4105连杆机构设计.doc

第 2 章 连杆组的设计2.1 连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动2、设计要求 （1）结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用2）在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量，以降低惯性力3）尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量4）大小头轴承工作可靠，耐磨性好5）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠6）易于制造，成本低 连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此，在设计时应首先保证连杆具有在足够的疲劳强度和结构钢度如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响所以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度为此，必须选用高强度的材料；合理的结构形状和尺寸3、材料的选择为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢 45 模锻，表面喷丸强化处理，提高强度2.2 连杆长度的确定近代中小型告诉柴油机，为使发动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。

连杆长度 与结构参数 （R 为曲柄半径）有关，此次设计选取ll286.0 mSl 21086.22.3 连杆小头的设计小头主要尺寸为连杆衬套内径 和小头宽度 d1b1.连杆衬套内径 dmD38056.3.02.衬套厚度 d.2..3.小头内径 1d m435.3821 4.小头宽度 1bdb0.05.15.小头外径 2d m52431.2.2.4 连杆杆身的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形截面1.杆身截面高度 HmD341052.3.02.杆身截面宽度 B6.5.3.杆身截面中间宽度 t mH5341.0.为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径2.5 连杆大头的设计本次大头采用斜切口大头的结构形式，切口角 451.大头孔直径 1DmD76102.7.012.大头宽度 2bb459.5.123.连杆轴瓦厚度 'm3'4.连杆螺栓直径 MdD1405.1.05.连杆螺栓孔中心距 1l m9276.2.螺栓孔外侧壁厚不小于 2 毫米，取 3 毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。

6.大头高度 21,H取 0.21 1)4.0~9.(D mDH162.01取 0.50 12583857.定位方式定位方式采用锯齿定位，齿形角为 ，齿距为6042.6 连杆强度计算1.连杆小头计算（1）由衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力衬套最大装配过盈量 m034.814衬套温度过盈量 tdt 01.12).()( 51' 式中 为连杆材料线膨胀系数，对于钢 C0.为衬套材料线膨胀系数，对于青铜' 85'由总过盈量产生的径向均布压力 26262'21211/.179]105.3.8410.3.5[34][cmkgfEddpt式中 为连杆材料的弹性模量，对于钢E 26/.cmkgfE为衬套材料的弹性模量，对于青铜' '105为泊桑比，3.0小头外表面由 引起的应力p 2221' /07.5.193.45cmkgfpda （2）由惯性力拉伸引起的小头应力活塞组的最大惯性力 kgfRgGPj 49)286.01(.1578.92)1(22''max 式中 为活塞组重量'为角速度固定角   18502634arcos902arcos90Hc小头平均半径 cmdr37.4.512小头中心截面（ ）上的弯矩0cmkgfrPMcj84.10)0297.1803.(7529).'ax小头中心截面（ ）上的法向力 kgfPNcj 93.25)180.572.(9).572.('max0 小头固定截面（ ）上的弯矩ccmkgfrPrMccjc 12.4 352.17.495.0)18os(375.980 )sin0)os('max2 查表可知 2.ossin小头固定截面（ ）上的法向力ckgfPNccjc18.23352.149.0os95)os(in.'max0小头壁厚 cdh45.02.12小头截面积 212 6.3).()( mbF衬套截面积 21' 0.4)83.()( cd系数 K 7.0215.63102..6' FE小头受拉时固定截面处外表面应力 2122/49.38 45.01]8.237.0)45.37.(5.061[])(cmkgfhbKNrhMaj （3）由最大压缩力 引起的应力P小头承受的最大压缩力 kgfDpjzc 56494.10.3742'max2 辅助参数 ccPNrM0和查表可得 025.1.0ccPNrM小头受压时中央截面上的弯矩和法向力 kgfN cmkgfrc 91.356402.5.0 21.371小头固定截面处（ ）的 值)(f查表得 8.1(fc小头受压时固定截面处（ ）的弯矩和法向力cmkgfrfPrNMcc 94.126 0128.375.64)18os(375.23)os(0kgffPcc .cos9.02.64os)(02 小头受压时固定截面处外表面应力 2122/85 45.01]8.67.0)45.37.(45.06)9.1([]cmkgfhbKNrhMac （4）小头安全系数材料的机械性能查表可得 45 钢 2/60ckgfB21101 2/450.)6.~4(897/3.5.. cmkgffz B角系数 3.4503201在固定角 截面的外表面处c应力幅 2/.6)]8(9.32[1)(21 cmkgfacja 平均应力 2' /3.57]0.)5(4.[) cmkgfajm 小头安全系数 69.1357.0.26"1mazn小头安全系数应不小于 1.5，所以满足要求（5）小头横向直径减小量小头平均直径 cmrdm75.42小头截面的惯性矩 43310.2.chbJ横向直径减小量 cmEJdPcmj0621.034.)98(75.49623'ax1为保证活塞销和连杆衬套不致咬死，应使 ，实际计算结果 ，2121所以满足要求。

2.连杆杆身计算（1）杆身中间截面处最大拉伸力 和最大压缩力jPcPkgfRGj708)286.01(.157.92)(2'kgfPDpjzc 534..3422 式中 分别为活塞组重量和位于计算截面以上那一部分连杆重量G,'（2）杆身中间截面处的应力和安全系数由最大拉伸力引起的拉伸应力 2/5.21.3708cmkgfFPjj式中 为杆身中间截面积，计算约为：F 2.3)8.04(.4.02c杆身中间截面的惯性矩 4 339. ]52.)0.2(.[12]cmhtBHJx4 3381.0]5.02.)52.3[(]1cmhtBHJy由最大压缩力引起的合成应力 2221 /18395094.03.5 cmkgfPJlCFcxc  222'2 /.1.34 flcyc式中 为系数，对于各种钢材 05~.cmDdl 1267.121' 杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力 21 /8092)1(83923cmkgfjmxjax 在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力 22 /7912)(18030cmkgfjmyjay 在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数 23.1793.06124.8.0"1"1 myayzxaxzn安全系数满足要求。

3.连杆大头计算大头盖所受惯性力kgfRgGGPj95606.157]8.96)2.01(8.3[ 232'"max根据大头盖截面图（图 1）计算重心坐标 cmFyic75.07.02.14)]2.1([.大头盖截面的惯性矩 4 22332.1 )75.02.1(70.).1750(.421.5.cmrFJii 大头盖计算截面的抗弯断面模数 3max25.17.094cmyJZ轴瓦计算截面的惯性矩 433'' 81.12.6cbJ大头盖中央截面上的应力 2''"max/1]08.1364).108(5.93[96].)(.[ckgfFJZlPj大头盖横向直径减小值 cmJElPj 06.)4.108.(122956.)(04. 63'3"max1 经轴承选择， 值小于轴承间隙的一半，所以满足要求12.7 连杆螺栓设计1.连杆螺栓的结构尺寸和材料选择根据气缸直径 初选连杆螺纹直径DMdmdM14053.1.0根据 选择螺栓，螺母，垫片标准件如下：Md螺栓 GB/T 5782 M14x80螺母 GB/T 6170 M14垫片 GB/T 848 14螺栓与螺母材料均采用 40 。

Cr2.螺栓装配预紧力和屈服强度校核（1）装配预紧力每个螺栓由惯性力引起的工作负荷 kgfiPjjl 38245sin96sn"max式中 为斜切口大头的切口角发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力 和最大拉伸载荷 ，PjP预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力 ；二是1保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力 0PkgfPjl 194382.10)5.2~(1 （2）材料屈服强度校核确定 后，校核螺栓材料是否屈服，应满足：0PnFPsmi0式中 为螺栓最小截面积，经计算minF 2i86.153为材料的屈服极限，一般s/0kgfs为安全系数，一般为 .2~51于是经计算 2/7.45.1806..39mkgfns得 ，所以满足要求ns。