外文翻译--提高汽车发动机中连接杆的疲劳强度【中英文文献译文】
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宁波大红鹰学院 毕业设计(论文)外文翻译 所在学院: 机械与电气工程学院 班 级: 10机自4班 姓 名: 陈晨 学 号: 1021080405 指导教师: 贾建军 合作导师: 2013 年 11 月 15 日原文: INCREASING THE FATIGUE STRENGTHG RODS USED IN AUTOMOBILE ENGINES译文:提高汽车发动机中连接杆的疲劳强度在开发高速内燃机汽车的设计师会遇到发动机连接杆大小端头容易产生疲劳裂纹的问题(图1)。这些裂缝的产生,开始是靠近连杆小端头,然后向油孔延生,直到整个连杆发生断裂。在另一大端头连接板处,裂缝产生于组装过程中。由于安装螺栓的难度大,形成的凹痕,裂缝就是从这里开始的。根据现在所掌握的研究来看,能够建立可能造成连杆裂纹原因的数据库。通过相关数据采取措施提高连杆的疲劳强度,并能够消除早期的缺陷。油孔处裂纹。可以通过进行连杆叶片在压力条件下的各项实验和数据分析研究,确定连杆裂缝形成的原因。应力测量试验,它是使用一种特殊的夹具,在连接杆静态时通过应力测量进行的测定。值得注意的是在测试过程中,当连杆进行平行于振荡面连接板压缩拉伸应力时,垂直叶片的轴的应力为最大值。(图2)此时轴与加载表面的距离为10-20毫米之间,当距离为50-60时,应力迅速下降到几乎为零。当加载面接拉伸应力接近减小到零时,改变其符号,计做压缩应力。对应变计进行了测试,制定了工字梁凸缘,通过小头端的闭合轮廓和壁厚(图1中尺寸H)来确定是否对连杆叶片应力有影响。这些试验是在具有不同壁厚、切断较小一端、切断凸缘,并在平面标准连杆上进行的。该试验表明,小头端的壁厚和作用在其内部的载荷以及性质,对连接杆叶片的拉伸应力(图2和图3)有显著影响。凸缘的叶片部分和小头端的封闭轮廓对于拉伸应力几乎没有影响,并且可以在分析过程中忽略不计。这使得分析模型简单了很多。为了进行针对性的分析,工字钢被假定沿边缘连接到一个半无限大的钢板上(带自由纵向边缘)。这个系统经受的张力、弯曲力(在较小的一端下部)和负载是通过纵向轴线对称来施加的。这是假设的钢筋横截面的主轴,是在一个平面上所进行的。它被焊接到沿其轴线的连杆上。由于涉及自由纵向边缘问题,要解决就要在一个更简单的模型方程的无限系统形式下进行了分析(图4)。这个模型基于平面弹性理论有以下的边界条件: (1)滚针轴承插入到连杆小端。图1发动机连杆的初始设计(一)和现代化的设计(二);1、加劲肋;2、裂缝;3、较低的圆角,凹陷区。其中x,y,xy,u,v是压力的偏转参数,E,v是弹性模量和泊松系数单位是胡克,I,F和b2是一定区域面积的瞬间惯性,B的是所附连杆横截面的厚度。如果q(x)= q(-x),则作为应力的函数,边界值问题(1)就可以很容易地解决了。 推出 (2) 代入(2)弹性理论常用公式中 (3)并采取A = B= C =0,我们得出 (4)图(2)表示直径为56毫米的针(黑点)和直径为3毫米的滚子(三角形)装在连杆叶片时的局部应力;1、标准的连接杆;2、连杆的小头端切断面;3、没有刃部的凸缘连接杆;4、平面连杆(连续线是基于实验数据、点线是根据分析数据)。如果假定在板的边缘分布平稳增强的垂直法向力这,并且在间隔为 -a=x=,就可以用傅里叶级数定义。 (5)(其中,Q为总的力的相应的值),从边界条件(1),我们得到 (6) 推出 得出 方程(4)和(6)确定的边界值问题(1),它们是由沿钢筋(连杆的小头端)外部负载的不均匀分布造成的,对应于均衡的附加应力和变形负载Q(x)的公式中的组成部分。方程(5)Q/2b2l是傅里叶级数,得出均匀分布的压应力,O =-Q/ S和UO= vQx/ ES,V0= Q(LY)/ ES在连杆上。在这些方程中S为连接连杆的截面积,L是它的长度。当分析一个集中荷载情况下施加在点x= y = 0的时的情况,是要考虑值。因此,在方程(6)中有必要采取得2a =1L.图(3)为最大拉伸应力和小头端壁厚度h的关系。图(4)分析模型来确定设立在压缩过程中的连杆叶片的应力。当解决边界值问题(1)可以看出,正常的应力的x0是沿钢筋板的纵向边缘存在(x=l).如果假定这些应力没有任何变化,通过小尺寸2升“狭窄”材料传送并且进一步假设下列条件是有效的连杆刀片 (7)其中的x,y,xy由方程确定的。式子(4)和(6),能够近似解决边界值问题。应力的理论分布x,y,xy在图中的曲线体中现出来,(图片5)。这些曲线推导解析为当集中负荷q被施加到坐标原点的情况下,与实验数据会完全一致。正如所预期的,在这种情况下的最大应力是沿直线x=0时。上述程序是在明斯克-22M电子数字计算机和专业计算机上进行的。该结果是通过最小二进制,以建立实际方程(见表1和图6),用于计算最大局部应力附近的小头端的连杆叶片的应力状态,并且分析在特定的值:xmax,x(0,0),和y(0,0)。从表1与应变计数据的方程组的分析值的对比表明,在方程中的误差不超过10。分析和实验研究表明,沿油孔处裂纹的形成是由于连接杆中气体在气缸中压缩形成拉伸应力,这时油孔要作为一个集中器去应对这样大的压力,因此,裂纹总是从钻孔开始。从而拉伸应力最大的区域裂缝的地方也是从这里开始的。相对于疲劳强度n,对于此区域的因素很大程度上取决于尺寸H:当h = 4.6毫米,n = 1.05;当h = 7毫米,n = 1.51 。由于尺寸h没有在生产过程中适当的控制,它在范围内变化(从4.6到7 ,参见图3)时,并导致了随机缺陷。为了减少拉伸应力引起的疲劳裂纹,可以增加工字钢截面的连接板的厚度,并在其下部控制小头端的壁厚(保持尺寸h不小于6毫米)。这些步骤使挡板的安全系数与疲劳强度的n1.6。对这些步骤的有效性进行比较验证,得出了连杆测试抗压载荷作用下,这种类型的加载导致连杆拉伸应力故障和使用寿命减小。注:v是奥尔森系数;I,F是惯性和钢筋截面面积矩(连接杆的小端);T,F是无量纲的值,这些参数中S表示连接杆的横截面面积;p,k(参照图6)。是负载分配系数(如果存在集中载荷,p,k= 1)。(图5)表示在点x= y = 0的一个集中力Q加载的钢筋板理论分布(V=0.3,I =0.2,F =3.6);a、约束的侧缘片;二、与板横向自由边缘。为了保证压缩负载的机械传动,小头端是由直径为56毫米针的装置加载。循环参数(幅度 - 17.5万吨,重负载 - 27.5吨)一般都是以这参数为标准,原连杆连接的失败,在不到10周期内的故障期间,测试和实际服务的性质是相同的。(图6)为的系数分布p,k(见表1)为测试是用三种常用的连杆和三个原型连杆来进行的。第一组在0.24 *106 ,0.43* 106和0.6*106的周期中都失败了,而第二组在5*106周期循环没有发生故障,停止试验。在上述测试中连杆在接受系列生产和早期的缺陷修复的基础上,所有缺陷完全消除了。对于连杆大头处连接板裂缝。在开发发动机缸体时,为了降低和稳定油耗,要将连杆振荡设置在所述气缸体的插槽中。这就需在连杆大头设计时,厚度和材料(不是原来的尺寸)都要保持相同的轴承刚度(参见图1b)。两种设计的连杆通过比较来测试震动。应用循环荷载的参考值和性质的基础上决定进行大的两端应应变片测量。应变仪测量结果表明,在压缩过程中张力的实际体现是在连杆的纵向力变化上,体现在1120公斤/每平方厘米的初步设计连杆的应力振幅(在中央)(参见图1a )和1250千克/每平方厘米的现代化设计中(参见图1b )。这些振幅参数相对于安全值(相对于疲劳强度)的4.3和3.85.的应力分别偏低,当然在连杆上有比较大的端部的条件下,应力会产生很小的差别这是可能的,只有通过在相当高的负载水平进行测试,以确定其寿命的(如果有的话)差异(相比真正的循环)。因此,寿命试验要在以下的负荷值中进行:a、用于拉伸试验(基数为10万次)的载荷分别为Qtmax = 7.6吨,Qtmin = 1时吨;b、用于压缩试验(基座5万次)的负载是Qtmax = 70吨,Qcmin= 4吨。这些值相当于就连接杆的500过载,成为最大负荷。初步分析来估计这种重载的连杆和大端其他的各种因素产生的可能影响。在连接杆叶片的凸缘压缩过程中应变计测量在下端的焊缝处表现出增加了25-30的压力(图1中位置3)。因此,大的压缩载荷都可能导致疲劳裂纹。然而,在实际的服务中这样的裂纹不会发展为应力,它的数值在此区域不超过950千克/每平方厘米。在所选择的两个相同基准值的连杆设计寿命试验中表明,有在端井没有缺陷,因此,现代化的设计是为发动机的样机所提供的。试验后的在检查其中一台发动机时,发现在其大端连接板上存在疲劳裂纹。分析证明,这些裂缝是从装配比较困难的连杆螺栓期间,钳工对连接板杂散锤凹痕处开始的。这一缺陷使得有必要开发一种设计,使它不会对表面损伤产生敏感性。一个合理的解决方案是,在凹陷区提供连杆叶片的表面氮化,从而消除裂纹的形成,避免降低连杆的整体额疲劳强度。为了进一步验证这种可能性方案,又在两个不同的连接杆上进行了寿命试验。第一阶段测试了在没有氮化和有氮化的连接杆中,看在这过程中是否能够避免在连接杆叶片下产生裂纹。在拉伸和压缩(四个样品负载类型相同)循环测试中表明,氮化设计是令人满意的。试验的第二阶段是确定渗氮对凹痕敏感性有无影响。试验进行了氮化连杆和无氮化连杆在连接凹痕处打击。将连杆的拉力增大,这样就会导致的凹陷区的拉伸应力增大。在这两种方式都会使连杆在凹陷区形成裂纹。然而,氮化的连杆会在1.5*106内循环,而没有氮化的连杆失败后,它的周期是2*106-8*106。基于以上测试,证明被氮化过的连杆,裂缝不会在凹陷区出现,能够进行批量生产和长期使用。
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