配要求高、維修不便等。3．設(shè)計(jì)：其實(shí)際為選配合適軸承。

（1）選型；（2）確定軸承徑向間隙和配合；（3）確定軸向緊固方式和潤滑方式。（4）驗(yàn)算軸承壽命。

第七章

曲軸組設(shè)計(jì)

曲軸是作功的曲柄連桿機(jī)構(gòu)中對外作功的一部件，它的尺寸及形狀不僅直接影響整機(jī)的尺寸與重量而且直接影響機(jī)的作功及可靠性等重要性能。隨著機(jī)的高速、強(qiáng)化發(fā)展，曲軸的工作條件愈趨嚴(yán)酷，其剛度、強(qiáng)度問題也更加突出。

曲軸組由曲軸、平衡重（塊）、飛輪、各種傳動(dòng)齒輪等組成。曲軸由若干曲柄加功率輸出端和自由端構(gòu)成。每個(gè)曲柄由主軸頸、曲柄臂、曲柄銷組成。曲軸的前端（以車行方向?yàn)榍埃┌惭b飛輪磁電機(jī)，后端安裝齒輪以輸出動(dòng)力，如CY80、鈴木A100等（JH50相反）。四沖程機(jī)的曲軸前端裝有正時(shí)齒輪（鏈輪）以驅(qū)動(dòng)配氣機(jī)構(gòu)，如JH70。

第一節(jié)

工作條件與設(shè)計(jì)要求

一．作用

1．通過連桿將往復(fù)運(yùn)動(dòng)變成旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。

2．承受連桿傳來的力，并向外輸出有效功率。3．驅(qū)動(dòng)附件。

4．平衡塊一般與曲柄臂制成一體，用來平衡慣性力和力矩，以改善機(jī)的平衡性能。5．飛輪是利用其旋轉(zhuǎn)慣性提高曲軸旋轉(zhuǎn)的均勻性，在其外圓周上加工有標(biāo)記，作為調(diào)整發(fā)動(dòng)機(jī)配氣正時(shí)的標(biāo)志。摩托車飛輪一般兼作磁電機(jī)的轉(zhuǎn)子，在飛輪的輪圈上鑲有永久磁鐵，其也是飛輪慣性質(zhì)量的重要組成部分。二．工作條件 1．受力復(fù)雜

曲軸是在不斷變化的周期性氣體壓力、往復(fù)慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力及其力矩共同作用下工作，承受交變的拉、壓、扭、彎的力和力矩，處于疲勞應(yīng)力狀態(tài)。其中彎曲載荷為主，約80%的曲軸破壞是由彎曲疲勞引起。2．應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重

曲軸承擔(dān)多種功能并驅(qū)動(dòng)多個(gè)部件（如水泵、風(fēng)扇、機(jī)油泵、正時(shí)齒輪等），形狀復(fù)雜，所開鍵（銷）槽應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，易產(chǎn)生斷裂破壞。尤為曲柄與軸頸的過渡圓角成45 角彎曲破壞以及潤滑油孔處成45 角扭轉(zhuǎn)破壞，并將這兩處稱為危險(xiǎn)截面。3．磨損嚴(yán)重

主軸頸、曲柄銷在很高的比壓，以很高的速度在軸承中轉(zhuǎn)動(dòng)摩擦，且在變工況下不能充分保證有良好的油膜摩擦，曲軸表面磨損嚴(yán)重，影響機(jī)的可靠性和使用壽命。4．影響其它部件

曲軸是曲柄連桿機(jī)構(gòu)的中心環(huán)節(jié)，它將直接影響其它部件。如曲軸剛度不足的彎曲將造成活塞、軸承的偏磨從而造成汽缸磨損，漏氣串油。6．扭轉(zhuǎn)振動(dòng)

曲軸在很大的扭矩下高速轉(zhuǎn)動(dòng)，其轉(zhuǎn)動(dòng)的不均勻性以及整根曲軸各部分質(zhì)量的不同，易形成扭振——產(chǎn)生噪聲、機(jī)的振動(dòng)、加速軸承磨損、甚至使曲軸斷裂。7．提高剛、強(qiáng)度的難度

曲軸本身就是旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的主要部分，其剛、強(qiáng)度不能單靠尺寸來提高，只能靠結(jié)構(gòu)形狀和材料來保證，否則會加大慣性力而形成惡性循環(huán)。三．設(shè)計(jì)要求

1．足夠疲勞強(qiáng)度，減少應(yīng)力集中現(xiàn)象。2．足夠的彎曲和扭轉(zhuǎn)剛度，避免工作范圍的強(qiáng)烈扭振。3．良好的工作均勻性和平衡性。4．減摩、耐磨。

5．制造工藝性好、成本低。四．受力分析

多缸機(jī)曲軸是一多支承的連續(xù)梁，形狀復(fù)雜且承受負(fù)荷沿軸線分布（非集中載荷），其規(guī)律不斷變化，難以計(jì)算，其工作應(yīng)力多用經(jīng)驗(yàn)和試驗(yàn)得出，至今只作近似的分析和計(jì)算。

1．受力分析方法（1）連續(xù)梁法：

（A）優(yōu)：符合實(shí)際情況；考慮支承的彈性安裝的不同心度以及支座彎矩，較全面。（B）缺：復(fù)雜；另還有一些因素也無法考慮，如主軸頸的偏心、橢圓度等。應(yīng)用較少。（2）簡支梁法（也稱分段法）：

（A）優(yōu)：簡單、突出曲拐受力的主要矛盾。應(yīng)用普遍。

（B）缺：忽略影響因素，尤為相鄰曲拐的影響，偏差較大（但它是偏大值，安全系數(shù)大）。

2．受力分析假設(shè)（邊界條件）

（1）曲軸為一不連續(xù)梁，將每一曲拐分成一段，當(dāng)簡支梁考慮。

（2）每個(gè)曲拐都是自由地支承在相鄰兩主軸頸的中點(diǎn)處，且受力集中。（3）左邊主軸頸用i 表示，右邊（功率輸出端）則用i+1表示。

（4）左右主軸頸均從中間斷開，并忽略相鄰曲拐、軸承同心度、軸承間隙、支承變形等方面的影響。

（5）將曲拐看作絕對剛體（不考慮其彎曲影響），也不考慮扭振等引起的附加影響。3．作用力

（1）沿曲軸方向的徑向力：（設(shè)曲柄受壓為正）（A）K——?dú)怏w壓力和往復(fù)慣性力矢量和所產(chǎn)生的徑向力。

（B）K1——連桿旋轉(zhuǎn)質(zhì)量慣性力（離心力）。（C）K2——曲柄銷連桿旋轉(zhuǎn)慣性力（離心力）。（2）沿垂直曲軸半徑方向的切向力T（氣體壓力和往復(fù)慣性力矢量和所產(chǎn)生的切向力），設(shè)指向旋轉(zhuǎn)方向?yàn)檎＃?）Pr——曲柄臂離心力（兩個(gè)）。

（4）Pp——平衡塊離心力（兩個(gè)）。

（5）從自由端傳來的扭矩Mi。

（6）從功率輸出端傳來的反扭矩Mi+1。（7）主軸承垂直支反力Rki和Rki+1。（8）主軸承水平支反力RTi和RTi+1。4．性質(zhì)：

（1）上述各力都按集中力處理，作用點(diǎn)如圖。

（2）K、T、Mi、Mi+

1、Rki、Rki+

1、RTi和RTi+1都具有周期性交變性質(zhì)。

（3）K1、K2、Pr、Pp 均為離心力，不具有交變性質(zhì)，但與曲軸各部分的質(zhì)量有關(guān)。4．曲軸各部分受力

（1）I—I斷面（主軸頸）

（A）受力：①交變扭矩Mi和②支反力Rki及RTi的聯(lián)合作用。（B）性質(zhì)：扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應(yīng)力。因其旋轉(zhuǎn)中心在質(zhì)心軸線上，本身質(zhì)量不產(chǎn)生慣性力。

（C）分析：①為縮短機(jī)長度和加強(qiáng)軸剛度，可將主軸頸做短，彎曲作用小，只考慮扭轉(zhuǎn)。②曲軸的破壞主要是彎曲疲勞破壞，由于主軸頸的彎矩較小，且主要是壓應(yīng)力，故主軸頸一般不作疲勞強(qiáng)度計(jì)算（強(qiáng)化機(jī)須作）。（2）II—II斷面（曲柄銷）

（A）受力：①在曲拐平面受Rki、Pr、Pp合成彎矩作用。②在垂直曲拐平面受RTi的彎矩作用；以及Mi和RTi聯(lián)合所產(chǎn)生的扭矩作用。（B）性質(zhì)：扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應(yīng)力。（3）III—III斷面（曲柄臂）：最復(fù)雜也最危險(xiǎn)。（A）受力：①由Rki、Pp產(chǎn)生的拉壓應(yīng)力。

②在曲拐平面由Rki產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。③在垂直曲拐平面由Mi和RTi聯(lián)合所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力。

④由RTi所產(chǎn)生扭矩引起應(yīng)力。

（B）性質(zhì)：交變的拉、壓、彎曲、扭轉(zhuǎn)的復(fù)合應(yīng)力。

（C）分析：①其受多種力和力矩作用，受力最復(fù)雜。

②其應(yīng)力具有拉、壓、彎扭的復(fù)合性質(zhì)，且多為疲勞破壞的交變性質(zhì)。

③危險(xiǎn)截面上的最大名義應(yīng)力發(fā)生在圖中的1、2、3點(diǎn)，其中點(diǎn)1受三個(gè)方向的壓應(yīng)力作用，其值最大。

④但點(diǎn)1處表面光滑，無應(yīng)力集中現(xiàn)象，不是疲勞破壞的根源，故不作該點(diǎn)的應(yīng)力計(jì)算 ⑤點(diǎn)2、3，即在軸頸與臂的連接圓角處（圖中A、B處）截面變化大，應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，有應(yīng)力峰值，曲軸的疲勞破壞多在此處。

⑥從圖c中見點(diǎn)2、3位于Mi和RTi產(chǎn)生彎矩的中性軸上，故在疲勞計(jì)算中忽略Mi和RTi產(chǎn)生的彎矩。5．附加應(yīng)力

（1）來由：曲軸為彈性系統(tǒng)，由于扭轉(zhuǎn)振動(dòng)和彎曲振動(dòng)而引起附加應(yīng)力。

（2）影響：增加曲軸受力，尤其當(dāng)振動(dòng)頻率與曲軸自振頻率相吻合時(shí)將發(fā)生共振——大噪聲、大應(yīng)力——可能導(dǎo)致曲軸斷裂。

第二節(jié)

曲軸結(jié)構(gòu)形式與設(shè)計(jì)

一．結(jié)構(gòu)形式 1．組合式曲軸（1）形式：將左軸頸連同左曲柄、曲柄銷、右軸頸連同右曲柄分開制造，然后連同連桿大頭一起壓緊裝配。（2）特點(diǎn)：（A）優(yōu)：分段制造，件小易保證質(zhì)量、無須大設(shè)備、制造與熱處理方便、報(bào)廢量小等。（B）缺：增加裝配壓緊應(yīng)力、裝配后的曲柄銷與主軸頸的平行度、兩曲柄臂的同心度等難以保證等。（C）單缸機(jī)多用組合式，且適應(yīng)于整體式連桿。2．整體式曲軸

（1）形式：整根曲軸是整體鍛（鑄）造，然后整體加工成型。（2）特點(diǎn)：（A）優(yōu)：結(jié)構(gòu)簡單、重量輕；工藝成熟、工作可靠。（B）缺：件大，加工不便。（C）多缸機(jī)多用整體式，且適應(yīng)于分剖式連桿。3．滾動(dòng)式主軸承：摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)多用。（1）優(yōu)：（A）摩擦損失小。（B）機(jī)起動(dòng)容易。（C）主軸潤滑容易。（2）缺：（A）承壓較滑動(dòng)軸承小。（B）軸承間隙較大——噪聲大。（C）易破損。二．材料

1．要求：耐磨、耐沖擊韌性、耐疲勞、價(jià)廉。2．材料：合金球墨鑄鐵、鍛造合金鋼等。

3．熱處理：軸承部分滲碳、淬火、滲氮等加硬處理。三．結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

（一）主軸頸

1．直徑D1：統(tǒng)計(jì)值D1=(0.4~0.6)D（缸徑）。

（1）D1↑——主軸頸剛度↑，但不增加其轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；加厚曲柄使曲柄重疊度↑。（2）但D1↑——軸頸圓周表面線速度↑——軸承溫度↑——摩損與磨損↑。2．長度L1：與滾動(dòng)軸承寬度相匹配，統(tǒng)計(jì)值L1=(0.45~0.60)D1。

L1↓——?jiǎng)偠取坏S承負(fù)荷↑。

（二）曲柄銷

1．直徑D2：統(tǒng)計(jì)值D2=(0.34~0.42)D（缸徑）

（1）D2↑——①曲柄銷剛度↑；——②銷的自振頻率↑——扭振損害的可能↓。（2）但D2↑——① 曲柄銷與連桿大頭的質(zhì)量↑——旋轉(zhuǎn)慣性力↑——應(yīng)力↑；

D2↑——②軸頸圓周表面線速度↑——軸承溫度↑——摩損與磨損↑。（3）D2和L2一起考慮軸承的承壓。

2．長度L2：與滾針軸承寬度相匹配，統(tǒng)計(jì)值L2=(0.45~0.60)D2。（1）L2↑——軸承的比壓↓——軸承負(fù)荷↓——軸承使用壽命↑。（2）L2↑——銷的剛度↓；——易產(chǎn)生棱緣負(fù)荷。

（3）在和D2一起考慮軸承的承壓時(shí)，先確定D2（因D2影響大）。

（三）．曲柄臂：

其受力最多、最復(fù)雜且應(yīng)力集中現(xiàn)象嚴(yán)重，是曲軸的薄弱環(huán)節(jié)。曲柄臂的抗彎的強(qiáng)、剛度都較差，其最薄弱處為圓角處。1．形式：（1）橢圓形：扭轉(zhuǎn)和彎曲剛度較好；去掉受力小的部分，重量輕；應(yīng)力分布較均勻；但加工復(fù)雜。

（2）圓盤形：結(jié)構(gòu)簡單；剛度尚可；但重量較大，多為摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)用。

曲柄臂的抗彎的強(qiáng)、剛度都較差，可用抗彎斷面系數(shù)Wσ =bh2 /6 表示。2．曲柄臂厚h：（1）h↑——比b↑好；

（2）h↑——在上式計(jì)算中Wσ增加20%，但由于h↑——過渡圓角的應(yīng)力流線光滑，應(yīng)力分布均勻，Wσ可增加40%。（3）但h↑——機(jī)長和缸心距↑。

（4）選擇原則：在滿足缸心距和機(jī)長要求的前提下，盡可能增加h，以提高曲柄臂的抗彎能力。

3．曲柄臂寬b：（1）b↑——在上式計(jì)算中Wσ增加10%，實(shí)際上中，由于b↑后應(yīng)力分布更不均勻，Wσ只增加5%。

（2）在h↑受到限制時(shí)，考慮增加b。

4．重疊度Δ：曲柄銷和主軸頸重疊的程度Δ=（D1+D2）/2—R（曲柄半徑）。

Δ↑——一部分力可傳到主軸頸，使曲柄臂受力減少——提高曲柄臂的剛、強(qiáng)度。5．過渡圓角R：（1）應(yīng)力集中點(diǎn)，須認(rèn)真考慮。

（2）多采用園弧過渡，R↑——過渡光滑程度↑——應(yīng)力集中現(xiàn)象↓。

（3）但R↑——軸頸的有效承壓長度L1（L2）↓——軸承負(fù)荷↑——軸承磨損↑。

（4）有采用多園弧來改善應(yīng)力分布和軸頸承壓長度問題，但其加工工藝高，否則多園弧連接處不平滑，將出現(xiàn)新的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

6．去掉曲柄臂肩部多余的金屬，以減重（不影響其強(qiáng)度）

（四）．平衡塊（重）

1．結(jié)構(gòu)：與曲柄臂制成一體。2．設(shè)計(jì)要求：

（1）滿足機(jī)的平衡要求。（2）尺寸、重量小。（3）平衡重的位置、尺寸使主軸承的比壓最小。3．設(shè)計(jì)：

（1）保證所需平衡的力與力矩。

（2）平衡重的質(zhì)心離曲軸中心線遠(yuǎn)，即在保證平衡的質(zhì)徑積的前提下，增大直徑，減小重量。

（3）離軸中心線的距離、軸向位置等要保證曲軸在旋轉(zhuǎn)時(shí)不與曲軸箱中的零部件（如支承、機(jī)油泵）、活塞裙部等相碰。

（4）平衡重的厚度應(yīng)保證連桿大頭蓋能從兩平衡重中通過，以便于裝配。

（5）采用隧道式曲軸箱時(shí)，平衡重的徑向尺寸需小于滾動(dòng)主軸承的外圈，以便使曲軸整體裝入曲軸箱。

（五）．油孔與油道

曲軸與軸承是高速運(yùn)動(dòng)的運(yùn)動(dòng)副，潤滑對軸與軸承的磨損、可靠性、壽命有直接的決定性影響。而油孔和油道與潤滑品質(zhì)直接相關(guān)，同時(shí)這些孔、道開在受力復(fù)雜的曲軸上，也將影響應(yīng)力分布和曲軸的剛、強(qiáng)度。1．油道布置

（1）斜油道（如圖a）：結(jié)構(gòu)簡單、但曲柄臂與軸頸過渡處被削弱；油道與軸頸表面交線呈橢圓形，應(yīng)力集中嚴(yán)重。尤其當(dāng)油道與軸夾角θ>30o時(shí)，將嚴(yán)重影響曲軸強(qiáng)度。（B）直油道（如圖c）：進(jìn)出油孔呈圓形——應(yīng)力集中小；對過渡圓角處影響小。但加工復(fù)雜，斜油道

直油道 并需裝多個(gè)堵頭。

（C）斜直油道（如圖b）：是斜油道的改進(jìn)。在曲柄臂肩部開連貫主軸頸、曲柄臂、曲柄銷的油道，再在軸頸上開直油孔連接。這樣可減小斜進(jìn)出油孔的應(yīng)力集中，但需裝堵頭。2．油孔

（1）直徑：常取（0.07~0.1）D1，一般不小于5mm。在保證機(jī)油量的情況下，盡可能地避免應(yīng)力集中。

斜直油道（2）位置：從液體潤滑理論考慮，進(jìn)油孔在軸頸負(fù)荷大處，油膜厚度大處；出油孔在軸頸負(fù)荷小處。

（3）開油孔需考慮加工方便。

第三節(jié)

曲軸計(jì)算

一．曲軸計(jì)算類別和內(nèi)容

曲軸計(jì)算主要是強(qiáng)度計(jì)算，它有： 1．靜力強(qiáng)度計(jì)算：多用于低速發(fā)動(dòng)機(jī)（1）計(jì)算曲軸所有危險(xiǎn)工況和位置。（2）將計(jì)算應(yīng)力與許用應(yīng)力比較。2．疲勞強(qiáng)度計(jì)算：多用于摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)

（1）計(jì)算最危險(xiǎn)處，如過渡圓角和油孔邊緣的安全系數(shù)。（2）按最危險(xiǎn)的工況進(jìn)行。

（3）摩托車發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸的疲勞計(jì)算重點(diǎn)是彎曲疲勞計(jì)算。二．彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算

1．方法：為計(jì)算彎曲應(yīng)力有兩種方法（1）簡支梁法：（A）方法：通過主軸頸中點(diǎn)，將曲軸分成若干段，并把每段曲軸看成絕對剛性的簡支梁。

（B）特點(diǎn)：簡單；常用。但計(jì)算值一般大于實(shí)際值20%左右，安全系數(shù)偏大。（2）連續(xù)梁法：（A）方法：將曲軸系統(tǒng)用一多支承的直梁來代替。

（B）特點(diǎn)：較完善的表達(dá)實(shí)際情況；考慮了支承的不同心和支座彈性；便于發(fā)揮曲軸潛力。但計(jì)算復(fù)雜。2．名義應(yīng)力

（1）定義：根據(jù)曲軸結(jié)構(gòu)尺寸和載荷計(jì)算的應(yīng)力。

（2）計(jì)算：分別計(jì)算危險(xiǎn)截面——圓角處的（A）圓角彎曲應(yīng)力和（B）圓角扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，計(jì)算公式見書P257。

（3）所受力和力矩按危險(xiǎn)工況的最大值。3．形狀系數(shù)

（1）來由：曲軸有明顯的應(yīng)力局部增高的現(xiàn)象，也就是實(shí)際工作應(yīng)力大于名義應(yīng)力，而這種現(xiàn)象與曲軸的形狀有關(guān)，通常用形狀系數(shù)來表示。其實(shí)際為經(jīng)驗(yàn)和實(shí)測系數(shù)。（2）定義：最大實(shí)測應(yīng)力和名義應(yīng)力之比。（3）目的：由此計(jì)算實(shí)際應(yīng)力。

（4）考慮的結(jié)構(gòu)參數(shù)：主要有4個(gè)：圓角半徑、曲柄厚度、曲柄寬度、重疊度等。（5）求取形狀系數(shù)方法：通過實(shí)驗(yàn)和經(jīng)驗(yàn)分析，將這些影響因素用曲線和經(jīng)驗(yàn)公式表示出來，在使用時(shí)根據(jù)這些曲線和公式查找和計(jì)算形狀系數(shù)。（6）內(nèi)容：

（A）圓角彎曲形狀系數(shù)：在曲柄平面受純彎矩時(shí)，其圓角表面最大主應(yīng)力和圓角名義應(yīng)力之比，其公式和影響系數(shù)見書P258。

（B）圓角扭轉(zhuǎn)形狀系數(shù)：圓角表面最大切應(yīng)力和軸頸名義應(yīng)力之比，其公式和影響系數(shù)見書P259。

4．圓角疲勞強(qiáng)度計(jì)算

（1）目的：在多數(shù)情況下，首先在曲柄銷圓角出現(xiàn)疲勞裂紋，隨后裂紋向曲柄臂發(fā)展而導(dǎo)致曲軸斷裂。因此僅對承載（應(yīng)力幅）最大的曲柄銷圓角進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算就能基本滿足對曲軸設(shè)計(jì)的需要。（2）程序：（A）分別計(jì)算彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的應(yīng)力（應(yīng)力幅和平均應(yīng)力），公式見書P262。（B）分別計(jì)算純彎曲和純扭轉(zhuǎn)時(shí)的安全系數(shù)（公式見書P261）。（C）計(jì)算圓角安全系數(shù)（公式見書P261）。5．安全系數(shù)

曲軸安全系數(shù)是一經(jīng)驗(yàn)值，一般是根據(jù)經(jīng)驗(yàn)或類比方法確定，通常曲柄銷安全系數(shù) n≥1.5。

第四節(jié)

曲軸強(qiáng)化方法

一．設(shè)計(jì)方法

1．提高重疊度：曲柄銷和主軸頸的重疊度↑——曲軸剛度↑。

2．采用較大圓角R：R↑——圓角形狀系數(shù)↓——彎曲疲勞強(qiáng)度↑。

3．增加曲柄臂的厚度和寬度：厚度和寬度↑——曲柄臂抗彎模數(shù)↑。

4．軸頸上設(shè)計(jì)卸載槽：見書P267。二．工藝措施

1．圓角高頻淬火：軸頸表面感應(yīng)淬火——提高表面耐磨性；淬火殘余應(yīng)力——提高曲軸疲勞強(qiáng)度。

2．圓角滾壓：滾壓應(yīng)力產(chǎn)生圓角塑性變性——發(fā)生冷作硬化——提高曲軸疲勞強(qiáng)度。3．氮化：提高軸頸表面硬度；氮的滲入——產(chǎn)生殘余應(yīng)力——提高曲軸疲勞強(qiáng)度。常用。

第二篇：連桿設(shè)計(jì)說明書

連桿設(shè)計(jì)說明書

課程設(shè)計(jì)要求：

1.了解活塞、連桿、曲軸的設(shè)計(jì)基準(zhǔn)、工藝基準(zhǔn)、和加工基準(zhǔn)。2.正確的表達(dá)零件的形狀，合理布置試圖。3.正確理解和標(biāo)注尺寸公差和形位公差。4.能讀懂圖樣上的技術(shù)要求。5.正確編寫課程設(shè)計(jì)說明書。

6.熟練掌握AutoCAD繪制工程圖紙。連桿的作用

連桿的作用是將活塞承受的力傳給曲軸，并使活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。連桿由連桿體、連桿蓋、連桿螺栓和連桿軸瓦等零件組成，連桿體與連桿蓋分為連桿小頭、桿身和連桿大頭。連桿小頭用來安裝活塞銷，以連接活塞。連桿大頭與曲軸的連桿軸頸相連。一般做成分開式，與桿身切開的一半稱為連桿蓋，二者靠連桿螺栓連接為一體。連桿軸瓦安裝在連桿大頭孔座中，與曲軸上的連桿軸頸裝和在一起，是發(fā)動(dòng)機(jī)中最重要的配合副之一。常用的減磨合金主要有白合金、銅鉛合金和鋁基合金。

連桿機(jī)構(gòu)中兩端分別與主動(dòng)和從動(dòng)構(gòu)件鉸接以傳遞運(yùn)動(dòng)和力的桿件。例如在往復(fù)活塞式動(dòng)力機(jī)械和壓縮機(jī)中，用連桿來連接活塞與曲柄。連桿多為鋼件，其主體部分的截面多為圓形或工字形，兩端有孔，孔內(nèi)裝有青銅襯套或滾針軸承，供裝入軸銷而構(gòu)成鉸接。連桿是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)中的重要零件，它連接著活塞和曲軸，其作用是將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，并把作用在活塞上的力傳給曲軸以輸出功率。連桿在工作中，除承受燃燒室燃?xì)猱a(chǎn)生的壓力外，還要承受縱向和橫向的慣性力。因此，連桿在一個(gè)復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)下工作。它既受交變的拉壓應(yīng)力、又受彎曲應(yīng)力。連桿的主要損壞形式是疲勞斷裂和過量變形。通常疲勞斷裂的部位是在連桿上的三個(gè)高應(yīng)力區(qū)域。連桿的工作條件要求連桿具有較高的強(qiáng)度和抗疲勞性能；又要求具有足夠的鋼性和韌性。傳統(tǒng)連桿加工工藝中其材料一般采用45鋼、40Ｃr或40MnB等調(diào)質(zhì)鋼。

連桿組

連桿組包括連桿體、連桿蓋、小頭襯套、連桿瓦、連桿螺栓、連桿螺母等。在三維造型時(shí)，可以將連桿體、蓋、螺栓等作為一體，因小頭襯套材料為銅鉛合金，可以分開造型，然后組裝成一體進(jìn)行分析。

一般認(rèn)為連桿小頭隨活塞組作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭作隨曲拐作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，連桿桿身作復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。

將連桿組件的質(zhì)量轉(zhuǎn)換成集中于活塞銷中心的往復(fù)質(zhì)量m1和集中于曲柄銷的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量m2。根據(jù)力學(xué)原理：質(zhì)量轉(zhuǎn)換必須滿足下列3個(gè)條件： ① 質(zhì)量不變：簡化前后的質(zhì)量不變； ② 質(zhì)心位置不變：系統(tǒng)質(zhì)心與連桿組質(zhì)心重合。

③ 系統(tǒng)對質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變：簡化的質(zhì)量對質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和應(yīng)等于原來的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量； 連桿的受力

連桿是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)中的重要零件，它連接著活塞和曲軸，其作用是將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)榍S的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，并把作用在活塞上的力傳給曲軸以輸出功率。連桿在工作中，除承受燃燒室燃?xì)猱a(chǎn)生的壓力外，還要承受縱向和橫向的慣性力。因此，連桿在一個(gè)復(fù)雜的應(yīng)力狀態(tài)下工作。它既受交變的拉壓應(yīng)力、又受彎曲應(yīng)力。

連桿螺栓

連桿螺栓是連接連桿大端與軸承座的至關(guān)重要的連接螺栓。連桿螺栓的受力：

二沖程柴油機(jī)的連桿螺栓：預(yù)緊力。

四沖程柴油機(jī)的連桿螺栓：預(yù)緊力，慣性力拉伸，大端變形產(chǎn)生附加彎矩； 材料：選用韌性好，強(qiáng)度高的優(yōu)質(zhì)碳鋼或合金鋼；

結(jié)構(gòu)：耐疲勞的柔性結(jié)構(gòu)(增加螺栓長度，減小螺栓桿部直徑以增加螺栓柔 度)；精細(xì)加工螺栓螺紋；斷面變化處及螺紋處采用大圓角過渡；保證螺 栓 頭與螺母支承平面與螺紋中心線垂直。

連桿螺栓的類型：用螺帽連接與不用螺帽連接兩類。

連桿螺栓的安裝：必須嚴(yán)格按照說明書規(guī)定（安裝預(yù)緊力的大小、預(yù)緊方法、預(yù)緊次序等）。

連桿損壞形式

連桿的主要損壞形式是疲勞斷裂和過量變形。通常疲勞斷裂的部位是在連桿上的三個(gè)高應(yīng)力區(qū)域。連桿的工作條件要求連桿具有較高的強(qiáng)度和抗疲勞性能；又要求具有足夠的鋼性和韌性。傳統(tǒng)連桿加工工藝中其材料一般采用45鋼、40Ｃr或40MnB等調(diào)質(zhì)鋼，但現(xiàn)在國外所廣泛采用的先進(jìn)連桿裂解（conrod fracture splitting）的加工技術(shù)要求其脆性較大，硬度更高，因此，德國汽車企業(yè)生產(chǎn)的新型連桿材料多為C70S6高碳微合金非調(diào)質(zhì)鋼、SPLITASCO系列鍛鋼、frACTIM鍛鋼和S53CV-FS鍛鋼等(以上均為德國din標(biāo)準(zhǔn))。合金鋼雖具有很高強(qiáng)度，但對應(yīng)力集中很敏感。所以，在連桿外形、過渡圓角等方面需嚴(yán)格要求，還應(yīng)注意表面加工質(zhì)量以提高疲勞強(qiáng)度，否則高強(qiáng)度合金鋼的應(yīng)用并不能達(dá)到預(yù)期果。

對連桿的要求：

①連桿應(yīng)耐疲勞、抗沖擊，具有足夠的強(qiáng)度和剛度。②連桿長度應(yīng)盡量短，以降低發(fā)動(dòng)機(jī)的高度和總重量。

③要求連桿軸承工可靠壽命長重量加工容易拆裝維修方便。

連桿的工藝特點(diǎn)

(1)連桿體和蓋厚度不一樣，改善了加工工藝性。連桿蓋厚度為31mm，比連桿桿厚度單邊小3.8mm，蓋兩端面精度產(chǎn)品要求不高，可一次加工而成。由于加工面小，冷卻條件好，使加工振動(dòng)和磨削燒傷不易產(chǎn)生。連桿桿和蓋裝配后不存在端面不一致的問題，故連桿兩端面的精磨不需要在裝配后進(jìn)行，可在螺栓孔加工之前。螺栓孔、軸瓦對端面的位置精度可由加工精度直接保證，而不會受精磨加工精度的影響。

(2)連桿小頭兩端面由斜面和一段窄平面組成。這種楔形結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)可增大其承壓面積，以提高活塞的強(qiáng)度和剛性。在加工方面，與一般連桿相比，增加了斜面加工和小頭孔兩斜面上倒角工序；用提高零件定位及壓頭導(dǎo)向精度來避免襯套壓偏現(xiàn)象的發(fā)生，但卻增加了壓襯套工序加工的難度。

(3)帶止口斜結(jié)合面。連桿結(jié)合面結(jié)構(gòu)種類較多，有平切口和斜切口，還有鍵槽形、鋸齒形和帶止口的。該連桿為帶止口斜結(jié)合面。

精加工基準(zhǔn)采用了無間隙定位方法，在產(chǎn)品設(shè)計(jì)出定位基準(zhǔn)面。在連桿桿和總成的加工中，采用桿端面、小頭頂面和側(cè)面、大頭側(cè)面的加工定位方式；在螺栓孔至止口斜結(jié)合面加工工序的連桿蓋加工中，采用了以其端面、螺栓兩座面、一螺栓座面的側(cè)面的加工定位方法。這種重復(fù)定位精度高且穩(wěn)定可靠的定位、夾緊方法，可使零件變形小，操作方便，能通用于從粗加工到精加工中的各道工序。由于定位基準(zhǔn)統(tǒng)一，使各工序中定位點(diǎn)的大小及位置也保持相同。這些都為穩(wěn)定工藝、保證加工精度提供了良好的條件。

連桿加工的工藝流程

連桿加工的工藝流程是：拉大小頭兩端面——粗磨大小頭兩端面→拉連桿大小頭側(cè)定位面→拉連桿蓋兩端面及桿兩端面倒角→拉小頭兩斜面→粗拉螺栓座面，拉配對打字面、去重凸臺面及蓋定位側(cè)面→粗鏜桿身下半圓、倒角及小頭孔→粗鏜桿身上半圓、小頭孔及大小頭孔倒角→清洗零件→零件探傷、退磁→精銑螺栓座面及R5圓弧→銑斷桿、蓋→小頭孔兩斜端面上倒角→精磨連桿桿身兩端面→加工螺栓孔→拉桿、蓋結(jié)合面及倒角→去配對桿蓋毛刺→清洗配對桿蓋→檢測配對桿蓋結(jié)合面精度→人工裝配→扭緊螺栓→打印桿蓋配對標(biāo)記號→粗鏜大頭孔及兩側(cè)倒角→半精鏜大頭孔及精鏜小頭襯套底孔→檢查大頭孔及精鏜小頭襯套底孔精度→壓入小頭孔襯套→稱重去重→精鏜大頭孔、小頭襯套孔→清洗→最終檢查→成品防銹。

設(shè)計(jì)小結(jié)

本次設(shè)計(jì)是我們學(xué)完了大學(xué)的全部基礎(chǔ)課、技術(shù)基礎(chǔ)課以及大部分專業(yè)課之后進(jìn)行的。這是我們在進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)之前對所學(xué)各課程的一次深入的綜合性的總復(fù)習(xí)，也是一次理論聯(lián)系實(shí)際的訓(xùn)練。它在我們大學(xué)四年的大學(xué)生活中占有重要的地位，因此，我對本次課程設(shè)計(jì)非常重視。

我們這次的設(shè)計(jì)、學(xué)習(xí)是分階段進(jìn)行的，還不能做到全局把握，面面俱到，因而不可避免地會出現(xiàn)一些問題和缺點(diǎn)。通過對本次課程設(shè)計(jì)過程及老師指點(diǎn)的回顧和總結(jié)，可以系統(tǒng)地分析一下整個(gè)設(shè)計(jì)、學(xué)習(xí)過程中所存在的問題。通過總結(jié)，還可以把平時(shí)聽課時(shí)還沒有弄懂、弄透的問題加以學(xué)習(xí)鞏固，以獲得更多的收獲，更好的達(dá)到課程設(shè)計(jì)的預(yù)期目的和意義。

此次課程設(shè)計(jì)對給定的零件圖分析并進(jìn)行CAD繪圖，考查了我們對零件圖的讀圖能力以及CAD的使用能力，利用近兩個(gè)星期的課程設(shè)計(jì)，加深了對所學(xué)知識的理解，有助于今后工作。本次課程設(shè)計(jì)使我更加熟練的掌握了AUTOCAD的使用方法，并獲得了很多以前沒有學(xué)到的使用技巧。

第三篇：發(fā)動(dòng)機(jī)連桿設(shè)計(jì)說明書

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿設(shè)計(jì)說明書

學(xué)

院：

機(jī)電工程學(xué)院

專業(yè)年級：

交通班

姓

名：

學(xué)

號：

指導(dǎo)教師：

2011

年X月

X日

連桿的設(shè)計(jì)

1.1

連桿的工作情況、設(shè)計(jì)要求和材料選用

1、工作情況

連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。因此，連桿體除有上下運(yùn)動(dòng)外，還左右擺動(dòng)，做復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)。

2、設(shè)計(jì)要求

連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)首先保證連桿具有在足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)鋼度。如果強(qiáng)度不足，就會發(fā)生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴(yán)重事故。

所以設(shè)計(jì)連桿的一個(gè)主要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的剛度和強(qiáng)度。為此，必須選用高強(qiáng)度的材料；合理的結(jié)構(gòu)形狀和尺寸。

3、材料的選擇

為了保證連桿在結(jié)構(gòu)輕巧的條件下有足夠的剛度和強(qiáng)度，采用精選含碳量的優(yōu)質(zhì)中碳結(jié)構(gòu)鋼45模鍛，表面噴丸強(qiáng)化處理，提高強(qiáng)度。

1.2

連桿長度的確定

設(shè)計(jì)連桿時(shí)首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，通常0.3125，取，則。

1.3

連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算

1、連桿小頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

連桿小頭主要結(jié)構(gòu)尺寸如圖1所示。

為了改善磨損，小頭孔中以一定過盈量壓入耐磨襯套，襯套大多用耐磨錫青銅鑄造，這種襯套的厚度一般為，取，則小頭孔直徑，小頭外徑，取。

2、連桿小頭的強(qiáng)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(shí)溫度升高，過盈增大，小頭斷面中的應(yīng)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(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算。

圖1

連桿小頭主要結(jié)果尺寸

（1）襯套過盈配合的預(yù)緊力及溫度升高引起的應(yīng)力

計(jì)算時(shí)把連桿小頭和襯套當(dāng)作兩個(gè)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：

（1）

式中：—襯套壓入時(shí)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[10]；

—襯套材料的彈性模數(shù)，青銅；

計(jì)算小頭承受的徑向壓力為：

由徑向均布力引起小頭外側(cè)及內(nèi)側(cè)纖維上的應(yīng)力，可按厚壁筒公式計(jì)算，外表面應(yīng)力

（2）

內(nèi)表面應(yīng)力

（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(yīng)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：

（4）

式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），取；

—材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；

—應(yīng)力幅，；

—平均應(yīng)力，；

—工藝系數(shù)，取0.5；

則

連桿小頭的疲勞強(qiáng)度的安全系數(shù)，一般約在范圍之內(nèi)[4]。

3、連桿小頭的剛度計(jì)算

當(dāng)采用浮動(dòng)式活塞銷時(shí)，必須計(jì)算連桿小頭在水平方向由于往復(fù)慣性力而引起的直徑變形，其經(jīng)驗(yàn)公式為:

（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(dòng)機(jī)，此變形量的許可值應(yīng)小于直徑方向間隙的一半，標(biāo)準(zhǔn)間隙一般為，則校核合格。

1.4

連桿桿身的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度計(jì)算

1、連桿桿身結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)

連桿桿身從彎曲剛度和鍛造工藝性考慮，采用工字形斷面，桿身截面寬度約等于(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、連桿桿身的強(qiáng)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(jì)算斷面以上做往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量的慣性力的拉伸，在爆發(fā)行程，則受燃?xì)鈮毫蛻T性力差值的壓縮，為了計(jì)算疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)，必須現(xiàn)求出計(jì)算斷面的最大拉伸、壓縮應(yīng)力。

（1）最大拉伸應(yīng)力

由最大拉伸力引起的拉伸應(yīng)力為：

（6）

式中：—連桿桿身的斷面面積，汽油機(jī)，為活塞投影面積，取。

則最大拉伸應(yīng)力為：

（2）桿身的壓縮與縱向彎曲應(yīng)力

桿身承受的壓縮力最大值發(fā)生在做功行程中最大燃?xì)庾饔昧r(shí)，并可認(rèn)為是在上止點(diǎn)，最大壓縮力為：

（7）

連桿承受最大壓縮力時(shí)，桿身中間斷面產(chǎn)生縱向彎曲。此時(shí)連桿在擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲，可認(rèn)為連桿兩端為鉸支，長度為；在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)的彎曲可認(rèn)為桿身兩端為固定支點(diǎn)，長度為，因此在擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

（8）

式中：—系數(shù)，對于常用鋼材，取；

—計(jì)算斷面對垂直于擺動(dòng)平面的軸線的慣性矩。；

將式（8）改為：

（9）

式中

—連桿系數(shù)，；

則擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

同理，在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)力為：

（10）

將式（10）改成（11）

式中：—連桿系數(shù)。

則在垂直于擺動(dòng)平面內(nèi)的合成應(yīng)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(yīng)力，看作是循環(huán)中的最小應(yīng)力，即可求得桿身的疲勞安全系數(shù)。

循環(huán)的應(yīng)力幅和平均應(yīng)力，在連桿擺動(dòng)平面為：

（12）

（13）

在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)為：

（14）

連桿桿身的安全系數(shù)為：

（15）

式中：—材料在對稱循環(huán)下的拉壓疲勞極限，（合金鋼），取；

—材料對應(yīng)力循環(huán)不對稱的敏感系數(shù)，取=0.2；

—工藝系數(shù)，取0.45。

則在連桿擺動(dòng)平面內(nèi)連桿桿身的安全系數(shù)為：

在垂直擺動(dòng)平面內(nèi)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(nèi)，則校核合格。

1.5

連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與強(qiáng)度、剛度計(jì)算

1、連桿大頭的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與主要尺寸

連桿大頭的結(jié)構(gòu)與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、長度、連桿軸瓦厚度和連桿螺栓直徑。其中大頭寬度，軸瓦厚度，取，大頭孔直徑。

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(jié)構(gòu)剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，取，一般螺栓孔外側(cè)壁厚不小于2毫米，取3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、連桿大頭的強(qiáng)度校核

假設(shè)通過螺栓的緊固連接，把大頭與大頭蓋近似視為一個(gè)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(jìn)氣沖程開始的，計(jì)算得：

作用在危險(xiǎn)斷面上的彎矩和法向力由經(jīng)驗(yàn)公式求得：

（16）

由此求得作用于大頭蓋中間斷面的彎矩為：

（17）

作用于大頭蓋中間斷面的法向力為：

（18）

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(yīng)力為：

式中：—大頭蓋斷面的抗彎斷面系數(shù)，計(jì)算連桿大頭蓋的應(yīng)力為：

一般發(fā)動(dòng)機(jī)連桿大頭蓋的應(yīng)力許用值為，則校核合格。

連桿螺栓的設(shè)計(jì)

2.1

連桿螺栓的工作負(fù)荷與預(yù)緊力

根據(jù)氣缸直徑初選連桿螺紋直徑，根據(jù)統(tǒng)計(jì)，取。

發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)連桿螺栓受到兩種力的作用：預(yù)緊力和最大拉伸載荷，預(yù)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(yù)緊力；二是保證發(fā)動(dòng)機(jī)工作時(shí)，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開所必須具有的預(yù)緊力[15]。

連桿上的螺栓數(shù)目為2，則每個(gè)螺栓承受的最大拉伸載荷為往復(fù)慣性力和旋轉(zhuǎn)慣性力在氣缸中心線上的分力之和，即

（19）

軸瓦過盈量所必須具有的預(yù)緊力由軸瓦最小應(yīng)力，由實(shí)測統(tǒng)計(jì)可得一般為，取30，由于發(fā)動(dòng)機(jī)可能超速，也可能發(fā)生活塞拉缸，應(yīng)較理論計(jì)算值大些，一般取，取。

2.2

連桿螺栓的屈服強(qiáng)度校核和疲勞計(jì)算

連桿螺栓預(yù)緊力不足不能保證連接的可靠性，但預(yù)緊力過大則可能引起材料超出屈服極限，則應(yīng)校核屈服強(qiáng)度，滿足

（20）

式中：—螺栓最小截面積，；

—螺栓的總預(yù)緊力，；

—安全系數(shù)，取1.7；

—材料的屈服極限，一般在800以上[16]。

那么連桿螺栓的屈服強(qiáng)度為：

則校核合格。

小結(jié)

本文在設(shè)計(jì)連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設(shè)計(jì)要求，并選擇了適當(dāng)?shù)牟牧希缓蠓謩e確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，并進(jìn)行了強(qiáng)度了剛度的校核，使其滿足實(shí)際加工的要求，最后根據(jù)工作負(fù)荷和預(yù)緊力選擇了連桿螺栓，并行檢驗(yàn)校核。

第四篇：連桿加工夾具設(shè)計(jì)說明書

目錄

1、前言···································································· 2

2、設(shè)計(jì)任務(wù)及工況要求················································ 2

3、連桿零件分析························································ 2

4、設(shè)計(jì)條件······························································ 3

5、專用夾具的設(shè)計(jì)······················································ 4

5.1、本夾具的功用······················································· 4

5.2、設(shè)計(jì)方案分析比較·················································· 4

5.3、夾具工作原理······················································· 6

6、定位誤差計(jì)算························································ 6

7、夾緊力的計(jì)算與強(qiáng)度校核············································ 7

7.1、夾緊力的計(jì)算······················································ 7

7.2、強(qiáng)度校核··························································

8、夾具特點(diǎn)及使用說明················································ 8

9、心得體會····························································· 9

10、參考文獻(xiàn)···························································· 9

銑連桿小頭油槽夾具設(shè)計(jì)說明書

1、前言

連桿在工作過程中，連桿小頭油槽收集飛濺的潤滑油，并通過連桿小頭孔襯套上的小孔將潤滑油引導(dǎo)到活塞銷上，起到潤滑、冷卻活塞銷和活塞小頭孔襯套的作用。因此要求連桿小頭油槽不僅要位于連桿小頭頂部并銑穿，而且要有一定的對稱度；但在整個(gè)連桿加工過程中，銑連桿小頭油槽并不是一道非常重要的工序。連桿小頭油槽加工后形成的表面，在后續(xù)的工序中，不會用其做定位或夾緊使用，所以銑連桿小頭油槽的加工精度要求不高。

2、設(shè)計(jì)任務(wù)及工況要求

運(yùn)用所學(xué)機(jī)械制造工程學(xué)等基本理論知識，正確解決連桿在加工時(shí)的定位和夾緊問題，選擇合理的方案，進(jìn)行必要的計(jì)算，為492Q汽油機(jī)連桿的機(jī)械加工中的“銑連桿小頭油槽”這一工序設(shè)計(jì)一套專用夾具，努力做到使其具有質(zhì)優(yōu)、高效、低成本的特點(diǎn)。

連桿作為汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的關(guān)鍵零部件，使用量很大，在連桿加工工廠通常采用中批量或大批量生產(chǎn)，實(shí)行生產(chǎn)流水線作業(yè)。因此加工連桿小頭油槽可以選用臥式銑床X51，液壓夾緊。

3、連桿零件分析

連桿是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的主要傳動(dòng)機(jī)構(gòu)之一，在發(fā)動(dòng)機(jī)缸體內(nèi)將活塞與曲軸連接起來，實(shí)現(xiàn)活塞與曲軸之間力的傳遞，將活塞的往復(fù)直線運(yùn)動(dòng)可逆地轉(zhuǎn)化為曲軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，并實(shí)現(xiàn)功率的輸出。

連桿通常是一種細(xì)長的變截面非圓桿件，由從大頭到小頭逐步變小的工字型截面的連桿體、連桿蓋、螺栓及螺母等組成。不同結(jié)構(gòu)的發(fā)動(dòng)機(jī)，連桿的結(jié)構(gòu)略有差異，但基本上都是由活塞銷孔端（小頭）、連桿身、曲柄銷孔端（大頭）三部分組成。連桿大頭孔套在曲軸連桿軸徑上，為了便于安裝，連桿一般自大頭孔處分開成連桿體和連桿蓋兩部分，然后用連桿螺栓連接。為了減少磨損，大頭孔內(nèi)裝有上下兩片軸瓦；連桿小頭孔與活塞銷相連，小頭孔內(nèi)壓入銅襯套，孔內(nèi)設(shè)有油槽，小頭頂部設(shè)有油孔，通過飛濺潤滑實(shí)現(xiàn)。為了減少慣性力，并有一定的剛度，連桿身采用工字型斷面。因此連桿工藝特點(diǎn)：外形復(fù)雜，不易定位；連桿的大、小頭是由細(xì)長的桿身相連，故剛性差，易彎曲、變形；尺寸精度、形位精度和表面質(zhì)量要求高。

連桿在工作過程中主要受三個(gè)方向的作用力：活塞頂上壓縮氣體力、活塞桿 2 組的往復(fù)運(yùn)動(dòng)慣性力，連桿高速擺動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的橫向慣性力

連桿的主要加工表面：連桿大、小頭孔；連桿大、小頭端面；連桿大頭剖分面及連桿螺栓孔等。

（1）大小端孔的精度要求：為了使大端孔與軸瓦及曲軸、小端孔與活塞銷能密切配合，減少沖擊的不良影響和便于傳熱，采用分組裝配法。（2）大小端孔中心線在兩個(gè)互相垂直方向的平行度：兩孔軸心線在連桿軸線方向的平行度誤差會使活塞在汽缸中傾斜，增加活塞與汽缸的摩擦力，從而造成汽缸壁損加劇。

（3）大小端孔的中心距：大小端孔的中心距影響汽缸的壓縮比，所以對其要求很高。

（4）大端孔兩端面對大端孔軸線的垂直度：此參數(shù)影響軸瓦的安裝和磨

損。

（5）連接螺栓孔：螺栓孔中心線對蓋體結(jié)合面與螺栓及螺母坐面的不垂直，會增加連桿螺栓的彎曲變形和扭轉(zhuǎn)變形，并影響螺栓伸長量而削弱螺栓強(qiáng)度。

（6）連桿螺栓預(yù)緊力要求：連桿螺栓裝配時(shí)的預(yù)緊力如果過小，工作時(shí)一旦脫開，則交變載荷能迅速導(dǎo)致螺栓斷裂。

（7）對連桿重量的要求：為了保證發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，連桿大、小頭重量和整臺發(fā)動(dòng)機(jī)上的一組連桿的重量按圖紙的規(guī)定嚴(yán)格要求。

（8）軸瓦槽：對槽頭的要求非常高。

由于連桿在工作中承受多種急劇變化的動(dòng)載荷，所以要求其材料具有足夠的疲勞強(qiáng)度及剛度要求，而且還要使其縱剖面的金屬宏觀組織纖維方向應(yīng)沿連桿中心線并與連桿外形相符合，不得有裂紋、斷裂、疏松、扭曲、氣泡、氣孔、分層和雜質(zhì)等缺陷。

連桿成品的金相顯微組織應(yīng)為均勻的細(xì)晶結(jié)構(gòu)，不允許有片狀鐵素體。

4、設(shè)計(jì)條件

加工工序中，在“銑連桿小頭油槽”工序之前，已經(jīng)完成了對連桿雙端面和側(cè)面的精加工，并且完成了連桿鉆擴(kuò)小頭孔的加工工藝，因此在定位夾緊時(shí)可以選擇已加工表面作為定位基準(zhǔn)。

而連桿的加工在工廠實(shí)行生產(chǎn)流水線作業(yè)，進(jìn)行大批量的生產(chǎn)，要求生產(chǎn)效率高，并且盡量降低工人勞動(dòng)強(qiáng)度和生產(chǎn)成本。通用機(jī)床X51可以滿足本工序的加工要求，因此可設(shè)計(jì)與X51工作臺配套使用的夾具，并選用液壓自動(dòng)夾緊的方式以降低勞動(dòng)強(qiáng)度，提高生產(chǎn)效率。

5、專用夾具的設(shè)計(jì)

5.1、本夾具的功用

在機(jī)床上進(jìn)行加工工件工程中，為了使工件的表面以及各項(xiàng)指標(biāo)能夠達(dá)到圖紙規(guī)定的尺寸、幾何形狀以及與其他表面的相互位置精度等技術(shù)要求，在加工前必須將工件定位、夾緊。本夾具主要用于銑連桿小頭油槽，它采用通用的定位元件，使被加工的連桿在夾具的安裝過程能夠迅速實(shí)現(xiàn)定位夾緊。夾具只有安裝到機(jī)床的工作臺上才能實(shí)現(xiàn)被加工工件的加工工序，因此本夾具的另一功用是連接安裝到臥式銑床X51的工作臺上。

5.2、設(shè)計(jì)方案比較分析

根據(jù)本工序“銑連桿小頭油槽”的加工工藝要求，選用臥式銑床X51，3mm盤狀銑刀進(jìn)行銑削加工。故被加工零件——連桿的定位夾緊，根據(jù)加工工藝方法，可以有多種方案。方案

一、定位元件：支撐板、圓柱銷、削邊銷；

夾緊裝置：液壓自動(dòng)夾緊，直壓板；

定位夾緊原理如下圖：

1、小頭支撐板

2、削邊銷

3、加緊壓板

4、大頭支撐板

5、圓柱銷

方案

二、定位元件：支撐板、圓柱銷、定位塊；

夾緊裝置：液壓自動(dòng)夾緊，直壓板；

定位夾緊原理圖如下：

1、小頭支撐板

2、可換定位銷

3、夾緊壓板

4、定位塊

5、大頭支撐板

方案一中采用“一面雙銷”的定位方式，能夠限制使得夾具結(jié)構(gòu)簡單，但由于在本道工序之前，連桿大頭孔還是毛坯面，沒有進(jìn)行加工，因此基準(zhǔn)精度很低；且考慮到鍛造連桿時(shí)的模型錐度，用圓柱銷定位連桿大頭孔，還存在定位可靠性差的缺點(diǎn)。

方案二采用大小頭支撐板、定位銷和定位塊作為定位元件。在本道工序之前，連桿大小頭雙端面和側(cè)面及連桿小頭孔已經(jīng)進(jìn)行了精加工，選用上述已加工表面為定位面，基準(zhǔn)精度較高，定位準(zhǔn)確，可靠性高且安裝方便，只是夾具夾具結(jié)構(gòu)與方案一相比稍顯復(fù)雜。

綜上所述，方案二優(yōu)點(diǎn)明顯，好于方案一，故選用方案二作為本道工序“銑連桿小頭油槽”的夾具設(shè)計(jì)方案。

5.3、夾具工作原理

本工序“銑連桿小頭油槽”夾具設(shè)計(jì)原理方案如下圖所示。大小頭的支撐板支撐連桿端面，限制連桿的3個(gè)自由度；可換定位銷套在連桿小頭孔內(nèi)，限制2個(gè)自由度；定位塊與連桿大頭側(cè)面相連，限制1個(gè)自由度；因此本夾具可以實(shí)現(xiàn)“銑連桿小頭油槽”工藝的完全定位。

1、小頭支撐板

2、可換定位銷

3、夾緊壓板

4、定位塊

5、大頭支撐板

6、定位誤差計(jì)算

由于位于小頭頂部的定位面的定位尺寸為6.2±0.05，因此基準(zhǔn)不重合誤差ΔB為δ差

D/2。定位孔與軸可以在任意方向上接觸，此種情況下，定位基準(zhǔn)可以在任意方向上變動(dòng)，其最大變動(dòng)量為孔徑最大與軸頸最小時(shí)的間隙，所以基準(zhǔn)位移誤

?Y?Dmax?dmin??D??d??式中，δD、δd、Δ分別為定位孔、軸的尺寸公差和孔軸配合的最小間隙。

由于ΔB和ΔY變化方向相反，所以定位誤差 ?D??Y??B??D??d??2 6 帶入數(shù)據(jù)：δD=0.012，δd=0.03，Δ=0.01，得到：ΔD=0.046mm。

7、夾緊力的計(jì)算和強(qiáng)度校核

7.1、夾緊力的計(jì)算

由【1】知：銑削切削力計(jì)算公式為：

P = Cp·t 0.86·Sz

0.7

2·D

-0.86

·B·z·kp

由于本工序“銑連桿小頭油槽”使用臥式銑床X51，盤狀銑刀，直徑D為75mm,寬度B為3mm，模數(shù)m 為3.50；連桿材料為40Cr，屬于中碳合金結(jié)構(gòu)鋼，σ為980MPa；

故由【1】知：

bCp = 808 N Sz = 0.01 mm D = 75 mm

0.8B = 3 mm z =12 kp =(σb/736)由連桿加工工藝圖可知：t = 8.3 mm 所以可以得出：

P = Cp·t·Sz·D·B·z·kp

0.860.72-0.860.8 = 808×8.3×0.01×75×3×12×(980/736)N

= 200 N

由【2】知：鋼與鋼的摩擦因數(shù)μ=0.3，理論夾緊力F: 0.860.72-0.86F = F·μ 即 F = P/μ

所以可以得出：

F = P/μ = 200/0.3 = 667 N

由【1】知：夾緊力計(jì)算公式為：

Fk = F·K K = Ko·K1·K2·K3·K4·K5·K6

由工藝規(guī)程可知Ko = 1.4 K1=1.2 K3 = 1.0 K4 = 1.0 K5 = 1.0 K6 = 1.0

故可知實(shí)際所需夾緊力Fk:

Fk = F·K = F·Ko·K1·K2·K3·K4·K5·K6 = 667×1.4×1.2×1×1×1×1 = 1120 N 7.2、強(qiáng)度校核

壓板強(qiáng)度校核：

由理論力學(xué)知識，對壓板受力分析可知，壓板所受的最大力矩M

M = Fk·L = 1120×0.86 N·m = 963.2 N·m

由于壓板厚度厚度H 為20mm，壓板寬度B2為50mm。所以彎曲應(yīng)力σp為：

σp = M/S = M/(H·B2)= 963.2÷0.2÷0.5 = 9632 Pa

而壓板材料為45鋼材，【σp】 為600 MPa，故壓板強(qiáng)度足夠。

壓板螺釘強(qiáng)度校核：

有理論力學(xué)知識可知，壓板螺釘為M16，所受的拉力同為5880 N ,所以壓板螺釘所受的拉應(yīng)力σp為：

σp = Fk /(πr)= 1120÷π÷0.16 = 13926 Pa

而壓板螺釘?shù)牟牧?Q235 的【σb】為375—500 MPa，故壓板螺釘?shù)膹?qiáng)度足夠。228、夾具特點(diǎn)及其使用說明

本工序“銑連桿小頭油槽”所用的夾具，定位元件由大小頭支撐板、可換定位銷、大頭定位塊組成，定位精確可靠，結(jié)構(gòu)比較簡單，安裝使用方便；且由于使用液壓自動(dòng)夾緊，降低了工人的勞動(dòng)強(qiáng)度，提高了生產(chǎn)效率。夾具在使用過程中，要注意定期維護(hù)檢測

9、心得體會

伴隨著機(jī)械制造工程學(xué)課程設(shè)計(jì)的開始，我們也踏入了大學(xué)的最后一年。雖然我們進(jìn)入了大四，雖然我們在開學(xué)時(shí)僅僅有這一項(xiàng)學(xué)習(xí)任務(wù)，雖然我們課程設(shè)計(jì)的要求不如機(jī)械設(shè)計(jì)制作系的高，但由于種種的原因，我還是感覺到時(shí)間的緊迫。還好這一切幾乎都在計(jì)劃中進(jìn)行，雖不能說是忙而不亂，有條不紊，但還是漸漸地完成了各項(xiàng)任務(wù)。而這其中機(jī)械制造工程學(xué)課程設(shè)計(jì)則是其中一項(xiàng)比較有意義的收獲。

我課程設(shè)計(jì)的任務(wù)是“銑連桿小頭油槽”加工工序的夾具設(shè)計(jì)，雖然是較為簡單的一項(xiàng)，但麻雀雖小，五臟俱全。從方案的設(shè)計(jì)制定，到定位元件、夾緊機(jī)構(gòu)的選用，再到定位誤差與夾緊力的計(jì)算與校核，每一個(gè)步驟都認(rèn)真地查閱資料，從中收獲頗豐。

這次課程設(shè)計(jì)不僅是對學(xué)過知識的復(fù)習(xí)與鞏固，也是一種實(shí)踐的檢查和聯(lián)系，更是一種對設(shè)計(jì)研究的探索和嘗試。我們的大學(xué)生活，快要結(jié)束了，很快就要走上工作崗位或從事研究工作。我相信經(jīng)過大學(xué)這樣一次又一次的課程設(shè)計(jì)，未來的路雖然很漫長，但我們有能力克服前進(jìn)路上的一切困難，迎來勝利的曙光！

10、參考文獻(xiàn)

【1】 《機(jī)床夾具設(shè)計(jì)手冊》 中國農(nóng)業(yè)大學(xué)工學(xué)院機(jī)械設(shè)計(jì)制造系

【2】 《機(jī)械零件手冊》 周開勤 主編 高等教育出版社 【3】 《機(jī)械制造工程學(xué)》 李偉、譚豫之 主編 機(jī)械工業(yè)出版社 【4】 《切削用量簡明手冊》 艾興、肖詩 主編 機(jī)械工業(yè)出版社

第五篇：發(fā)動(dòng)機(jī)連桿輕量化設(shè)計(jì)解析

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿輕量化設(shè)計(jì)

0 引 言

連桿是發(fā)動(dòng)機(jī)中傳遞動(dòng)力的重要零件。它將活塞的往復(fù)運(yùn)動(dòng)變?yōu)閰^(qū)軸的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)并把作用在活塞組上的力傳給曲軸。連桿主要承受氣體壓力和往復(fù)慣性力所產(chǎn)生的交變載荷。因此在設(shè)計(jì)連桿時(shí)應(yīng)首先保證其具有足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度。顯然為了增加連桿的強(qiáng)度和剛度不能簡單地加大結(jié)構(gòu)尺寸因?yàn)檫B桿重量的增加會使慣性力相應(yīng)增加所以連桿設(shè)計(jì)的一個(gè)重要要求是在盡可能輕巧的結(jié)構(gòu)下保證足夠的強(qiáng)度和剛度即連桿輕量化設(shè)計(jì)是最終設(shè)計(jì)目標(biāo)。

為了優(yōu)化設(shè)計(jì)某發(fā)動(dòng)機(jī)連桿減輕連桿重量選用朝柴發(fā)動(dòng)機(jī)連桿作為評判的參考樣品。分析某連桿發(fā)動(dòng)機(jī)連桿現(xiàn)生產(chǎn)方案及其3 種改進(jìn)設(shè)計(jì)方案以連桿疲勞安全系數(shù)為量的指標(biāo)從3種改進(jìn)設(shè)計(jì)方案中選出滿足強(qiáng)度和剛度設(shè)計(jì)要求的重量最輕的方案為最終優(yōu)化設(shè)計(jì)方案。1 有限元模型的建立

1.1 網(wǎng)格劃分

發(fā)動(dòng)機(jī)連桿是由連桿體連桿蓋連桿軸瓦和連桿螺栓等零件組成連桿螺栓以巨大的預(yù)緊力5104 N 把連桿體和連桿蓋連接在一起連桿軸瓦主要起耐磨作用因此進(jìn)行有限元分析時(shí)不考慮連桿軸瓦和連桿螺栓而代之以連接預(yù)緊力作用于連桿體和連桿蓋上連桿體和連桿蓋接觸面考慮接觸和摩擦力。由于連桿結(jié)構(gòu)和載荷的對稱性。在建模型時(shí)僅取其一半結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元模型化。連桿的有限元模型采用四面體單元。

本文CAE分析前后處理軟件為Altair/Hyper Mesh V7.0 分析軟件為MSC Nastran 2001 各方案有限元模型規(guī)模見表1，有限元分析模型見圖1。

圖 1 有限元模型和連桿邊界條件示意圖

1.2 連桿有限元模型受力和約束

連桿總成的往復(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力:

活塞組的往復(fù)慣性力：

拉伸工況下連桿大頭載荷：

拉伸工況下連桿小頭載荷：

活塞最大爆發(fā)壓力載荷：

壓縮工況下連桿大頭受壓力：

壓縮工況下連桿小頭受壓力：

拉伸工況下沿連桿小頭方向施加連桿總成的往復(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力：

壓縮工況下沿連桿小頭方向施加連桿總成的往復(fù)和旋轉(zhuǎn)慣性力：