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。.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。.本章小结本章在设计连杆的过程中，是很重要环，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。第章连杆的强度刚度计算.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.所示。图.连杆小头主要结果尺寸.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.式中衬套压入时的过盈般青铜衬套，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.内表面应力.的允许值般为，校核合格。.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.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.。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.左右，般约在范围之内，基本符合要求。.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.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。则对于般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的半，标准间隙般为，则校核合格。.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。.最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为.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.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.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.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.改为.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.将式.改成.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。.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，在连杆摆动平面为在垂直摆动平面内为连杆杆身的安全系数为.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.工艺系数取.。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。.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.作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得.由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为.作用于大头盖中间断面的法向力为.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.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般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。.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和最大拉伸载荷，预紧力由两部分组成是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力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。连杆上的螺栓数目为，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.轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得般为，取，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，般取，取。.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.式中螺栓最小截面积螺栓的总预紧力安全系数取.材料的屈服极限，般在以上。那么连杆螺栓的屈服强度为则校核合格。.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。第章连杆三维模型的建立及有限元分析根据上章已经设计出来的连杆结构和尺寸，运用进行三维建模。因为过程中有很多的步骤，不可能详列，故本论文省略了些小的过程，只将建模的些关键过程记录下来。.建立连杆大小头及杆身建立新文件.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，不实用缺省模版，单击确定，如图所示。图建立连杆体主体.选择面。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。.选择拉伸厚度.。.选择基准平面命令，参照面，偏距平移输入.。.选择面，选择菜单中的插入拉伸命令进入。.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。.选择去材料。.选择面，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，如图所示。图连杆主体建立连杆大头和小头.建立面，输入.。.以面为基准，向两边使用拉伸命令。.同上，以面为基准，向两边使用拉伸命令，如图所示。图连杆大头建立小头油孔.建立面。.选择面，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，如图所示。图连杆小头油孔建立连杆凹槽.选择大头的两个平面，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。建立连杆大头部位凸台.选择大头平切口所在平面，如图所示。图连杆平切口凸台.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。.再根据上步命令，使用拉伸命令。.使用拉伸命令补充其中空位，如图所示。图建立螺栓孔.继续选择凸台的平切口为基准面。.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。.连杆体完成，如图所示。图连杆体.建立连杆端盖建立连杆端盖的过程比较简单，很多过程与上部分相似，这里不再赘述。建成的连杆端盖如图所示。图连杆大头端盖.建立连杆螺栓螺母和垫圈.建立新文件。.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。.建立螺纹主体。如图所示。使用拉伸命令，建立圆柱。使用螺旋命令，建立螺纹。.建立螺母。如图所示。.建立垫圈。如图所示。图连杆螺栓体.建立轴瓦及衬套.建立轴瓦的过程比较简单，很多过程与上部分相似，这里不再赘述，建成的连杆端盖如图所示。图连杆轴瓦.建立衬套的过程比较简单，很多过程与上部分相似，这里不再赘述，建成的连杆端盖如图所示。图连杆衬套最终完成连杆如图所示。图连杆图.连杆工况选择与载荷计算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。连杆载荷的计算.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的最大往复惯性力.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.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.大头内孔表面的面积为.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.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最大受压工况已知气缸内最大爆发压力为.气缸内气体最大爆发压力的瞬间，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.这个力在小头内孔表面积上产生的压力为.连杆大头上的载荷为.这个力在大头内孔表面的面积上产生的压力为连杆几何模型的建立利用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