本科毕业设计论文--x2110n15型农用柴油机连杆设计论文修改.doc

X2110N-15农用柴油机连杆设计摘要改革开放以来，我国的经济得到了飞速发展，由于市场经济的繁荣，农业科技也得到了蓬勃发展，我国北方各省土地辽阔，南方各省水田广阔，因此，农业的发展离不开农用机械的发展，随着经济的发展，市场对农用机械的需求量与日俱增，对小型农用柴油机的需求也随之增长，农用柴油机的市场需求量大，市场前景非常广阔。运输业业务量的扩大，原有农用柴油发动机的性能无法满足业务的发展。所以客户迫切普遍需求性能更为优越的农用柴油机，要实现工作时振动较小，噪音低，功率足够大，结构紧凑，排放烟度低，燃油消耗率低等性能要求。 在这种市场背景下，X2110N 型柴油机应运而生，这种柴油机是转速为1500r/min的农用柴油机，适合用作农用机械主机，同时能满足客户对性能提升的要求。本课题要完成该柴油机典型零件连杆的设计以及图纸的绘制。关键词：柴油机；仿真；活塞设计The X2110N diesel motionsimulation and piston designAbstractSince the reform and opening up, China's economy has been rapid development, due to the prosperity of the market economy, transportation industry has also been rapid development, broad waters of southern China, many lakes. Therefore, south of the transportation industry development is inseparable from the ship's development, as with increasing economic development, market demand for small ship, in small ship diesel engine of demand increases, marine diesel engine market demand large amount, market prospect is very broad. The performance of the original marine diesel engine can not meet the development of the business. So urgent clients generally demand performance more superior marine diesel engine, to achieve work when small vibration and low noise, power is large enough, compact structure, low smoke emission, fuel consumption rate and low performance requirements. In this market background, X2110 diesel engine came into being, this diesel engine is the speed of 1500r/min marine diesel engine, suitable for use as a marine engine, while meeting the requirements of customers to improve performance.This topic is to complete the design of the piston of the diesel engine and the drawing.Key words: diesel engine; simulation; piston design 目 录第一章 绪论11.1 选题目的与意义11.2 国内外发展现状与趋势11.3 本文的主要工作3第二章 连杆的结构设计与分析42.1 连杆受力分析42.2 连杆结构分析42.3 连杆的设计要求52.4 连杆的材料52.5 连杆基本参数的确定52.6 连杆小头的结构设计62.6.1 小头结构型式62.6.2连杆衬套62.6.3小头结构尺寸72.7连杆杆身的结构设计72.7.连杆结构72.8 连杆大头的结构设计72.8.1 大头结构型式72.8.2大头结构尺寸82.9 连杆螺栓的设计82.10 本章小结8第三章 连杆的强度、刚度计算93.1连杆小头的强度校核93.2连杆小头的刚度计算123.3连杆杆身的强度校核123.4连杆大头的强度校核153.5连杆螺栓的工作负荷与预紧力163.6连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算173.7本章小结17第四章 结论19致谢20参考文献21第一章 绪论第一章 绪论1.1 选题目的与意义内燃机是重要的动力机械之一，它具有功率大、转速范围宽广等优点，广泛应用于国民经济的各个行业。内燃机中，连杆式是传递压力和运动的重要组件，连杆的小头与活塞相连接，大头与曲轴相连接，将活塞承受的燃气压力和惯性动力传给曲轴，将活塞的往复运动转变为曲轴旋转运动。连杆小端连接活塞，随着活塞作往复运动，大端连接曲轴，随着曲轴作旋转运动，连杆本身作平面运动。连杆在工作中承受包括来自活塞的燃气压力、往复运动产生的惯性力和杆身摆动产生的惯性力。连杆由于承受载荷较重，会出现弯曲或者扭曲，会直接导致发动机故障，造成严重后果。目前，连杆的的制造粉末锻造法为新型加工方法，粉锻连杆尺寸精度高、密度较小，逐步取代了铸造和锻造的加工方法。柴油机连杆这个研究领域前景非常广阔，有很多需要需要挖掘的地方。对发动机连杆精确的研究，可以为设计新型柴油机机提供可靠依据。1.2 国内外发展现状与趋势高性能柴油机与汽油机相比，热效率高、污染物排放少，作为农用动力应用日益广泛。在西欧国家，载货汽车、客车、轿车、小型船舶都使用柴油发动机。经过多年的研究，柴油发动机已经有了长足的进步，随着新技术的不断应用，柴油机烟度已经降低到汽油机的水准，目前的应用范围已与汽油机不相上下。农业是综合工业的基础，民以食为天，而且农业对国民经济近百个产业有促进的作用，是我国实现国家复习，工业强盛的重要基础，农业也是我国国民经济中的一条重要产业链 查阅资料可知，在农业产业链的体系中，农业机械的配套设备的价值占30，体现了农业机械设备对农业的重要性。在配套设备中，农用柴油机是重要部件，也是推进动力装置，占农业产业体系总成本的lO15。目前我国的国产农用配套设备与国产农用机械的配套率低于40，作为核心产品的柴油机，这个数值更低。国内柴油机需求主要从国外购买原装机，由于没有自主知识产权和专利技术，这已成为制约农业机械产业进一步发展的重要瓶颈。国内低速柴油机企业生产的主要产品是低速大功率柴油机，配套给国内的货轮和运油船等。柴油机专利技术从丹麦B&W公司引进，根据引进技术的合同，国内柴油机企业要支付专利费。目前，国内各大农用机械生产公司使用的中速船舶柴油机，主要依赖国外产品，70的柴油机是国外产的原装机，其余的绝大部分是以国外技术为基础制造的产品，而国产的中速机由于技术水平较低，应用范围较小。工业的发展为农业机械和农用柴油机产业的发展带来了广阔的市场前景，不过由于国内技术水平较低，中速柴油机生产企业还无法无国外同行企业相抗衡。具体原因有：国家资本投入不足；加工手段落后，成套能力低；企业生产能力低，难以适应大规模的生产需要。柴油机作为农用机械的主要动力装置，随着我国农用机械业的快速发展，我国低速柴油机的发展速度需要进一步加快。影响我国农业市场的因素很多，比如天气因素、国家计划、全球金融危机等，市场利益与风险并存，市场的饱和度并不稳定。中国农业机械未来发展的最大瓶颈在于配套行业的落后，目前我国农用机械订单不断攀升，但是采用国产柴油机的制造厂商却越来越少，柴油机主要依赖国外进口。经过多年市场经济的实践经历，我国柴油机领域专家已经认识到核心技术是最关键的部分，我国要想早日成为世界第一农业机械强国，必须坚持走“引进一消化一吸收一再创新”的国产化技术创新之路，要重视消化吸收所引进的柴油机技术，技术国产化后，完善制造工艺，攻克技术难题，开发具有自主知识产权的国产柴油机，提高国产柴油机装机率。农用低速柴油机和农用中速柴油机都需要加强国产品牌机的研制，重点在于提高技术的国产化率，开发研制柴油机关键部套件，加强柴油机特有技术的研究，如控制系统等先进技术。在发展以农用柴油机为主的配套设备方面，我国的发展优势在于：(1)工业基础较强国家重点关注农用柴油机的研制，推出的国家高新工程项目使众多企业受益，国内柴油机生产厂的生产设施在项目的推动下更新换代，制造水平得到明显提升。(2)人才队伍水平高在引进国外专利技术的过程中，我国企业和科研机构进行了艰苦的国产化过程，同时培养了一支高水平的人才队伍，目前已初步达到能够加工、测试和配套世界先进水平柴油机的能力。(3)企业经验丰富国内科研院所和国内企业在常年的合作工作中，吸收国外先进技术，从原理、设计和工艺上不断更新现有技术，不断开发性能更优良的农用柴油机，积累了大量的研发经验。强大的国内配套业，尤其是强大的柴油机，是一个国家实现工业强国目标所必需的硬件条件。我国的国产配套率远远低于世界强国，配套业与世界强国相比还有差距。因此，我国农业配套行业应抓住机遇，抓住市场需求广阔的时代基于，设计出具有自主知识产权的农用柴油动力装置产品。1.3 本文的主要工作（1）X2110N-15系列柴油机连杆的结构设计与计算，大头机构设计、小头结构设计和杆身结构设计；（2）X2110N-15系列柴油机连杆的相关尺寸的校核。（3）相关图纸的绘制。第二章 连杆的结构设计与分析2.1 连杆受力分析连杆是柴油机的重要工作部件，连杆小作往复运动，连杆大头作高速回转运动，连杆杆身在大、小头孔运动的合成下作复杂的摆动。连杆将活塞顶的燃气压力传给曲轴，又在曲轴旋转运动下带动活塞缸中的燃气。连杆组小头承受往复运动惯性力，连杆杆身承受横向惯性力，还有气缸内的燃气压力，这三种力使连杆处于一种复杂受力状态。连杆形状为一细长杆件，如果连杆杆身刚度不足，会产生弯曲和扭曲变形。若在垂直于摆动平面内发生弯曲，则危害更大，造成轴承不均匀磨损。2.2 连杆结构分析连杆组的组成部分包括：连杆本体、连杆大端端盖、连杆固定用螺栓、轴瓦和连杆小端的衬套等组成。连杆体包括连杆小端、连杆本身和连杆大端的上部。连杆大端又包括两部分：连杆大端的上部与连杆大头盖，连杆结构如图2-1所示。 图2-1 连杆结构图 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-连杆轴瓦定位槽连杆是活塞组件和曲轴之间的桥梁，连杆小头与活塞组件相连接，在活塞的带动下作往复运动；连杆大头与曲柄销相连接，连杆驱动曲轴作旋转运动；连杆的其余部分则作复杂的平面运动。活塞承受的燃气压力和惯性力通过连杆传给曲轴，成为柴油机的动力输出部分。2.3 连杆的设计要求高性能柴油机要求连杆连杆体积较小，功率较高，油耗较低，这是提出的基本要求，其他设计要点如下：要有足够的强度和刚度，同时外形尺寸较小；避免应力集中；2.4 连杆的材料柴油机连杆的材料选择至关重要，因为连杆承受的工作压力很大，工作环境非常恶劣，在设计中，一般选用中碳合金优质钢较多，这是因为碳素钢有良好的机械性能，在调质处理之后性能更加优越，在碳素钢中加入少许合金元素，能够进一步提高其机械性能。例如，锰元素提高了钢的拉伸强度极限、硬度及韧性；铬元素的作用是提高钢热处理稳定性；钼元素加入钢中能使钢具有很好的塑性。为了达到设计要求，使连杆有足够的刚度和强度，本设计采用精选优质中碳结构钢。2.5 连杆基本参数的确定根据设计要求确定X2110N-15柴油机的主要性能参数如下：型式：直列、水冷、四冲程、直喷式 气缸数：2缸径行程（mm）：110×130标定功率/转速（kw/r/min）：22/1548标定工况燃油消耗率（g/kw·h）：231机油消耗率（g/kw·h）：2.71（磨合后为2.04）连杆的长短决定柴油机的高度,连杆较长能增加惯性力，单增加侧压力。在设计过程中,力求缩短连杆的长度。结构参数式中R为曲柄半径，L为连杆长度L，即连杆大小头孔中心距。连杆长度短，变大，可降低发动机高度，对发动机高速化有好处，但大，使往复惯性力及气缸侧压力增大，还可能导致曲轴平衡块与活塞相碰。在现代高速柴油机中，连杆长度最小是l=3.2R，最大是l=4R。连杆长度的设计必须充分考虑其所在的柴油机整体，连杆设计中一点重要因素是应避免零件之间相互碰撞，当连杆处于最大摆角位置，此时与气缸是否相碰，当活塞处于下止点位置，是否与平衡重相碰，最小间隔距离大于25毫米。根据设计要求，设计出连杆长度为210mm。2.6 连杆小头的结构设计2.6.1 小头结构型式本文设计的柴油机连杆采用浮式活塞销，在运转过程中，连杆的小头能够自由转动。本文设计的连杆小头采用薄壁圆环形结构，在小头孔内还压有耐磨衬套，增加耐磨性能。构形简单，制造方便，制造材料性价比高，应力分布较均匀。连杆小头的结构如图2-2所示。图 2-2 连杆小头结构型式2.6.2连杆衬套衬套与连杆小头孔之间采用过盈配合，因为这样可以避免连杆在运动中的脱落现象。衬套一般有两种，一种是青铜衬套，此时衬套与活塞销之间的配合间隙为0.00040.0015d，另一种是粉末冶金衬套，此时衬套与活塞销的配合间隙为（0.00150.0020）d，之所以间隙要变大，是因为当粉末冶金衬套压入小孔之后，内径会缩小，所以设计的配合间隙应大一点。不仅如此，在设计中，为了使得小头轴承所承受的冲击负荷较小，应尽量取较小的配合间隙，以避免工作中发生咬合。设计中，在连杆小头的上方设计收集油雾的沟槽，这样可以存纳曲轴运动甩出来的飞溅油雾，收集的油液可以对小头进行润滑，还可以降低温度。衬套上设计有开布油槽，能够使润滑油的均匀分布。在柴油机设计中，衬套的宽度与连杆小头宽度取为一致，衬套的厚度一般为，本设计取。2.6.3小头结构尺寸小头结构尺寸主要是小头衬套内径d1和宽度B2、小头外径D1、小头孔直径d和润滑方式。柴油机B1d1。经过计算后得到柴油机连杆参数的以下数据： 2.7连杆杆身的结构设计2.7.连杆结构连杆杆身的截形在设计中非常重要,好的截形能在保证连杆有足够的强度，并有较轻的重量,不仅如此，还要有利于该截面形状与大端、小端之间有良好的过渡,在设计中，柴油机连杆杆身常采用工字形截面，因为这种截面可以合理地利用材料。设计连杆杆身截面的高H时， 必须参考截面宽度，H是截面宽度的1.41.8倍，为了达到杆身小头和大头之间能够圆滑过渡的目的，杆身截面尺寸是由上向下逐渐增大。杆身的最小截面积的设计可以参考活塞面积，对于钢制连杆来说，两者之比在的范围内。杆身截面宽度B：B= ，为气缸直径，取，截面高度，取。2.8 连杆大头的结构设计2.8.1 大头结构型式连杆大头的尺寸决定于曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径dm。其中D2、B2是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压能力，在曲轴设计中确定。为了使得柴油机结构紧凑，减薄轴瓦的厚度2，本文设计连杆大头要合理确定连杆大头在摆动平面内的主要尺寸，以及连杆大头的剖分形式和定位方式等结构。连杆可以根据连杆大头与连杆盖的分开面进行划分，如果垂直于连杆轴线，则称为平切口连杆。2.8.2大头结构尺寸查柴油机设计手册可知： 大头凸台高度，取，取，为了提高结构刚度，增加紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取5毫米，螺栓头支承面到杆身之间的过渡采用圆角。2.9 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。2.10 本章小结 本章先对连杆进行了运动分析和受力分析，然后对连杆设计结构特点进行了简要地分析，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。第三章 连杆的强度、刚度计算3.1连杆小头的强度校核连杆小头的衬套采用过盈配合。设计所采用的衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，在工作时，由于温度升高，衬套热膨胀比小头热膨胀的尺寸大，导致过盈配合增大，小头断面中的应力会变大。连杆小头承受活塞组惯性力和燃气压力，交变的工作载荷会使连杆小头产生疲劳破坏，因此必须进行疲劳强度计算，如图3.1所示。图3.1 连杆小头主要结果尺寸1.衬套配合预紧力及应力计算时把连杆小头和衬套看作两个圆筒，则在配合表面，由于过盈配合及受热膨胀，小头所受压力为： （3.1）式中：衬套压入时的过盈，；一般青铜衬套，取，其中：工作温度的升高,约；连杆材料的线膨胀系数，本文采用材料为钢 ；衬套材料的线膨胀系数，本文采用材料为青铜；、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，本文采用钢；衬套材料的弹性模数，本文采用青铜；计算小头承受的径向压力为：由径向均布力引起的应力，可按厚壁筒公式计算，外表面应力： （3.2）内表面应力： （3.3）的允许值一般为，校核合格。2.连杆小头的疲劳安全系数先分析连杆小头的应力变化，由于为不对称循环，所以最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为： （3.4）式中：拉压疲劳极限；，取； 敏感系数，取； 应力幅， ； 平均应力，；工艺系数，取0.6。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1.5左右，一般约在范围之内，基本符合要求。3.2连杆小头的刚度计算连杆小头在水平方向的直径变形经验公式为: （3.5）式中：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 连杆小头的变形量许可值应小于直径方向间隙的1/2，标准间隙一般为，如果达到则校核合格。3.3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，它受到惯性力的拉伸作用，以及受到燃气压力和惯性力之间差值的压缩作用，为了校核强度，计算疲劳强度安全系数，首先计算断面的最大拉伸、压缩应力。1.最大拉伸应力由最大拉伸力引起的拉伸应力为： （3.6）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： 2.杆身的压缩与纵向弯曲应力分析受力过程可发现，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： （3.7）连杆承受最大压缩力时，杆身产生纵向弯曲。在摆动平面内的弯曲长度为；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，由此可知摆动平面内的合成应力为： （3.8）式中：对于钢材，本文计算取；断面对轴线的惯性矩，； ；将式（3.8）改为： （3.9）式中 连杆系数，；则摆动平面内的合成应力为：在垂直于摆动平面内的合成应力为： （3.10）将式（3.10）改成： （3.11）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。3.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： （3.12） （3.13）在垂直摆动平面内为： （3.14） （3.15）连杆杆身的安全系数为： （3.16）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=0.2；工艺系数，取0.6。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。3.4连杆大头的强度校核连杆大头与大头盖视为整体，大头盖支承在连杆体上，固定角为，通常取，作用力按余弦规律分布，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： （3.17）作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得： （3.18）由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为： （3.19）作用于大头盖中间断面的法向力为： （3.20）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： （3.21）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：一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。3.5连杆螺栓的工作负荷与预紧力柴油机工作时连杆螺栓受力：预紧力P和最大拉伸载荷，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈的预紧力P1；二是连杆大头与大头盖之间的结合面不分开所必须具有的预紧力P27。连杆上的螺栓数目为2，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： （3.22）轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，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，一般取，取。3.6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： （3.23）式中：螺栓最小截面积，；螺栓的总预紧力，；安全系数，取1.7；材料的屈服极限，一般在600以上16。那么连杆螺栓的屈服强度为： 则校核合格。3.7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，最后选择连杆螺栓并校核。第四章 结论X2110系列柴油机连杆设计是本次设计的重要内容。由于连杆组零件工作的条件都是在高温情况下，并且在很高的机械负荷下做高速运动。本次连杆设计在保证强度和刚度的情况下，向着结构简单、轻巧，且截面变化处的过度要圆滑，从而减少应力集中。在接受设计后我就认真查阅了相关资料，认真对待自己的任务，锻炼了自己的独立思考的能力。本次设计从X2110系列柴油机连杆所处的工作条件入手分析，通过查找资料选取了连杆材料，完成了柴油机连杆组主要尺寸的设计。通过本次设计，让我懂得了柴油机连杆组设计的基本步骤，这将对我以后从事有关工作有极大帮助。致谢光阴似箭，日月如梭。转眼间我的大学生涯已经走到了尽头。在这四年的学习中，我收获了很多，不仅有知识学习熏陶后的感动，同窗真诚相助的感激，更有恩师指点迷津的感恩，这额使我逐步走向成熟，收获的背后是个人的努力和艰辛的付出，但是，更应该感谢那些关心和帮助我的人。首先感谢我的老师对我的教诲，他博学多识，平易近人，治学严谨，给予我悉心教导，老师给我提出了很多宝贵意见，使我得到了很大的成长，感谢老师的帮助。其次感谢我的同学，他们给我带来了快乐，给我很大的帮助，没有他们，我将一事无成，友情是我最大的收获。最后，感谢我的父母，是他们在背后的鼓励使我奋勇向前，努力拼搏，谢谢你们！参考文献1陆耀祖.内燃机构造与原理M.中国建材工业出版社，20042袁兆成.内燃机设计M.国防工业出版社，19953杨连生.内燃机设计M.北京：中国农业机械出版社，19814柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册(上)J.中国农业机械出版社，19845吴兆汉.内燃机设计M.北京理工大学出版社，1995 6张小虞.汽车工程手册M.北京：人民交通出版社，20077石津俊发动机连杆弯曲疲劳强度的可靠性分析J武汉工学院学报，20058尚晓江，邱峰等.ANSYS结构有限元高级分析方法与范例应用M.中国水利水电出版社，20069李皓月，周田朋等.ANSYS工程计算应用教程M.中国铁道出版社，200310谭继锦 汽车有限元法M.人民交通出版社，200511马迅，胡振华.连杆强度和刚度的有限元分析J.湖北汽车工业学院学报，2004 12汪景峰.基于有限元法的曲轴与连杆强度刚度研究D.合肥工业大学硕士论文，200413李景涌.有限元法M.北京邮电大学出版社，200214苏铁熊，吕彩琴，张翼等.接触问题对连杆有限元分析的影响J.内燃机学报，2002 15石津俊发动机曲轴弯曲疲劳强度的可靠性分析J武汉工学院学报，2005716王东华曲轴强度计算若干问题的探讨J天津大学学报，2002317施兴之连续梁计算计算曲轴应力的研究J内燃机学报，2001218郝志勇多缸机曲轴连续梁计算法的改进J内燃机学报，20024