内燃机设计--8-11连杆讲解.ppt

内燃机设计内燃机设计 11 连 杆 组 件 11. 连 杆 组 件 11.1 概述 1、连杆组件的组成 连杆体，连杆盖，连杆螺栓，小头衬套和连杆轴瓦等 2、连杆组件的作用 连杆组件作为整体连接着活塞销和曲轴销活塞的 往复运动要经过连杆和曲拐变成曲轴的旋转运动 3、连杆组件的工作条件 连杆组件要承受缸内气体作用力和惯性力的作用 PA和PL与连杆自身所有微元的惯性力总和平衡 连杆的受力情况如图，在其杆身的每一横截面上会 有弯矩，剪力和法向力，不过弯矩和剪力都不大， 杆身的主要载荷还是交变的拉压载荷 11. 连 杆 组 件 11.1 概述 当曲拐转角为0时（进、排气上止点），PA和PL均与连杆中心线重合， 且PA达到其最大负值（向上），PL也达到其最大负值（向下）， 这时连杆杆身受到最大的拉伸载荷，可以忽略此时的气体作用力而 近似认为： 式中mhz、mA、mB各为活塞组件、连杆小头和连杆大头的质量， r和λ各 为曲柄半径和连杆比，ω是曲轴角速度 当PA和PL在连杆中心线方向的分力PAx和PLx达到各自的最大正值时， 连杆杆身受到最大的压缩载荷 11. 连 杆 组 件 11.1 概述 从曲柄连杆机构动力计算所得出的 连杆轴承载荷极坐标图可以看出， PLx达到其最大正值时的曲拐转角 α’可能是压缩上止点后的370左 右（柴油机以及高速汽油机的中 低转速工况），也可能是膨胀下 止点前的530左右（高速汽油机 的某些高转速工况）。

11. 连 杆 组 件 11.1 概述 连杆杆身所受到的最大压缩载荷可近似的认为是以下两组中数值较大的一组： 或 连杆的小头和大头各受方向和大小都在变化的分布力PA和PL的作用，每一截面 上都有交变的弯矩、法向力和剪力连杆螺栓则担负着保证连杆体和连 杆盖的结合面彼此压紧的任务在装配状态，螺栓就因被拧紧而产生相 当大的拉应力最大拉应力出现在进、排气上止点时 11. 连 杆 组 件 11.1 概述 4、连杆组件的设计要求 设计连杆首先应该保证连杆体、连杆盖和连杆螺栓有足够的疲劳强度，能经受上述 交变机械载荷而不发生断裂连杆体和连杆盖还必须有足够的刚度，以避免 大头的变形影响到轴承润滑与磨损，或是连杆螺栓受到附加弯矩载荷；避免 杆身失稳弯曲使活塞在缸中歪斜，加剧磨损、漏气和窜油为减轻曲轴和机 体所承受的惯性力载荷，连杆应尽可能地轻巧，必须先用高强度材料，合理 设计结构形状，并采取提高强度的工艺措施 5、连杆组件的材料 连杆螺栓必须用优质中碳合金钢制造，调质处理连杆一般用中碳45号钢模锻，强 化程度高的发动机连杆用中碳合金钢锻钢连杆在机械加工前都要进行调质 处理以提高材料的σb和σs。

为提高连杆的疲劳极限，杆身非加工表面的粗糙 度不得大于0.1mm ，通常还要进行喷丸处理高强化发动机则采用全加工连 杆连杆还必须经过磁力探伤，以确保没有裂纹 除钢材外，高强度可锻铸 铁也可用来制造连杆 11. 连 杆 组 件 11.1 概述 连杆的危险部位通常是应力相对较大，应力集中比较严重的部位，对这 些部位的形状和尺寸设计要特别仔细，力求使连杆各处的应力差不 多，并且在疲劳极限以内 连杆的小头和大头轴承的条件比压（即折算到轴承单位投影面积上的载 荷）总是比主轴承的比压大设计时必须使大、小头轴承的条件比 压水平与所用衬套或轴瓦的材料相适应 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 11.2.1 连杆的结构形式 和基本尺寸 连杆的基本结构尺寸是连 杆大小头中心距（连 杆长度）l，小头的轴 承孔直径d1和高度h1 ，大头的轴承孔直径 d2和高度h2，连杆螺 栓中心距C和连杆体大 头宽度B 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 1、连杆长度 为减小发动机的高度和重量，宜在不发生曲轴和活塞运动干涉的前提 下尽可能缩短连杆，现有汽车发动机的连杆长大多为曲轴半径r的 （3.25-3.65）倍，少数发动机因曲轴上平衡重尺寸大，l有大 到3.8r的。

2、连杆大小头高度h2、h1及直径d2、d1 连杆小头高度h1应与活塞上销座部分的设计协调，大头高度h2则应与 曲拐其它部分的纵向尺寸协调通常是应选定h1和h2，再根据小 头衬套和连杆轴瓦材料的许用条件比压来确定d1和d2 ，以满足于 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 式中PAmax和PLmax各为小头最大载荷和连杆轴承最大载荷，h1’和h2’各 为小头衬套和连杆轴瓦去除倒角后的有效高度，[p]为许用比压 一般汽车发动机连杆采用锡青铜衬套，[p]约为62MPa；高强化发 动机连杆则采用铅青铜衬套，[p]约为85-90MPa 由上确定的d2还要经过曲轴强度分析才能最终确定 据统计，车用汽油机的 d1=(0.25-0.28)D,h1=(1.2-1.35)d1,d2=(0.55-0.63)D,h2=(0.4-0.65)d2； 车用柴油机的 d1=(0.31-0.38)D,h1≈d1,d2=(0.63-0.7)D,h2=(0.4-0.7)d2； 直列发动机连杆的h1和h2常相等此处D为缸筒内径 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 3、连杆大头的剖分形式 连杆体和连杆盖的分界面通过大头轴承孔中心线。

若分界面垂直与大小头中心线所在的平面，是平切口连杆；若分界面 与该平面成一斜角，就是斜切口连杆平切口连杆的结构刚度较 好，轴承孔变形较小，制造费用较低，宜优先采用但是当连杆 轴承孔直径d2＞0.65D时，采用平切口很难做到使连杆体的最大宽 度B＜D，为了保证连杆体能从缸筒中抽出来，就不得不采用斜切 口连杆增压柴油机因曲柄销载荷大而d2较大，连杆就多是斜切 口的，倾斜角多为40-50 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 4、连杆体与连杆盖的连接元件及螺栓中心距 绝大多数平切口连杆的连杆体和连杆盖用螺栓固紧而不用螺钉，因为 用螺钉就必须在连杆体中加工出螺纹孔，而螺纹有较大应力集中 ，会降低连杆的疲劳强度斜切口连杆无法在连杆体上加工出螺 栓头支承平台，所以不得不采用螺钉固紧连杆盖 螺栓（螺钉）的中心距C要尽可能小些，平切口连杆的C大多在（1.25 -1.31）d2之间，斜切口连杆的C有大到1.38d2的实际上往往是 以螺栓（螺钉）孔边到连杆轴承底孔的最小距离不小于1mm为限 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 5、连杆体与连杆盖的定位 为了保证连杆体和连杆盖不因装拆而错位，轴承孔不因装拆而失圆，连杆盖 在横向和纵向上都必须对连杆体定位。

平切口连杆大头剖分面上的横向剪切力较小， 通常就用连杆螺栓上的定位带双向定位 斜切口连杆大头剖分面上有较大的剪切力，为避免使连杆 螺钉增加负担，必须采取其它横向定位措施 图11-5中给出了两种常用的定位方式： （a）为横向锯齿定位，纵向用螺钉的定位带定位； （b）为横向用舌槽定位，纵向用小销钉定位 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 11.2.2 连杆螺栓（螺钉）的设计与计算 图11-6中画出了连杆螺栓和连杆大头被螺栓压紧部分的内力与 变形的情况 在装配状态，连杆螺栓被拧紧而发生拉伸变形λbo，则螺栓的预紧力（ 内力）为 ，kb为螺栓的抗拉刚度， 在将 螺栓拧紧到 Pbo的过程中，先是把轴瓦对孔座的凸出量压平，然后 才压缩连杆体和连杆盖（轴瓦也一起压缩）假设螺栓紧到PWo时 轴瓦被压平，则 就是连杆体和连杆盖结合面在装 配状态的压紧力（含轴瓦对接面压紧力增量ΔPWo），而对应的压缩 变形量为 ，此处kc是连杆大头被压紧部分（含轴瓦） 的抗压刚度， 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 在工作状态，当连杆大头受到指 向连杆盖的PL的作用时，每 一连杆螺栓上加了一个外力 Pl。

可近似的认为最大的外 力是： 式中ψ是连杆大头剖分面对连杆大 、小头中心线所在平面的倾 斜角，i是连杆螺栓数目，mj 是曲柄连杆机构往复运动质 量，mB是连杆大头质量 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 当每一连杆螺栓受最大外力Plmax时，螺栓截面的拉力并不等于（ Pbo+ Plmax ），因为在螺栓受外力而拉伸变形量增大了Δλmax的同时，连 杆大头被压紧部分的变形量减小了Δλmax，连杆体与连杆盖结合面 的压紧力从Pco降到Pcmin，所以这时螺栓截面上的拉力为： 此处χ叫做“螺栓的基本载荷系数”，χPlmax是螺栓内力的增幅上式表明 工作时螺栓内力的最大增量只是所受最大外力Plmax的一部分 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 此式表明，要减小螺栓应力的变化幅度，提高其疲劳强度，宜采用较大的 刚度比kc/kb来减小χ这就是说，宜用柔度较大的连接件（螺栓）去压 紧刚度较大的被连接件（连杆大头）这一螺栓连接的基本设计原则 对于主轴承螺栓和气缸盖螺栓 也是同样适用的实际发动机 连杆的kc/kb多在4-5之间，即 χ在0.2-0.25之间者居多。

柔性螺栓（螺钉）设计原则:螺栓 杆部直径d通常略小于螺纹根 部直径，并以杆部截面积不 小于螺纹根部截面积的80%为 下限，只有螺栓(螺钉)定位 带的直径d0略大于螺纹外径ds 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 为减轻应力集中，螺栓（螺钉）的各个截面变化处均应有适当的 过渡圆角，圆角半径ρ不小于0.2d0；螺钉的头几道螺纹顶端 可以切除一切如图11-7中做成锥面A，以利于各螺牙分担拉 力为保证拧紧螺母时螺栓不跟着转，螺栓头部常铣出一个 平面（图11-7中），此时宜将其对称的一面也铣去，以避免 因支承力与螺栓中心线不重合而产生附加弯曲载荷 螺栓（螺钉）头部通常是镦锻出来的，使材料的宏观纤维方向与 外形一致；螺纹在切削出后还要进行光整滚压；这些都有助 于提高连杆螺栓的疲劳极限 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 为保证连杆体和连杆盖的结合面不分开(Pcmin＞0），应取螺栓预紧力 实际上考虑到连杆大头的变形，超速的可能性，以及需要结合面上的 摩擦力来防止连杆体和连杆盖错位等等因素，Pbo一般都取得较大 ，即取为 式中Pwo取自轴承计算结果。

初步设计时连杆螺栓的ds可参考现有同 类型发动机连杆的数据给出，然后进行强度验算 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 螺栓预紧力对螺栓的工作可靠性有很大影响，装配时应严加控制以前常用的 办法是通过控制预紧力矩来间接控制螺栓预紧力，近年来开始推广一种 新方法，即先用扭力扳手把螺栓紧到一个较小的扭矩，使连杆体和连杆 盖结合面密合达到约0.2倍的预紧力，然后分两次将螺母转过一定角度， 使螺栓产生一个确定的变形增量，相应的预紧力增量也就是确定了的 这种方法称为扭矩转角法 连杆螺栓（以及主轴承螺栓和缸盖螺栓）通常用细牙紧配合螺纹，无需采用辅 助锁紧装置（如锁片.开口销等） 11. 连 杆 组 件 11.2 连杆的结构设计 11.2.3 连杆体和连杆盖 11.2.3.1 连杆小头 现代汽车发动机连杆小头一般采用薄壁圆环形结构，小头孔内压配耐 磨衬套小头顶上常留有附加的工艺凸台作为粗加工基准，或作 为调整连杆质量的去重处 二冲程柴油机和增压四冲程柴油机的连杆，由于其小头下半部分承受 的载荷大而承载时间又长，常将小头做成楔型 小头衬套的常用材料有铸造锡青铜和铸造铅青铜，以及由冷轧青铜带 或钢背-青铜双金属卷成的薄壁衬套。

薄壁衬套的厚度可以小到 0.75mm，而铸造青铜衬套的厚度为2-3mm。