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“計算方法見《連桿大端的受力分析及螺栓預(yù)緊力的確定》”，看一篇文獻(xiàn)時，看到了這句話，故尋找《連桿大

故尋找《連桿大端的受力分析及螺栓預(yù)緊力的確定》，并附上我看的這片文獻(xiàn)的名字和連連接，《240/275柴油機(jī)連桿大端的受力分析及改進(jìn)》http://scholar.google.com.hk/scholar?hl=zh-CN&q=240%2F275%E6%9F%B4%E6%B2%B9%E6%9C%BA%E8%BF%9E%E6%9D%86%E5%A4%A7%E7%AB%AF%E7%9A%84%E5%8F%97%E5%8A%9B%E5%88%86%E6%9E%90%E5%8F%8A%E6%94%B9%E8%BF%9B&lr=&as_ylo=&as_vis=0多謝了，: 問提問者：網(wǎng)友 | 2017-07-06

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240/275柴油機(jī)連桿大端的受力分析及改進(jìn) 作者:大連機(jī)車車輛工廠曲佳東鄭智詒摘要幾經(jīng)改進(jìn)的240/275柴油機(jī)G型連桿在機(jī)車大修時仍在連桿大端斜切面短臂最外側(cè)齒面產(chǎn)生微細(xì)裂紋，對此作了連桿大端的受力狀況理論分析，找出大端短臂最外側(cè)齒面產(chǎn)生微細(xì)裂紋的主要原因，并對此進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計，作了新老方案的比較分析的連桿實物疲勞試驗，并于1996年裝車進(jìn)行線路運用考核試驗。關(guān)鍵詞連桿大端齒面微細(xì)裂紋改進(jìn)設(shè)計 1 引言連桿是柴油機(jī)重要運動部件之一，對四沖程柴油機(jī)來說，在膨脹沖程時，它將作用在活塞上很高的氣體力轉(zhuǎn)變成曲軸的旋轉(zhuǎn)力矩，在排氣沖程末和吸氣沖程開始時，則將承受著很大的往復(fù)慣性力(尤其是大端)，運轉(zhuǎn)中交變十分頻繁，因此，故障比較多。240/275柴油機(jī)連桿在運用中曾先后發(fā)生過連桿螺釘斷裂、連桿蓋斷裂及大端短臂側(cè)齒部裂紋等故障。我廠對此幾經(jīng)改進(jìn)，演變成現(xiàn)在的G型連桿。應(yīng)該說G型連桿比早期的連桿有了明顯的改善。但在大修時仍發(fā)現(xiàn)有些連桿在大端斜切面短臂最外側(cè)齒面有微細(xì)裂紋。為此，我們對連桿大端在運轉(zhuǎn)中的受力狀況進(jìn)行了理論分析，找出了大端短臂最外側(cè)齒面微細(xì)裂紋產(chǎn)生的主要原因，并針用原因進(jìn)行了改進(jìn)。 2 240/275柴油機(jī)G型連桿大端的改進(jìn) 2.1 對已有裂紋的G型連桿進(jìn)行整修盡管G型連桿經(jīng)過一個大修期左右的運用，在大端短臂最外側(cè)齒面產(chǎn)生微細(xì)裂紋，但還未給運用帶來大的問題。考慮到G型連桿已大量裝用在16V240ZJB、C型柴油機(jī)上，如果對大端短臂最外側(cè)齒面已有裂紋的連桿采取一定措施，使之能繼續(xù)安全地使用一段時間，對用戶還是很有意義的。于是，我們對已有裂紋的G型連桿予以整修進(jìn)行了下列可行性探索。 1)對在大修中發(fā)現(xiàn)已有裂紋的G型連桿，按里卡多公司的建議，將連桿蓋最外側(cè)齒剃除，并將裂紋消除，按C型柴油機(jī)運用工況的1.1倍負(fù)荷，進(jìn)行了1×107次循環(huán)疲勞試驗。試驗后經(jīng)探傷檢查，沒有發(fā)現(xiàn)齒面有裂紋和其它異常現(xiàn)象出現(xiàn)(見《16V240ZJ柴油機(jī)G型連桿疲勞試驗報告》); 2)E型柴油機(jī)樣機(jī)(標(biāo)定轉(zhuǎn)速為1000r/min，標(biāo)定功率為3680kW)在經(jīng)過包括磨合調(diào)整、全面性能試驗、100h和360h試驗，累計約550h試驗后，經(jīng)解體檢查發(fā)現(xiàn)有13根G型連桿齒面已產(chǎn)生裂紋。我們對其中2根有裂紋的連桿不作任何處理，繼續(xù)裝機(jī);其余11根則將裂紋消除后繼續(xù)裝機(jī)。之后，E型樣機(jī)又順利地完成了包括6000次由怠速至滿負(fù)荷的熱沖擊試驗、50h110%負(fù)荷試驗(其中1h為超轉(zhuǎn)速)、5個10h模擬機(jī)車循環(huán)負(fù)荷試驗、30h怠速試驗和性能復(fù)核試驗在內(nèi)的更苛刻的考核試驗，累計約550h。試驗后經(jīng)解體檢查發(fā)現(xiàn)，原來沒有裂紋的3根連桿也產(chǎn)生了裂紋;11根消除裂紋的連桿有2根又出現(xiàn)了裂紋;未作任何處理的2根連桿，齒面裂紋雖有擴(kuò)展，但大端短臂側(cè)齒部均未出現(xiàn)大的破損現(xiàn)象。通過上述探索，說明已有裂紋的G型連桿，如將連桿蓋短臂最外側(cè)齒剃除，并消除裂紋后，仍可繼續(xù)裝機(jī)使用一段時間(至少一個中修期)，而不會給運用帶來嚴(yán)重后果。 2.2 連桿新方案的探討盡管有裂紋的G型連桿經(jīng)過適當(dāng)整修后，仍可繼續(xù)裝機(jī)使用一段時間，但從設(shè)計角度來說，總不是理想之舉。于是，我們對連桿大端在運轉(zhuǎn)中的受力狀況進(jìn)行了理論分析，找出了大端短臂最外側(cè)齒面微細(xì)裂紋產(chǎn)生的主要原因，針對原因進(jìn)行改進(jìn)。 (1)齒面產(chǎn)生微動磨損和微細(xì)裂紋的原因分析為找出裂紋產(chǎn)生的根源，我們計算了G型連桿在慣性力和氣體力作用下，大端各關(guān)鍵徑向截面上的載荷(計算方法見《連桿大端的受力分析及螺釘預(yù)緊力的確定》)。表1列出了這些截面上的載荷，圖1和圖2分別顯示了大端各關(guān)鍵徑向截面的位置，以及在慣性力和氣體力作用下，大端各徑向截面的彎矩分布圖。由表1、圖1和圖2可知: 1)無論在慣性力作用下或氣體力作用下，短臂側(cè)結(jié)合面所承受的彎矩，遠(yuǎn)大于長臂側(cè)結(jié)合面所承受的彎矩; 2)就短臂側(cè)來說，慣性力作用下的彎矩要比氣體力作用下的彎矩大得多，而且方向相反; 3)對于大端為垂直切口的連桿來說，無論在慣性力作用下或氣體力作用下，其體與蓋的結(jié)合面所承受的彎矩比斜切口連桿短臂側(cè)結(jié)合面所承受的彎矩小得多。圖1 連桿大端各徑向截面在慣性力作用下的彎矩分布圖圖2 連桿大端各徑向截面上氣體力作用下的彎矩分布圖對于工程機(jī)械來說，彎矩往往是引起機(jī)件損壞的主要因素。G型連桿大端短臂側(cè)，在慣性力和氣體力作用下，分別承受著方向相反的彎矩。在慣性力作用下，彎矩的方向為外側(cè)受拉、內(nèi)側(cè)受壓;而在氣體力作用下，彎矩的方向為外側(cè)受壓、內(nèi)側(cè)受拉。如果結(jié)構(gòu)設(shè)計不盡合理或(和)螺釘預(yù)緊力不足的話，短臂外側(cè)齒面便出現(xiàn)較強(qiáng)的微動摩擦，造成微動磨損，時間一久便在齒面產(chǎn)生微細(xì)裂紋。表2列出了G型連桿，在慣性力和氣體力作用下，保證短臂側(cè)結(jié)合面處不脫開所需的螺釘預(yù)緊力，以及現(xiàn)行實際的螺釘預(yù)緊力?？梢姡珿型連桿的螺釘預(yù)緊力不足，在運用中造成齒面微動磨損。有限元分析也證實了這一點。這就是在大端短臂最外側(cè)齒面產(chǎn)生微動磨損和微細(xì)裂紋的主要原因。(2)連桿新方案的設(shè)計根據(jù)上述分析，我們共提出了6個改進(jìn)方案，隨同里卡多公司的改進(jìn)建議共12個方案，每個方案都進(jìn)行了有限元計算，對計算結(jié)果進(jìn)行分析比較，從中選出一個最佳方案，作為正式的連桿改進(jìn)新方案。連桿最終改進(jìn)新方案具有下列結(jié)構(gòu)特點: 1)連桿大端孔和曲軸連桿頸直徑分別保持?205和?195不變，這就具有良好的通用互換性，對用戶來說非常重要; 2)調(diào)整連桿大端長、短臂兩側(cè)的剛度，使其盡量做到按連桿軸線左右對稱，以符合兩力構(gòu)件的設(shè)計原則; 3)適當(dāng)減小長臂背的厚度，增加短臂結(jié)合面的寬度，以增加該結(jié)合面的抗彎模數(shù); 4)連桿螺釘適當(dāng)外移，以充分利用螺釘預(yù)緊力來增強(qiáng)該結(jié)合面的抗彎能力; 5)增加連桿螺釘?shù)念A(yù)緊力，克服或盡量減少大端短臂外側(cè)齒面在運用中的微動摩擦，防止產(chǎn)生微動磨損和微細(xì)裂紋; 6)長臂側(cè)螺紋孔改為通孔，有利于加工工藝; 7)連桿的質(zhì)量比原G型連桿約輕3kg，使慣性力下降，對連桿大端和柴油機(jī)的其它運動件有利。另外，G型連桿在運用中，還存在著螺釘頭肩面擦傷的問題。新連桿方案對此也作了如下改進(jìn):加高了連桿螺釘頭部的圓臺高度，以減小螺釘頭部支承臺面在擰緊時的變形;根據(jù)現(xiàn)在螺釘頭圓根滾壓實際效果不大，以及圓根不滾壓螺釘?shù)钠谠囼灲Y(jié)果，取消了螺釘頭圓根部的滾壓，以消除因滾壓在支承臺面出現(xiàn)的變形。 (3)新老方案的比較 1)齒面接觸點對的滑移狀況比較表3列出了連桿新方案和原G型連桿短臂側(cè)齒面的平均滑移比，可見新方案大端短臂側(cè)齒面滑移狀況有較大幅度的改善:拉伸工況下，最外側(cè)齒面的滑移比值僅為G型連桿的60%，第二齒面(最外側(cè)齒的內(nèi)齒面)為36%，第三齒面(外側(cè)第二齒的外齒面)為89%;壓縮工況下，最外側(cè)齒面的滑移比值雖比原G型連桿大，但滑移比值的數(shù)值較小，第二齒面為62%，第三齒面為28%; 2)大端孔變形狀況的比較表4列出了連桿新方案和原G型連桿在拉伸和壓縮工況下大端孔的變形量。從變形量來看:在拉伸工況下，新方案的縱向和橫向變形與G型連桿基本相同，在壓縮工況下，新方案大端孔的縱向收縮雖比原G型連桿略有增大(0.014mm)，但仍在可以接受的范圍內(nèi)。從有限元計算的節(jié)點位移來看，新方案大端孔的變形比原G型連桿有明顯改善，基本沿著連桿軸線方向，說明長短臂兩側(cè)剛度接近對稱，符合兩力構(gòu)件的設(shè)計原則，對減小短臂側(cè)結(jié)合面齒部滑移是有利的。 3)大端關(guān)鍵部位應(yīng)力安全系數(shù)的比較表5和表6分別列出了連桿新方案和原G型連桿大端短臂側(cè)齒部及其它部位的安全系數(shù)，齒部節(jié)點號見圖3。從齒部和大端其它部位的應(yīng)力安全系數(shù)來看:新方案連桿和原G型連桿的最小安全系數(shù)均大于許用最小安全系數(shù)1.5;而按里卡多公司建議的改進(jìn)方案(完全剃除G型連桿的連桿蓋短臂最外側(cè)的齒)，在節(jié)點1144處的安全系數(shù)只有1.25，小于許用最小安全系數(shù)1.5，其原因就在于短臂結(jié)合面承受彎矩的能力非但沒有得到提高，反而有所下降所致。圖3 連桿大端齒部節(jié)點位置及編號4)連桿新方案的試驗連桿新方案確定后，很快試制出了20根樣品。其中一根在西安交通大學(xué)的疲勞試驗機(jī)上，按E型機(jī)110%標(biāo)定負(fù)荷，進(jìn)行了1.05×107次循環(huán)疲勞試驗(詳見《新方案G型連桿的耐久疲勞試驗報告》)。試驗結(jié)果表明:連桿新方案短臂側(cè)齒面經(jīng)探傷未發(fā)現(xiàn)有微細(xì)裂紋;與原G型連桿相比，短臂側(cè)齒部的受力情況有所改善，大端其余各部也無異常狀態(tài)出現(xiàn)。另外16根樣品新連桿已于1996年12月裝C型機(jī)出廠，正在進(jìn)行線路運用考核試驗。 3 結(jié)語連桿在運用中的受力狀況比較復(fù)雜，而且，機(jī)車柴油機(jī)的運用工況變化十分頻繁，在這次攻關(guān)改進(jìn)中，雖然在理論分析和試驗探索方面，做了一些工作，對此連桿新方案的成功也抱有充分信心，但是最終的效果還要看線路運用考核的結(jié)果。為此，希望用戶和我們密切配合，做好連桿新方案的線路運用考核工作，為徹底解決240/275柴油機(jī)連桿大端短臂外側(cè)齒面裂紋作出貢獻(xiàn)。: 回答者：網(wǎng)友

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