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有四舍五入
无四舍五入
歌德曼图
输出结果
原始数据
OLE_LINK1
OLE_LINK2
缸径D
转速n
扭矩Ttq
爆发压力Pz
r/min
Nm
行程S
连杆长L
曲拐半径R
连杆轴颈直径Dp
主轴颈直径Dj
连杆轴颈圆角rp
主轴颈圆角rj
连杆轴颈凸台直径Dfp
主轴颈凸台直径Dfj
曲柄壁宽Zw
曲柄壁厚tw
油孔直径d
往复运动质量Wrecip
旋转运动质量Wrot
mm
kg
计算工况
已知参数
作用力W
往复惯性力Pj
气体作用力Pg
连杆轴颈所受最小作用力Wmin
连杆轴颈所受最大作用力Wmax
N
支反力Rr
最小支反力Rrmin
最大支反力Rrmax
力臂
曲柄中央到支点距离A
rp到支点B
连杆轴颈中心至支点C
两支点间距离S
N
弯矩M
抗弯截面模量
C
ω
u
Ymax
h
R
d
a
截面惯性矩
I1
I2
I3
Zequiv(A)
Zpin(B或C)
弧度
名义弯曲交变应力
MPa
弯曲应力集中系数αb和疲劳缺口系数βb
Tsmean
Tsmax
Nm
扭转应力集中系数αt和疲劳缺口系数βt
戈德曼图的评定
材料抗拉强度极限σB
耐久极限
尺寸系数Fs
安全系数n
设计应力极限σ
曲轴旋转角速度ω
最小弯矩Mmin(Nm)
最大弯矩Mmax(Nm)
A
B
C
在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处αb(A.B)
连杆轴颈中央处(查附图2) αb(C)
连杆轴颈中央处(查附图1) βb(C)
查图参数(d/Dp)
Abo(A.B)
Vb(A.B)
f2(A.B)
计算f2时用到的量δ(增加圆角而深入曲柄的量)
连杆轴颈凸台与主轴颈凸台之间的宽度 tf
在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处(查附图1)βb(A.B)
βb*fbmean(Mpa)
βb*fbalt(Mpa)
K*
Tsalt
MPa
mm4
mm3
mm3
A
B
C
名义扭曲交变应力fsnom
名义扭曲交变应力fsnom
扭矩Tsnom=Tsmean±Tsalt
fsmean
fsalt
MPa
在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处αt(A.B)
在曲柄臂重迭处及连杆轴颈圆角处(查附图1)βt(A.B)
连杆轴颈中央处(查附图1) βt(C)
连杆轴颈中央处(查附图3) αt(C)
βt*fsmean
βt*fsalt
C
A
B
根据材料查表所得
0.4倍抗拉强度极限
曲轴疲劳强度的计算
相当应力f(MPa)=(fb2±3fs2)0.5=fmean±falt
扭转疲劳交变应力fs(MPa)=βt*(fsmean±fsalt)
弯曲疲劳交变应力fb(MPa)=βb*(fbmean±fbalt)
fbalt(MPa)
fbmean(MPa)
fbmin(MPa)
fbmax(MPa)
Zpin
抗弯截面模具
βb*fbmean(MPa)
βb*fbalt(MPa)
材料抗拉强度极限σB
53.869
101.850
6.720
8.976
47.043
62.831
4.603
32.221
52.597
61.109
27.977
32.505
60.481
-4.528
-5.158
-7.044
68.926
94.132
31.884
43.544
37.042
50.588
59.942
74.460
69.639
86.505
61.062
76.066
107.185
139.019
1326.3
2321.0
3169.8
-99.3
-173.7
-237.2
活塞销0.56kg
活塞环0.026kg
弯曲疲劳交变应力极值fb(MPa)
βb*fbmean(Mpa)
fbmax
fbmin
扭转疲劳交变应力fs极值(MPa)
fsmax
fsmin
初始压力
P1max
P2max
P1min
P2min
相当应力f(MPa)
min
max
mean
alt
49.05
73.83
56.24
81.46
69.61
102.96
47.98
73.37
54.97
80.97
68.08
102.33
52.268
59.224
73.791
70.380
77.902
98.277
70.383
77.904
K取8
K取4
101.848
107.184
38.31
108.66
44.53
115.04
54.69
148.74
37.56
108.14
43.64
114.43
53.60
147.98
1307.1
2287.4
3124.0
-118.4
-207.2
-283.0
59.606
67.928
92.772
-5.399
-6.153
-8.404
30.888±37.041
42.184±50.588
MAX
MIN
27.104±32.503
58.069±69
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