基于UG的柴油机连杆三维建模及有限元分析.doc

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1、目 录前言4第一章 绪 论51.1 柴油机连杆研究的意义及本文主要工作51.2 国内外研究现状及存在的问题51.3 本文主要工作5第二章 连杆的结构特点及基本设计62.1 连杆的结构特点分析62.1.1 连杆的运动分析62.1.2 连杆的受力分析62.1.3 连杆的结构分析62.2 连杆的工作条件和设计要点72.3 连杆基本尺寸的确定72.3.1连杆小头92.3.2连杆杆身92.3.3 连杆大头102.4 过渡区11第三章 柴油机连杆三维模型的建立113.1 建立连杆大小头及杆身113.2建立连杆端盖193.3建立连杆螺栓203.4 装配工作部件233.5 装配质量分析24第四章 柴油机连杆的

2、有限元分析及强度校核254.1连杆几何模型的建立254.1.1 连杆的材料性能及特点254.1.2 几何模型的建立254.1.3 网格的划分264.2 计算工况的选择和计算条件的处理274.2.1 连杆载荷274.2.2 连杆载荷的计算284.2.3 连杆边界条件的处理304.2.4约束条件324.3 连杆应力分析324.4连杆安全系数计算34结束语35参考文献35致谢36柴油机连杆的三维建模及有限元分析摘要：连杆是内燃机的关键零部件之一，连杆的结构和所处的工作环境十分复杂，在工作状态下受到气缸内燃气压力、活塞连杆组的往复运动惯性力、连杆高速摆动时所产生的横向惯性力等周期性载荷作用，产生机械应

3、力和机械变形，从而导致疲劳破坏。因此，对连杆在机械负荷作用下的变形、应力进行有限元分析，了解连杆的变形和应力分布情况，对改进连杆设计，提高其工作可靠性具有重要意义。本文对连杆在机械负荷作用下的应力和变形进行了研究。首先，根据设计要求及连杆受力结构分析，确定了连杆的基本设计尺寸。其次，利用三维制图软件建立了内燃机连杆的几何模型，在三维有限元分析软件中转换成有限元模型。完成了连杆在机械载荷作用下的应力与变形分析。结果表明：杆身受力很小，导致大端被压变形较大，这说明杆身的尺寸过大，强度太高导致。因此，本文的研究结果将为连杆改进设计提供参考。关键词：连杆，有限元，机械载荷，疲劳强度Abstract:

4、The rod is one of the key parts of the internal-combustion engine, the structure of rod and its working environment are very complicated. In working condition, various load, such as in-cylinder gas pressure, group of piston connecting rod reciprocating inertial force, connecting rods of high-speed s

5、wing when horizontal inertia forces, act on the rod and produce mechanical stress and deformation, as a result of causing fatigue failure. So the analysis of deformation and stress caused by mechanical load is important for improved design of rod structure.The purpose of this thesis is to study the

6、stress and deformation of rod under influence of the mechanical load. First, the size of the basic design of the connecting rod is determined according to design requirements and the connecting rod force structure analysis. Secondly, the rod geometry model is established by using 3D graphics softwar

7、e, which can be transformed into finite element analysis model in 3D finite element software. The stress and deformation of rod under the action of the mechanical loads are analyzed. Results show that: a small pole sustained force, resulting in large end is pressed with a large deformation, which sh

8、ows the size of the shaft is too large, high intensity led. The results of this research could provide foundation for improving the design of rodKey words：connecting rod，FEM，mechanical load，Fatigue strength前言柴油机是我国机械行业的一个十分重要的行业，它的发展对我国工业，农业，交通运输和国防建设以及人民生活都有十分重大的影响。柴油机是目前产业化应用的各种动力机械中热效率最高，能量利用率最好，

9、最节能的机型，它已经成为汽车，农业机械，工程机械，船舶，内燃机车，地质和石油钻机，军用，通用设备，移动和备用电站等装备的主要配套动力。在我国，车用柴油机应用还处于初级阶段，但是随着汽车产业的快速发展，车用柴油机行业进入高速发展阶段。在当今倡导节能与环保的理念下，车用柴油机以其高功率，低油耗，低污染的优点将在今后二十年内成为世界用车主流。连杆是汽车发动机中传递动力的重要零件，它把活塞的直线运动转变为曲轴的旋转运动并将作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作过程中要承受装配载荷（包括轴瓦过盈及螺栓预紧力）和交变工作载荷（包括气体爆发压力及惯性力）的作用，工作条件比较苛刻。现代汽车向着环保节能

10、方向的发展，要求发动机连杆在满足强度和刚度的基础上，应具有尺寸小，重量轻的特点。本文应用ANSYS有限元软件，对新设计的某机型连杆进行了疲劳强度的校核。第一章 绪 论1.1 柴油机连杆研究的意义及本文主要工作近些年来，柴油机因其功率范围大、效率高、能耗低，在各型工程机械类用车中确立了其主导地位。新材料、新工艺、新技术的不断开发使用，为柴油机注入了新的活力。受油价的影响，以及一些柴油机的缺点（比如烟度和噪声）被一一克服，现在在乘用车市场，柴油动力开始渐渐显示其独特魅力。发动机是汽车的心脏，而发动机连杆则是承受强烈冲击力和动态应力最高的动力学负荷部件。其在工作中承受着急剧变化的动载荷，再加上连杆的

11、高频摆动产生的惯性力,会使连杆杆身发生形变，轻则会影响曲柄连杆机构的正常工作,使机械效率下降，重则会破坏活塞的密封性能，使排放恶化，甚至造成活塞拉缸，使发动机无法正常工作。因此对其刚度和强度提出了很高的要求。1.2 国内外研究现状及存在的问题近年来，我国柴油机的技术水平获得较大发展，通过技术引进，不但使我们掌握了国外柴油机先进技术，同时对我国柴油机制造工厂进行了相应的技术改造，补充和更新了一批关键装备，健全了工厂的基础设施，加强了质保管理系统，相应培养了一批专业人才，积累了他们对先进柴油机的制造和试验的经验，在消化、吸收国外先进技术同时，也给我国自行研制柴油机奠定了良好的基础。与此同时，在各研

12、究设计院所、高等院校和制造企业的合作下，我国也研制了不少新一代柴油机产品，通过大量研究和试制工作，也取得了不少丰硕成果。80年代初以来，我国陆续引进了一些较先进机型，这些机型对我国柴油机的发展起到了积极作用。在吸收国外先进技术的同时，我国对老机型作了改进提高，同时也开发了一些新机型。但总的说来，我国现有的柴油机主要技术指标如强载度、可靠性和燃油消耗率等与国外先进机型相比，尚存在不少差距。 我国中高速柴油机产业发展现状是：设计、研究和生产体系初具规模，总体水平不高，关键零部件制造工艺落后，达不到高质量水平。1.3 本文主要工作本课题的工作可以分为三大部分。第一部分为连杆的结构和基本尺寸的设计过程

13、；第二部分为运用UG对所设计的连杆进行三维建模装配；第三部分为柴油机连杆的有限元分析及强度校核。第二章 连杆的结构特点及基本设计2.1 连杆的结构特点分析2.1.1 连杆的运动分析连杆是柴油机传递动力的主要运动件,在机体中作复杂的平面运动,连杆小头随活塞作上下运动,连杆大头随曲轴作高速回转运动。连杆杆身在大、小头孔运动的合成下作复杂的摆动，其作用是将活塞顶的气体压力传给曲轴,又受曲轴驱动而带动活塞压缩气缸中的气体。2.1.2 连杆的受力分析连杆组在工作时工作条件恶劣承受着三方面的作用力；(1) 气缸内的燃气压力；(2) 活塞连杆组的往复运动惯性力；(3) 连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。这三

14、种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化，综合起来的结果使连杆处于一种交变的复杂受力状态。2.1.3 连杆的结构分析连杆组一般由连杆体、大头盖、连杆螺栓、轴瓦和连杆小头衬套等组成。连杆体包括连杆小头、杆身和连杆大头的上部。连杆大头的上部与连杆大头盖一起组成连杆大头。连杆结构如图2-1所示：1- 连杆衬套2- 连杆小头3- 连杆杆身4- 连杆螺钉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 2-1 连杆结构图连杆把活塞和曲轴连接起来，连杆小头与活塞销相连接，并与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连接，和曲轴一起作旋转运动；连杆的其余部分则作复杂的平

15、面运动，作用于活塞上的力经连杆传给曲轴。连杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯，连杆大小头也应该不致显著失圆。杆身弯曲会使活塞相对于气缸、轴承相对于轴颈发生歪斜；有的失圆会使轴承失去正常配合。如果强度不足，在发动机动转过程中一旦发生连杆杆身、大头盖和连杆螺栓断裂，就会使机器受到严重的破坏。2.2 连杆的工作条件和设计要点连杆在高速运动中承受由活塞组传递的气缸压力和往复惯性力的反复压缩和拉伸，由此可能产生疲劳破坏，是内燃机主要受力运动件之一。连杆大小头轴承的润滑条件苛刻，工作中反复受到挤压和冲击。“小体积、大功率、低油耗”是高性能柴油机对连杆提出的基本要求，其

16、设计要点如下：(1) 在确保足够强度和刚度的条件下尽可能减轻外形尺寸和质量；(2) 注意过渡圆角及细节的设计，特别是连杆小头与杆身的过渡圆角及连杆大头盖的螺栓支承面的过渡圆角设计，防止应力集中；(3) 必须根据总体设计的要求合理确定结构参数和连杆体与连杆盖的剖分形式。2.3 连杆基本尺寸的确定本论文所设计的某普通用柴油机已知的技术参数数据为：功率P=190KW 转速 n=2500r/min 六缸水冷 四总程 直列缸径 D=130mm 行程123.5mm 单缸容积 1.64L六缸排量9.84L平均有效压力 0.927MP缸心矩 169mm 曲柄半径 61.75mm连杆长 221.5mm压缩比 1

17、6增压度 30连杆的长短直接影响到柴油机的高度及侧压力的大小,在柴油机设计时,当运动件不与有关零部件相碰时,都力求缩短连杆的长度。连杆长度L（即连杆大小头孔中心距）与结构参数（R为曲柄半径）有关。连杆长度越短，即越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但大，使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸相碰的可能性。在现代高速内燃机中，连杆长度的下限大约是l=3.2，即=1/3.2，上限大约是l=4R。连杆长度的确定必须与所设计的内燃机整体相适应，连杆设计完成后应进行零件之间的防碰撞校核，应校核当连杆在最大摆角位置上时是否与气缸套的下缘相碰，以及当活塞

18、在下止点附近位置上时活塞下缘是否与平衡重相碰，它们之间的最小距离都不应小于25毫米。在机体的设计中，已经根据要求设计出连杆长度为221.5mm。2.3.1连杆小头本连杆的小头的设计采用薄壁圆环形结构，优点是构形简单、制造方便，材料能充分应用，受力时应力分布较均匀。连杆小头的构造如图3-1所示： 图 3-1 连杆小头结构型式连杆小头主要尺寸比例范围大致如下：D=(0.280.42)D=(040.08)dd1=(0.91.2)dd2=(1.21.4)d1根据柴油机设计要求，初步设计连杆小头的主要尺寸为：连杆小头衬套内径 d=50mm,小头衬套厚度 =2.5mm 宽度同小头同宽小头孔径 d1=55m

19、m 小头外径 d2=70mm小头宽度 b1=48mm小头油孔直径 d0=6mm2.3.2连杆杆身连杆杆身截面的高H一般大约是截面宽度的1.51.8倍，而B大约等于（0.260.3）D(D为气缸直径)。为了使杆身能与小头和大头圆滑过渡，杆身截面是由上向下逐渐增大的。杆身的最小截面积与活塞面积之比，对于钢制连杆来说大约是在（0.0330.043）的范围内。根据柴油机设计要求，本连杆设计的杆身尺寸为：杆身高度H=48.8mm 杆身宽度B=32mm2.3.3 连杆大头从内燃机装拆方便性出发，要求连杆大头在拆卸连杆盖后应能通过所缸孔，即B0D(最小空隙应为0.5mm左右)。在本设计中的某普通用柴油机中，

20、由于曲柄销的直径D2=80.6mm,缸径D=130mm,=0.620.65，所以采用平切口连杆。平切口连杆采用螺栓定位方式，可防止连杆体和连杆盖安装错位，连杆螺栓不承受剪切作用。本设计所采用的连杆是M12类型。平切口连杆结构型式如图 3-2 所示：图3-2 平切口连杆的基本型式大端孔径主要取决于曲柄销直径及连杆轴瓦厚度，根据柴油机设计要求，本连杆设计的大头主要尺寸为：连杆大头轴瓦厚度 =3mm,大头孔径 D1=80.6+32=86.6mm大头宽度 b2=51mm螺栓矩 L1=(1.201.30)D1 取 L1=108=1.272D1螺栓孔外侧边厚不小于（24）mm 取螺栓孔外侧边厚3mm 连杆

21、大头高度 H1=H2=0.50D1=43.3mm2.4 过渡区连杆的过渡区域需要较大的过渡半径。连杆小端工作时,下半部主要承受燃气的爆发压力,而上半部则承受着活塞组的往复惯性力,所以连杆小端到杆身的过渡结构对小端的强度有很大的影响,其切点处常常是应力高峰值的所在地,因此小端和大端与杆身连接处采用大圆弧过渡,一方面提高小端与大端的刚度,另一方面也减少了这些地方的应力集中。第三章 柴油机连杆三维模型的建立根据上一章已经设计出来的连杆结构和尺寸，运用UGNX4.0进行三维建模。因为过程中有很多的步骤，不可能一一详列，故本论文省略了一些小的过程，只将建模的一些关键过程记录下来。3.1 建立连杆大小头及

22、杆身 建立新文件选择菜单中的【文件】【新建】命令，出现【新建部件文件】对话框，在【文件名】栏中输入“liangan01”，选择【单位】栏中的【毫米】，单击【确定】。 绘制连杆俯视图轮廓线 调用建模模块选择菜单中的【应用】【建模】命令进入建模模块。 环境参数设置 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。如图3-1所示：图3-1 连杆轮廓基本曲线图 建立连杆毛坯 建立拉伸体选择拉伸命令，弹出拉伸对话框，如图3-2所示。选择上上一步建立的轮廓，沿ZC轴正负方向各拉伸16mm。拉伸对话框如图3-2 所示：拉伸操作如图 3-3 所示：图3-2 拉伸对话框图3-3 拉伸操作

23、 建立凸台特征 选择【凸台】按钮，选择所拉伸的实体的上表面为放置面弹出凸台对话框，输入参数，如图 3-4所示。点出OK按钮，弹出【定位对话框】，选择【点到点】定位方式，如图3-6 所示。选择【放置面】的实体边为定位目标，如图 3-5 所示。弹出【设置弧的位置】对话框，选择【圆心】按钮，如图3-8 所示，得到凸台特征。图3-4 建立凸台 图 3-7 定位方式图 3-5 选择圆弧边图 3-8 设置弧的位置 用同样的方式在大小头的两面分别建立需要的凸台特征。 建立表面圆角 建立圆柱特征 建立拔模特征 移动WCS 隐藏实体 移动并复制部分曲线 隐藏部分曲线 杆身工字形槽的建模 进入草绘命令 曲线偏移右

24、击鼠标，改变视图方向为【俯视图】，设置【隐藏边方式】为【不可见】，选择要偏移的曲线，单击中键确认，系统提示偏移方向向下，在弹出的对话框中，输入6作为【偏移量】，然后确定。按同样方法偏移另外三条线。曲线倒圆 运用【插入】【圆角】命令，为刚才偏移的四条线分别倒圆，得到如图 3-9所示结果。 完成草绘命令 建立拉伸体 选择刚才所建的草绘平面，进入拉伸命令，布尔命令，选择差，如图 3-10 所示。然后可得工字形槽。图 3-9 曲线偏移结果图3-10 建立拉伸体 引用特征点击【引用特征】命令，再点击【镜像特征】，弹出【镜像特征对话框】，然后选择刚才所建的特征为【镜像体】，如图所示。添加之后，再选择【镜像

25、平面】命令，选择【XC-YC平面】为镜像平面，确定后可得另一侧的工字形槽。如图 3-11 所示：图 3-11 镜像特征 建立连杆大小头孔及实体倒圆 建立孔特征进入【插入】【设计待征】【孔命令】，选择实体上表面为孔的【放置面】，设【孔类型】为【简单孔】，输入直径55，深度60，尖角为0，点击确定按钮，然后弹出【定位】对话框，选择【点对点】定位方式，然后选择小头边缘，设置【弧的位置】为【圆心】，再点击确定按钮。如图3-12 所示：。 图 3-12 建立孔特征用同样的方式建出大头的模型。 改变视图 实体倒圆 建立油孔 改变视图方向 变换原点位置 选择格式WCS原点命令，捕捉小头孔中心为坐标原点。如图

26、3-13 所示 。再偏移坐标原点至对称中心。图 3-13 变换原点位置 设置基准平面选择【基准平面】【固定基准】【XC-ZC 平面】为【放置平面】，如图3-14 所示： 建立沉头孔设置孔直径为6mm，建立结果如图 3-15 所示：图 3-14 设置准平面图 3-15 建立油孔 建立轴瓦定位槽 变换WCS 变换视图 插入长方体 在已定好的位置插入一长方体，基本参数为 a=6mm,b=5mm,c=1.4mm, 拉伸切割实体布尔操作选择差运算，得到结果如图3-16 所示：图3-16 建立轴瓦定位槽 建立连杆螺孔特征 移动WCS 建立基准轴 建立孔特征 建立螺纹特征选择【插入】【设计特征】【螺纹命令】

27、【详细的】，如图 3-17所示： 图3-17 建立螺纹运用同样方法建立另一边螺孔，如图 3-18 所示 ：图 3-18 螺纹孔3.2建立连杆端盖建立连杆端盖的过程比较简单，很多过程与上一部分相似，这里不再赘述。建成的连杆端盖如图 3-19 所示：图 3-19 连杆端盖图3.3建立连杆螺栓 建立新文件 绘制圆和多边形选择【插入】【曲线】【基本曲线】，单击圆按钮，在【跟踪栏】对话框中指定指定圆的参数，半径为6，圆心为（0，0，0），按确认键生成一个圆。图3-20 绘制圆和多边形选择【插入】【曲线】【多边形】命令，进入多边形绘制方式，在【多边形】对话框输入【侧面数】为6，单击确定按钮，在【生成方式】

28、对话框中选择【外切圆半径】，在随后弹出的对话框中输入多边形的参数。 拉伸多边形 草绘回转体轮廓线草绘结果如图 3-21所示：图 3-21 回转体轮廓曲线 建立回转体 建立螺纹，如图3-22 所示：图3-22 螺栓 移动工作层 建立拉伸体和回转体，结果如图3-23所示：图3-23 建立回转体3.4 装配工作部件 加入组件调入连杆组装配所需的文件，选择【装配】工具条上的【添加已存的】命令，出现【选择部件】对话框，在对话框中单击按钮，出现选择【部件名】对话框，在文件夹里选择端盖零件，单击【确定】，主窗口右下角出现一组件预览小窗口。 定位组件系统出现【添加已有部件】对话框，在引用集下拉框选择【实心的】

29、选项，在【定位】下拉框选择【绝对的】选项，在【层选项】下拉框选择【原先的】选项，然后单击【确定】按钮，出现【点构造器】对话框，在此对话框中单击按钮，然后单击【确定】，则加入了第一个组件。 装配螺栓按照步骤2同样的方法加入螺栓零件，然后进行定位，系统出现【添加已有部件】对话框，如图所示，在定位下拉框中选择【配对】，然后单击【确定】，出现【配对条件】对话框，在次对话框中【配对类型】工具栏选择图标。装配结果，如图 3-24 所示：图 3-24 装配结果3.5 装配质量分析 在UGNX 中，能够很方便地反映出所建模型的质量、质心、面积、体积、惯性矩、回转半径等信息。 打开已装配好的文件 设置材料性能

30、分析 选择【分析】【质量特性】【装配质量管理】，弹出【重量管理】对话框【工作部件】，单击【确定】，自动分析出相关的信自，如图 3-25 所示：图 3-25 装配质量信息第四章 柴油机连杆的有限元分析及强度校核4.1连杆几何模型的建立4.1.1 连杆的材料性能及特点柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤其是大功率柴油机的工作条件更差,因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。本论文中由于不考虑温度的影响，材料系数可取为常数。连杆和连杆端盖的材料均为40Cr，其屈服强度可达800，弹性模量为2.2E+5(),密度取7.83E-5（），并认为考虑范围仅限

31、于线弹性。4.1.2 几何模型的建立当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩短了设计周期，而且也大大提高了设计精度。该软件采用交互式将有关连杆几何形状、材料特征和计算工况的参数输入后，软件就可进行如下处理：(1)生成连杆有限元网格及变厚度处理等有关参 图4-1 有限元分析结构网格图数；(2)自动进行载荷处理；(3)计算单元刚度；(4)计算节点位移；(5)计算节点应力；(6) 计算各节点的主应力，并求出最大主应力及其位置；(7)计算各强度理论中的相当应力，并求出最大相当应力及其位置；(8)绘制单元网格图、边界应力图和边界变形图。结构程序如图 4-1 所示：利用

32、UGNX4.0建立三维立体模型首先建立准确、可靠的计算模型 ,是应用有限元法进行分析的重要步骤之一。在进行有限元分析时 ,应尽量按照实物来建立有限元分析模型 ,但对结构复杂的物体 ,完全按照实物结构来建立计算模型、进行有限元分析有时会变得非常困难 ,甚至是不可能的 ,因此可进行适当的简化。一般来说 ,因模型带来的误差要比有限元计算方法本身的误差大得多。所以 ,结构有限元计算的准确性在很大程度上取决于计算模型的准确性。为了较准确地计算出连杆的应力情况 ,本文的连杆计算模型只对连杆大头做了简化处理:包括将连杆大头看成一个整体 ,不考虑连杆螺栓 ,去掉了连杆大头的加强筋。将建好的模型导入ANSYS

33、12.0中，进行修复和修改。4.1.3 网格的划分在网格划分之前，需要定义单元属性，包括单元类型、实常数和材料模型等。这些属性对有限元分析来说，非常重要，不仅影响到网格划分，而且最关键的是，对求解的精度影响极大。对于操作过程，只简述一个，其余具体操作不再赘述。 定义单元类型选择主菜单中【Preprocessor】【Add/Edit/Delete】【Element Type】,然后如图 4-2 所示，选择【Solid】【10node 92】【OK】图 4-2 定义单元类型 定义实常数 定义材料模型 赋予单元属性有限元分析的基础是单元，所以在有限元分析之前必须将实物模型划分为等效节点和单元。在AN

34、SYS 单元库中有 100 多种不同类型的单元 ,不同的单元类型决定单元的自由度、代表不同的分析领域、单元是属于二维空间还是三维空间等特性。由于连杆形状较为复杂，在满足计算精度要求的情况下，为了让结点数量尽量少，本论文对整个连杆采用能较好模拟物体形状的自由三维四面体 Solid 92划分自由网格，连杆有限元网格如图 4-3 所示：图 4-3 连杆有限元网格图4.2 计算工况的选择和计算条件的处理在内燃机工作时，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，化为在静力作用下的应力分析问题来处理。在连杆的两个侧面并无外力作用

35、，连杆的长度又远大于厚度，因此，本软件把连杆的应力分析问题简化为变厚度的应力问题来处理。为了计算方便，计算时把连杆与大头和大头盖作为整体处理。4.2.1 连杆载荷连杆工作时承受复杂周期变化外力。最危险的工况是受最大拉力和最大压力工况。根据连杆设计计算的经验可知，连杆的最大压力出现在燃烧膨胀行程上止点后20，此压力通过活塞销作用在连杆小头内侧下部与活塞销相接触的圆柱面上。最大拉力则发生在排气行程终了的上止点，此拉力通过活塞销作用在连杆小头内侧上部与活塞销相接触的圆柱面上。这两个力沿接触面圆柱面周向按余弦规律分布。如图4-4 所示： 图4-4 连杆受力简化模型左图中为连杆小头与活塞的接触角，一般可

36、取120，沿连杆厚度方向近似均匀分布。其分布规律为： 为最大径向力集度（），为任意点处的径向力集度（）。4.2.2 连杆载荷的计算已知：活塞组质量 连杆小头质量 连杆大头质量 最大爆发压力曲柄销半径 连杆长度 主机转速 则曲轴角速度 曲柄连杆比 （1）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M1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120范围内的面积为：大头内孔表面120范围内的面积为：连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力，

37、这个力在小头内孔表面120范围内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120范围内的面积上产生的压力为：（2）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一瞬间，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120范围内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120范围内的面积上产生的压力为：4.2.3 连杆边界条件的处理对于连杆大头边界条件的处理，假定曲柄销当作刚体固定，连杆受压工况，在连杆大头内侧上部 120圆柱面上施加径向约束。

38、连杆受拉工况，则在连杆大头内侧下部 120圆柱面上施加径向约束。为了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束, 这样整个连杆的约束就完全了，没有其它刚体位移。所以连杆大头、小头上的拉伸、压缩载荷均按120范围内成余弦规律分布，在处载荷最大，在处载荷为零。惯性力均匀作用于模型中所有节点上。连杆模型边界条件如图4-5和图4-6 所示：分析时，要在ANSYS 界面的输入窗口中输入的计算程序式为：*get,nmax,node,num,max *get,nmin,node,num,min*dim,t1,array,nmax,1,1*do,k,nmin,nmax*if,nsel(k),

39、eq,1,thenc=(ny(k)-180)/180*3.14 fn=abs(45.93*cos(3*c/2)t1(k)=fn *elset1(k)=0*endif*enddosffun,pres,t1(1)sf,all,pres,0对于连杆拉压工况不同角度位置的的输入时要改变上列程序c=(ny(k)-180)/180*3.14中的角度，大头下端120度面受力情况分析时计算式为：c=(ny(k)-120)/240*3.14。对于其它位置，依次类推。图4-5 连杆受拉工况下的应力分布图4-6 连杆受压工况下的应力分布4.2.4约束条件假定曲柄销当作刚体固定，连杆受拉工况，120度在连杆大头内侧上

40、部圆柱面上施加径向约束，并在大头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。连杆受压工况，在连杆大头内侧下部120圆柱面上施加径向约束，并在大头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。为了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束，这样整个连杆的约束就完全了。4.3 连杆应力分析 运用ANSYS 12.0 对连杆进行应力分析，如图4-7和图4-8所示：图4-7 连杆拉伸工况下的变形图4-8 连杆压缩工况下的变形经ANSYS中进行计算后，连杆在拉伸、压缩工况下的应力分布图如上所示。从图中可以看出：在最大受拉工况下，连杆小头的最大应力峰值出现在下头顶部油孔附近、小头两边中心处

41、，杆身部分的最大应力峰值出现在小头与杆身过渡处；最小主应力峰值出现在内孔底部。在最大受压工况下，连杆小头的最大主应力峰值出现在小头底部；最小主应力峰值出现在顶部；杆身处的最大应力峰值出现在与小头连接处，尤其是一些小角处，应力集中比较明显。在最大受拉工况下，连杆大头最大主应力峰值出现在连杆下螺栓凸台的过渡处和内圆孔顶部。在最大受压工况下，连杆大头最大主应力峰值分别出现在大头内孔底部中心、大头和杆身过渡处，另外出现应力峰值的部位还有内孔与端面的边界处。由拉压变形可以看到明显的一点就是，杆身受力很小，导致大端被压变形较大，这说明杆身的尺寸过大，强度太高导致。4.4连杆安全系数计算连杆承受拉、压载荷作

42、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抗拉压疲劳极限， = 取0.8 取0.5 对称循环情况下材料的抗弯曲疲劳强度 材料的强度极限 取=800 则 应力幅 平均应力 考虑表面加工情况的工艺系数，其值取0.75；为角系数，表示平均应力对脉动部分的影响，其值取0.2代入计算得，连杆安全系数： 考虑到动载荷，连杆轴承磨损，连杆加工误差以及连杆工作中由于偏斜引起的压力沿轴分布不均匀及活塞卡缸可能行等造成的影响，一般推荐连杆疲劳安全系数在1.5到2.5的范围之内，而大多推荐在2.0以上，所以本方案在许用范围之内。通过前面的分析和计算可知，所设计的连杆的疲劳安全系

43、数为2.0006，对于发动机关键零件的要求为：在制造工艺稳定的情况下，其安全系数应大于1.5，因此本论文设计的连杆的疲劳强度达到了设计要求。结束语本文主要设计了某普通用柴油机的连杆，并运用UG NX4.0对所设计出来的连杆进行建模，然后在此模型的基础上将连杆导入ANSYS 12.0，进行柴油机连杆有限元分析，计算出疲劳极限，从而使所设计连杆的可用性得到了验证，并为改进提供了一些数据参考。本文研究的最终目的是服务于实际生产，连杆的设计和强度校核已全部完成，但校核的结果反映出，这个设计仍有一些不足之处。在今后的学习和工作中应当汲取这次毕业设计的经验，继续努力。参考文献1 王秋冰，马鸣，卢震鸣. 发

44、动机连杆用材料与工艺的发展趋势. 柴油机设计与制造. 2007，15(1)：39-442 周龙保，高宗英. 内燃机学. 机械工业出版社. 1999，325-3323 柴油机设计手册编辑委员会. 柴油机设计手册（上册）. 中国农业机械出版社. 1984,501-5534 秦传江，杨震. EQ 6105 DTAA 柴油机连杆有限元分析. 西南农业大学学报（自然科学版）. 2005，27(1)：114-1175 杨俊武 D61 14ZQ柴油机连杆三维有限元分析及结构改进J柴油机设计与制造，2000，90(1)：25296 蒲明辉. G170 柴油机连杆有限元分析. 广西科学. 2000，7(3)：165-1687 陈传举，杨惠珍，陈东. 柴油机连杆有限元分析软件. 洛阳工学院学报. 1999，20(3):35-398 邵建旺，杜爱民，田永祥 柴油机连杆的热负荷和机械负荷分析设计研究J上海汽车，2008，(5)：20239 万欣，林大渊主编. 内燃机设计. 天津大学出版社. 1989，9：212-22910 王群主编. UG 零件设计实例与技巧. 国防工业出版社. 2005，1-193