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“計算方法見《連桿大端的受力分析及螺栓預緊力的確定》”，看一篇文獻時，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緊力的確定》，并附上我看的這片文獻的名字和連連接，《240/275柴油機連桿大端的受力分析及改進》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 | 2017-03-30

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240/275柴油機連桿大端的受力分析及改進作者：大連機車車輛工廠曲佳東鄭智詒摘要幾經(jīng)改進的240/275柴油機G型連桿在機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)生微細裂紋的主要原因，并對此進行了改進設計，作了新老方案的比較分析的連桿實物疲勞試驗，并于1996年裝車進行線路運用考核試驗。關鍵詞連桿大端齒面微細裂紋改進設計 1 引言連桿是柴油機重要運動部件之一，對四沖程柴油機來說，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，演變成現(xiàn)在的G型連桿。應該說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)齒面有微細裂紋。為此，我們對連桿大端在運轉(zhuǎn)中的受力狀況進行了理論分析，找出了大端短臂最外側(cè)齒面微細裂紋產(chǎn)生的主要原因，并針用原因進行了改進。 2 240/275柴油機G型連桿大端的改進 2.1 對已有裂紋的G型連桿進行整修盡管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)生微細裂紋，但還未給運用帶來大的問題?？紤]到G型連桿已大量裝用在16V240ZJB、C型柴油機上，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型柴油機運用工況的1.1倍負荷，進行了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G型連桿疲勞試驗報告》)； 2)E型柴油機樣機(標定轉(zhuǎn)速為1000r/min，標定功率為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；其余11根則將裂紋消除后繼續(xù)裝機。之后，E型樣機又順利地完成了包括6000次由怠速至滿負荷的熱沖擊試驗、50h110%負荷試驗(其中1h為超轉(zhuǎn)速)、5個10h模擬機車循環(huán)負荷試驗、30h怠速試驗和性能復核試驗在內(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)裝機使用一段時間(至少一個中修期)，而不會給運用帶來嚴重后果。 2.2 連桿新方案的探討盡管有裂紋的G型連桿經(jīng)過適當整修后，仍可繼續(xù)裝機使用一段時間，但從設計角度來說，總不是理想之舉。于是，我們對連桿大端在運轉(zhuǎn)中的受力狀況進行了理論分析，找出了大端短臂最外側(cè)齒面微細裂紋產(chǎn)生的主要原因，針對原因進行改進。 (1)齒面產(chǎn)生微動磨損和微細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械來說，彎矩往往是引起機件損壞的主要因素。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)設計不盡合理或(和)螺釘預緊力不足的話，短臂外側(cè)齒面便出現(xiàn)較強的微動摩擦，造成微動磨損，時間一久便在齒面產(chǎn)生微細裂紋。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緊力，以及現(xiàn)行實際的螺釘預緊力?？梢姡珿型連桿的螺釘預緊力不足，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)生微動磨損和微細裂紋的主要原因。 (2)連桿新方案的設計根據(jù)上述分析，我們共提出了6個改進方案，隨同里卡多公司的改進建議共12個方案，每個方案都進行了有限元計算，對計算結(jié)果進行分析比較，從中選出一個最佳方案，作為正式的連桿改進新方案。連桿最終改進新方案具有下列結(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)件的設計原則； 3)適當減小長臂背的厚度，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)連桿螺釘適當外移，以充分利用螺釘預緊力來增強該結(jié)合面的抗彎能力； 5)增加連桿螺釘?shù)念A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：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)大端關鍵部位應力安全系數(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的疲勞試驗機上，按E型機110%標定負荷，進行了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型機出廠，正在進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雜，而且，機車柴油機的運用工況變化十分頻繁，在這次攻關改進中，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柴油機連桿大端短臂外側(cè)齒面裂紋作出貢獻。: 回答者：網(wǎng)友

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