第三章 连杆设计

1、第三章第三章 连杆组设计连杆组设计第第一节一节 概概述述1、组组成成：连连杆体杆体(小头、杆身、连杆大头小头、杆身、连杆大头)、连杆盖连杆盖、连连杆螺栓杆螺栓、连杆瓦连杆瓦、小头衬套小头衬套。2、功功用用：连杆组将活塞上所受的连杆组将活塞上所受的力传递力传递给曲轴给曲轴变成转变成转矩矩，同时将活塞的，同时将活塞的往复运动往复运动变为曲轴的变为曲轴的旋转运动旋转运动。3、工作情况工作情况： 运动形式运动形式连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动往复运动；连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作旋转运动旋转运动。n因此，连杆体除了有

2、上下运动外，还左右摆动，作复杂因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，作复杂的的平面运动平面运动。 受力情况受力情况 连杆的基本载荷是连杆的基本载荷是拉伸拉伸和和压缩压缩，最大拉伸载荷出现在进气冲程最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的开始的上上止点附近止点附近，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的量的往复惯性力往复惯性力。 Fj=(m+m1)(1+)r 式中，式中， m、m1 分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量 对于四冲程发动机来说，同样是上止点，排气上止点对于四冲程发动机来说，同

3、样是上止点，排气上止点(=0)、压、压缩上止点缩上止点( = 360)的连杆受力是不一样的。的连杆受力是不一样的。 = 0时，时，Fg=0，Fj=Fjmax，FL=-Fj = 360时，时，FgFgmax ， Fj=Fjmax ， FL= Fgmax - Fjmax 其中，其中，Fg和和Fgmax为气压力和最大气压力，为气压力和最大气压力，FL为连杆力，为连杆力，Fjmax为最大为最大往复惯性力。往复惯性力。四、设计要求四、设计要求 总体设计要求总体设计要求在尽可能在尽可能轻巧的结构轻巧的结构下保证下保证足够足够的的疲劳刚度疲劳刚度和和结构强结构强度度。 受力分析：受力分析：连杆主要承受连杆主

4、要承受气体压力气体压力和和往复惯性力往复惯性力所产生的所产生的周期性交变载周期性交变载荷荷。 强度、刚度不足带来的后果：强度、刚度不足带来的后果： 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。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。 如果连杆组刚度不足，对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。如果连杆组刚度不足，对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。 例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲力；大头儿的失圆使连杆例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲力；大头儿的失圆使连杆轴承的润滑受到影响；杆身在曲轴轴线平面内的弯曲，使活塞在气缸内倾斜，造轴承的

5、润滑受到影响；杆身在曲轴轴线平面内的弯曲，使活塞在气缸内倾斜，造成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨，造成活塞组与气缸间漏气、窜机油。成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨，造成活塞组与气缸间漏气、窜机油。n 为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到，因为为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到，因为连杆重量的增加导致惯性力相应增加，所以连杆设计的总体要求是在尽可能轻巧连杆重量的增加导致惯性力相应增加，所以连杆设计的总体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高强度的材料，设计合

6、理的结设计合理的结构形状和尺寸构形状和尺寸，采取，采取提高强度的工艺措施提高强度的工艺措施等。等。 五、连杆材料：五、连杆材料： 连杆材料的选择就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度连杆材料的选择就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度。所以一般有如下材料可供选择：和强度。所以一般有如下材料可供选择： (1)中碳钢中碳钢(45钢，钢，40钢钢)、中碳合金钢中碳合金钢(40Cr，40MnB，40MnVB) 锻造后进行调质，机械加工后探伤。现在连杆辊锻工艺已经很成熟，锻造后进行调质，机械加工后探伤。现在连杆辊锻工艺已经很成熟，不需要大的锻压设备，制造成本更低。不需要大的锻压设备，制造成本更

7、低。 (2)球墨铸铁球墨铸铁 其硬度在其硬度在210250HBW之间，具有之间，具有300500N/mm2的抗弯强度，与中碳钢差不多。的抗弯强度，与中碳钢差不多。 (3)铸铝合金铸铝合金 它主要用于小型发动机。它主要用于小型发动机。 第二节 连杆的设计一、主要参数的选择一、主要参数的选择1连杆长度连杆长度 l 用连杆比用连杆比=R/ l 来说明。来说明。 连杆长度连杆长度l的校核：的校核： 1)连杆摆角口角最大时，连杆是否碰气缸套下沿。连杆摆角口角最大时，连杆是否碰气缸套下沿。 2)活塞处于下止点时，曲轴平衡重是否碰活塞裙部。活塞处于下止点时，曲轴平衡重是否碰活塞裙部。 3)连杆长度精度连杆长

8、度精度0.050.1mm。（连杆长度直接影响压缩。（连杆长度直接影响压缩比的精度）比的精度） 常用范围为常用范围为1413.2 为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计中的总趋势是尽量缩为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计中的总趋势是尽量缩短连杆长度。目前短连杆长度。目前值已大到值已大到13.2 。 连杆长度连杆长度整机高度整机高度重量重量连杆质量连杆质量平衡性能平衡性能，连杆刚度，连杆刚度可靠性可靠性，但侧压力，但侧压力缸套变形和磨损缸套变形和磨损 图图2-1 连杆基本参数连杆基本参数2连杆小头孔径连杆小头孔径d1和宽度和宽度B1 连杆小头孔径连杆小头孔径d1和和宽度宽度B1 ，由活塞销直径

9、确定，由活塞销直径确定，即即 d1 = d+21 式中，式中，d 为活塞销直径为活塞销直径； 1为连杆小头衬套为连杆小头衬套厚度厚度，采用锡青铜衬套，采用锡青铜衬套1 =23mm，采用冷轧青铜带或钢背，采用冷轧青铜带或钢背-青铜青铜双金属带卷成的薄壁衬套，厚度仅为双金属带卷成的薄壁衬套，厚度仅为0.75mm，可以使结构更加紧，可以使结构更加紧凑。凑。 汽油机的连杆小头宽度汽油机的连杆小头宽度B1 =(1.21.4) d1，柴油机的，柴油机的B1 d1。对小头孔径要进行比压校核，即对小头孔径要进行比压校核，即: 对于汽油机，对于汽油机，q62MPa；对于柴油机，；对于柴油机，q8590MPa。

10、qBdFqg11 3. 连杆大头孔径连杆大头孔径D2 ，和宽度，和宽度B2。 连杆大头的孔径和宽度由连杆大头的孔径和宽度由曲柄销的直径曲柄销的直径D2 ，和长度确定，和长度确定 D2 = D2 + 22 ： 式中，式中，2为连杆轴瓦的厚度为连杆轴瓦的厚度，对于汽油机，对于汽油机，2 =1.52mm，对，对于柴油机，一般于柴油机，一般2 =23mm。 汽车用发动机的连杆大头与大头盖通常都是分体式结构，大多数汽车用发动机的连杆大头与大头盖通常都是分体式结构，大多数采用平切口形式，一些柴油机由于连杆轴颈较粗，采用斜切口形式，采用平切口形式，一些柴油机由于连杆轴颈较粗，采用斜切口形式，主要是为了保证大

11、头外径尺寸小于气缸直径，即主要是为了保证大头外径尺寸小于气缸直径，即大头外径尺寸大头外径尺寸B0 i max 。还可以看出当固定角。还可以看出当固定角增大时，应力不均匀性增加，增大时，应力不均匀性增加，最大应力值增长，故强化连杆最大应力值增长，故强化连杆小头的最有效结构措施是减小小头的最有效结构措施是减小（最小到（最小到9090）4)由压缩压缩载荷所引起的小头应力由压缩压缩载荷所引起的小头应力 a.连杆小头所受的最大压缩载荷连杆小头所受的最大压缩载荷 F c= Fz- F j 式中：式中：Fz作用在活塞上的气压力作用在活塞上的气压力（N） Fz=(Fg-1)D2/4 由于连杆小头与杆身相连，刚

12、度由于连杆小头与杆身相连，刚度大。因此假定压缩载荷大。因此假定压缩载荷F c在小头下在小头下半圆上称余弦分布（如图半圆上称余弦分布（如图3-10）较合）较合理。很显然，压缩载荷的大部分理。很显然，压缩载荷的大部分（0180180-范围内范围内 ）直接）直接在杆身上，并不在小头中引起应力，在杆身上，并不在小头中引起应力，只有一小部分载荷只有一小部分载荷（180-9 90）使小头变形。）使小头变形。图图3-10连杆小头受压时连杆小头受压时载荷分布和固定脚载荷分布和固定脚图图d 压缩载荷引起的应力压缩载荷引起的应力压压缩载荷载荷b.连杆小头任意断面处的弯矩和法向力：连杆小头任意断面处的弯矩和法向力：

13、 在在0 9090时：时： M1c=M0c+ N0c rm(1-cos) N1c = N0c cos 在在9090 时：时： M2c=M0c+ N0c rm(1-cos) - 0.5 F c rm( ) N2c = N0c cos +0.5 F c ( )式中：式中：( )=（0.5 - / ）sin - (1/)cos 选取不同的固定角选取不同的固定角，即可列出，即可列出( )值表格。值表格。图图d为应力为应力a和和i 的分布情况，与拉的分布情况，与拉伸载荷相似，当固定角增大时，应力不伸载荷相似，当固定角增大时，应力不均匀性及最大值均急剧增长，均匀性及最大值均急剧增长，且比拉伸载荷更严重。且

14、比拉伸载荷更严重。图图3-11确定不同确定不同值时的值时的N0和和M0的曲线的曲线小头在拉伸载荷作用下，在任意断面上产生的内、外表应力，以小头在拉伸载荷作用下，在任意断面上产生的内、外表应力，以及小头在压缩载荷下，在任意断面上产生的内、外表应力均用下列及小头在压缩载荷下，在任意断面上产生的内、外表应力均用下列公式计算：公式计算：=2=2M(6(6rm+h)/+h)/h(2r(2rm+h)+h)+KNKN/h i =-2M(6 rm-h）/ h（2 rm-h）+KN/h 式中：式中：M M、N N按前面计算结果；按前面计算结果；K K考虑到连杆小头和衬套在载荷作用下一起变形共同分担法向载考虑到连

15、杆小头和衬套在载荷作用下一起变形共同分担法向载荷的系数，荷的系数，K K= =EFEF/ /（EF+EF），），E、E连杆材料和衬套材料的弹性模数；连杆材料和衬套材料的弹性模数；F 连杆小头断面积，连杆小头断面积，F=F=（D D1 1-d-d）B B1 1F衬套截面积，衬套截面积，F= =（d-dd-d1 1）B B1 1H H 小头壁厚，小头壁厚，h h = =（D D1 1-d-d）/2/25)小头的疲劳强度安全系数固定角固定角断面断面m mn n是连杆小头强度最薄弱处在多数情况下，外侧纤维上的是连杆小头强度最薄弱处在多数情况下，外侧纤维上的m m点应力变化幅度最大，因而也是最危险的。但

16、有时是内纤维上的点应力变化幅度最大，因而也是最危险的。但有时是内纤维上的n n点最危险，点最危险，所以一般要验算这两点的疲劳安全系数。所以一般要验算这两点的疲劳安全系数。危险点的极限应力：危险点的极限应力：m m点：点： n n点：点： 应力幅：应力幅： aa=(max-min)/2=(max-min)/2 平均应力：平均应力：mm=(max+min)/2 =(max+min)/2 小头安全系数小头安全系数n（m点或点或n点）点） acaoajaominmax)0( ,)0( ,00min0maxijiijijiici nnmaz1式中：式中：-1z-1z材料在对称循环下的拉压疲劳极限材料在对

17、称循环下的拉压疲劳极限, ,碳钢碳钢-1z-1z=2.0=2.02.52.510102 2N/mmN/mm2 2, ,合金钢合金钢-1z-1z=2.2=2.23.53.510102 2N/mmN/mm2 2；工艺系数，工艺系数， =0.4=0.40.60.6； 角系数角系数, , =(2=(2-1-1- -0 0)/)/0 0考虑到连杆工作中由于偏斜引起的压力沿轴向分布不均匀及活塞考虑到连杆工作中由于偏斜引起的压力沿轴向分布不均匀及活塞卡缸可能性，一般取卡缸可能性，一般取n=1.5n=1.52.5,2.5,在此处取最小值在此处取最小值n=1.5n=1.5 nnmaz16) 连杆小端的刚度校核

18、当连杆小头与浮式活塞销相配时，小头必须有足够的刚度，以免当连杆小头与浮式活塞销相配时，小头必须有足够的刚度，以免因小头变形过大影响轴承间隙，使活塞销与衬套互相咬死。根据使因小头变形过大影响轴承间隙，使活塞销与衬套互相咬死。根据使用经验，由拉伸载荷引起的小头横向直径收缩量用经验，由拉伸载荷引起的小头横向直径收缩量 应比间隙小一半应比间隙小一半以上（考虑活塞销也有变形）。以上（考虑活塞销也有变形）。 可按以下半经验公式计算：可按以下半经验公式计算：式中：式中：dm小头平均直径，小头平均直径， I小头断面的惯性矩小头断面的惯性矩 ， I = =B B1 1 h h3 3/12/12 B B1 1小头

19、宽度；小头宽度； h h 断面高断面高; ;EIdFmj6231090 (二二) 连连杆杆身杆杆身 1.杆身结构设计杆身结构设计 杆身是指连杆大头和小头之间的细长杆部分。杆身承受交变载荷，可能产杆身是指连杆大头和小头之间的细长杆部分。杆身承受交变载荷，可能产生疲劳破坏和变形，连杆高速摆动时的横向惯性力也会使连杆弯曲变形，因此生疲劳破坏和变形，连杆高速摆动时的横向惯性力也会使连杆弯曲变形，因此连杆必需有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。据工作可靠的发动机连杆必需有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。据工作可靠的发动机的统计表明：的统计表明： 汽油机：汽油机：Am / Ah=0.020.

20、035 柴油机：柴油机：Am / Ah=0.030.05Am 杆身平均断面积、杆身平均断面积、Ah活塞面积活塞面积 为了在较小的重量下得到较大的为了在较小的重量下得到较大的刚度高速内燃机的连杆杆身断面积为刚度高速内燃机的连杆杆身断面积为工字形结构工字形结构(增强杆身的压杆稳定性。增强杆身的压杆稳定性。 杆身弯曲失稳会影响整个工作过程，机械杆身弯曲失稳会影响整个工作过程，机械效率，加剧磨损，甚至连杆断裂效率，加剧磨损，甚至连杆断裂)，长轴，长轴在摆动平面内，考虑惯性力以不同连在摆动平面内，考虑惯性力以不同连杆截面的变化，从小头到大头截面逐渐增大。（如图杆截面的变化，从小头到大头截面逐渐增大。（如

21、图-连杆杆身三维模型）连杆杆身三维模型） 在在“工工”字型断面杆身中，长轴字型断面杆身中，长轴Y-Y应在连杆摆动平面内，这是由于连杆在摆应在连杆摆动平面内，这是由于连杆在摆动平面内上下两端的连接相当于铰支动平面内上下两端的连接相当于铰支(图图a)，而在垂直连杆摆动平面的方向，其，而在垂直连杆摆动平面的方向，其上下两头的连接则相当于两端上下两头的连接则相当于两端固定的压杆（图固定的压杆（图b）故后者稳）故后者稳定性好，允许的失稳临界力大。定性好，允许的失稳临界力大。若连杆在相同载荷作用下，在若连杆在相同载荷作用下，在摆动平面和曲轴轴线平面内摆动平面和曲轴轴线平面内（非摆动平面）两个平面内的（非摆

22、动平面）两个平面内的压杆稳定性相同，则必须使非压杆稳定性相同，则必须使非摆动平面内的惯性矩摆动平面内的惯性矩Ix44Iy，Iy为为连杆在摆动平面内的惯性连杆在摆动平面内的惯性矩。据统计矩。据统计Ix =(23) Iy，这，这就使得连杆在垂直于摆动平面就使得连杆在垂直于摆动平面内有较大的抗弯能力。内有较大的抗弯能力。 工字形断面的平均工字形断面的平均高度与气缸直径的比值为：高度与气缸直径的比值为：汽油机：汽油机：H/D=0.20.3；柴油机：柴油机：H/D=0.30.4 。 工字形断面的高宽比工字形断面的高宽比 H/B=1.41.8。对于汽车发动机对于汽车发动机B的初步的初步值：值：D、S分别为

23、气缸的直径和冲程。为使连杆从小头到大头传力比较均分别为气缸的直径和冲程。为使连杆从小头到大头传力比较均匀，一般把杆身断面匀，一般把杆身断面H从小头到大头逐渐增大，从小头到大头逐渐增大， Hmax /Hmin值最大值最大到到1.3左右，在小头和大头的过度处需用足够大的圆角半径。左右，在小头和大头的过度处需用足够大的圆角半径。DSB61 DSB61 2.杆身的强度计算 连杆杆身在不对称的交连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受变循环载荷下工作，它受到位于计算截面上作往复到位于计算截面上作往复运动质量的惯性力的拉伸。运动质量的惯性力的拉伸。在爆发行程，则受到燃气在爆发行程，则受到燃气压力和惯性力

24、差值的压缩，压力和惯性力差值的压缩，杆身的应力幅杆身的应力幅 只决定于只决定于气压力气压力Fg，而惯性力，而惯性力Fj只只影响平均应力影响平均应力m m ，所以其，所以其最大工况应为最大扭矩工最大工况应为最大扭矩工况。况。 为计算疲劳强度安全为计算疲劳强度安全系数，必需先求出计算断系数，必需先求出计算断面的最大拉伸、压缩应力，面的最大拉伸、压缩应力，现取中央断面现取中央断面-作为计作为计算断面。算断面。1)拉伸应力拉伸应力j由最大拉伸力由最大拉伸力Fj引起的拉伸应力引起的拉伸应力j j= Fj /m式中：式中： m-断面的横断面积，现代汽油机断面的横断面积，现代汽油机m/Fp=0.020.03

25、5，Fp为活塞面积；为活塞面积；2) 压缩应力压缩应力c 在计算由最大压缩力在计算由最大压缩力F c 引起的压缩应力时必需考虑纵弯曲的引起的压缩应力时必需考虑纵弯曲的影响，即它的总应力应是杆身受压产生的应力与纵弯曲造成的附加影响，即它的总应力应是杆身受压产生的应力与纵弯曲造成的附加应力之和。应力之和。 在摆动平面YY内的合成应力： 在垂直摆动平面的平面在垂直摆动平面的平面XX内的合成应力：内的合成应力： 式中：式中：C系数，系数， 对于常用钢材对于常用钢材C =0.00030.0004， Ix计算平面内对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩计算平面内对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩 Iy计算断面对于摆动

26、平面的轴线的惯性矩计算断面对于摆动平面的轴线的惯性矩 令令 对现有连杆，对现有连杆，k1k11.11.11.15mCmxfFfILc 211 mCmyfFfILc 4122 ECE2 33121htBBHIx 33121htBtHIy mxfILck211 myfILck4122 3）疲劳安全系数）疲劳安全系数n 两个平面内的安全系数两个平面内的安全系数nx、ny应分别求取应分别求取max1minj应力幅：应力幅： =(=(maxmax- - minmin)/2)/2平均应力：平均应力： m m=(=(maxmax+ + minmin)/2)/2 XX平面内： YY平面内： minj应力幅：应

27、力幅： =(=(maxmax- - minmin)/2)/2平均应力：平均应力： m=(maxmax+ minmin)/2 nnmaz1杆身大安全系数杆身大安全系数n许用范许用范围为围为1.51.5，其他数据，其他数据参照小头计算。参照小头计算。当连杆杆身在贴近小头当连杆杆身在贴近小头处收缩很大时，由于尺处收缩很大时，由于尺寸减小，有可能成为危寸减小，有可能成为危险断面此时该断面也必险断面此时该断面也必须进行校核，所计算公须进行校核，所计算公式同前，此时拉压应力式同前，此时拉压应力不考虑附加应力。不考虑附加应力。max= 2三、连杆大头三、连杆大头连杆大头必须具有足够刚度。 刚度不足是导致发生

28、抱轴、烧瓦、减摩材料疲劳剥落和连杆螺栓断裂等一系列故障的原因之一。因此连杆大头的设计应使连汗大头具有足够刚度，杆身与大头之间具有平滑地过渡，并尽量减小连杆螺栓之间的跨度，通常在连杆螺栓孔和大头之间只留出1.0-1.5mm的很薄的壁厚，而螺栓孔外侧的壁却应较厚，一般不小于2mm。 如图(a)所示是连杆大头部分最常发生的一种疲劳破坏。为了减小该处的应力集中，连杆大头上为连杆螺栓或螺母所设的支撑面与连杆体之间的过渡圆角的半径应不小于0.5mm，但因布置所限，圆角半径不够大时，可用大半径沉割减小应力集中，如图(b)。设计时注意支承面铣切深度不应太深，如图(c) 。 在四冲程式内燃机上，进气行程始点处的

29、往复惯性力和连杆大头的回转运动惯性力叠加在一起，它们具有使连杆大头盖承受弯曲的作用。为了减小大头盖变形，需要想法提高大头盖的刚度，在大头盖上都设有加强肋，如图所示。肋有助子轴承散热，并且螺孔的四周也应布置较多的金属，以提高螺栓支座部分的刚度。 但是，二冲程发动机的大头盖不受载荷，无需加强。连杆大头大头盖上都设有加强肋连杆大头与连杆大头盖的分开面大多是垂直子连杆杆身轴线，这种连杆大头叫做是平切口的，如图(a) 所示。有些内燃机的连杆采用斜切口大头，此时分开面与连杆杆身轴线成某一倾斜角，如图 (b) 所示，倾斜角一般是30-60。只是在迫不得已的情况下，由于下列原因才采用斜切口：（1）由于曲轴的曲

30、柄销较粗，如果采用平切口，大头尺寸就要超过气缸孔的内径，为了使连杆能够通过气缸孔进行拆装就需采用斜切口的大头。可以看出，当把大头端盖拆掉之后，这种大头的尺寸可以小的很多。（2）为了使螺栓偏向一边，使得便于通过曲轴箱侧壁上的窗口拆装连杆螺栓。(a)(b)3 连杆大头连杆大头（1）设计要求设计要求：a 足够的刚度 b 较轻的质量 c 能从气缸中取出（2）结构形式结构形式： 平切口连杆平切口连杆：当BoD，承载能力大、刚度小、质量重、定位难、螺栓承受剪切应力。 YD490柴油机 连杆 YZ495柴油机连杆 锯齿定位锯齿定位 定位套筒定位套筒 定位销定位销 止口定位止口定位 裂解工艺优点：裂解工艺优点

31、：1.同时同时两个方向的定位；两个方向的定位；2.抗剪抗剪切能力强；切能力强；3.两个连杆螺两个连杆螺栓距离短，连杆大头宽度栓距离短，连杆大头宽度小；小；4.节省加工工艺，成节省加工工艺，成本低。本低。裂解裂解定位方式：定位方式：套筒定位套筒定位：成本低，简单，结构笨重。：成本低，简单，结构笨重。定位定位销定位销定位：成本低，简单，定位不精确。：成本低，简单，定位不精确。 止口定位止口定位：成本低，简单，定位不精确。：成本低，简单，定位不精确。锯齿锯齿定位定位：成本高，定位精确，工作可靠。：成本高，定位精确，工作可靠。裂解定位裂解定位：成本低，：成本低，定位精确，孔不变形，工作可靠定位精确，孔

32、不变形，工作可靠其它尺寸其它尺寸：H3略小于略小于H4，为，为0.30.5D。 螺孔中心距：平切口：螺孔中心距：平切口：C=（1.241.31）D 斜切口：斜切口：C=（1.311.47）D螺栓与螺钉：斜切口均用螺钉，平切口两种都用。螺栓与螺钉：斜切口均用螺钉，平切口两种都用。 螺钉螺钉：连杆体应力集中缓解，但对螺栓要求高，要滚压螺纹。：连杆体应力集中缓解，但对螺栓要求高，要滚压螺纹。定位段在中间，易产生永久性弯曲而卡死。定位段在中间，易产生永久性弯曲而卡死。 螺栓螺栓： 连杆大头应力集中严重，定位段在螺栓头部，不易连杆大头应力集中严重，定位段在螺栓头部，不易卡死。卡死。（3） 提高连杆大头的

33、措施：提高连杆大头的措施： 消除应力集中，增大消除应力集中，增大H3、H4，各处形状圆滑过渡，经可，各处形状圆滑过渡，经可能采用螺钉连接。能采用螺钉连接。 在危险截面局部加强。在危险截面局部加强。（4）连杆大头的强度校核）连杆大头的强度校核 由于形状复杂，一般只对大头盖的强度作比较性的校核计算，连杆受压时，大头盖由于形状复杂，一般只对大头盖的强度作比较性的校核计算，连杆受压时，大头盖基本不受力，而在进气冲程开始的上止点，受到最大惯性力基本不受力，而在进气冲程开始的上止点，受到最大惯性力F j 的拉伸：的拉伸： F j=(M+ M1)r2(1+)+(M2-M3) r2式中：式中：M活塞组的质量活

34、塞组的质量、 M1连杆往复部分的质量连杆往复部分的质量 、 M2连杆连杆旋转部分的质量、旋转部分的质量、M3 连杆大头盖的质量。连杆大头盖的质量。 计算工况为最高转速工况计算工况为最高转速工况 大头盖的简化计算以下列假定为基础：大头盖的简化计算以下列假定为基础：通过连杆螺栓的紧固连接，可把大通过连杆螺栓的紧固连接，可把大头盖与杆身近似的视为一体，弹性的头盖与杆身近似的视为一体，弹性的大头盖支撑在刚性的连杆体上（如图大头盖支撑在刚性的连杆体上（如图3-17），），固定角为固定角为 0 0，大头盖的计算，大头盖的计算断面断面A-AA-A绕此固定截面发生位移，绕此固定截面发生位移，C C/2C=(1

35、.24-1.31/2C=(1.24-1.31）D D2 2螺栓空间距离螺栓空间距离 为曲梁的曲率半径。为曲梁的曲率半径。力力F j通过曲柄销作用在大头盖上通过曲柄销作用在大头盖上系按余弦规律分布。系按余弦规律分布。以一定过盈安装在大头中的轴瓦与以一定过盈安装在大头中的轴瓦与大头一起变形，轴瓦与大头承受的弯大头一起变形，轴瓦与大头承受的弯矩与惯性矩成正比，而承受的法向力矩与惯性矩成正比，而承受的法向力与截面积成正比。大头壁为等截面。与截面积成正比。大头壁为等截面。图图3-17确定连杆大头应力和应力见简图确定连杆大头应力和应力见简图在图在图3-17中中A-A截面上的弯矩和法向力可用下面的半经验公式

36、截面上的弯矩和法向力可用下面的半经验公式求出：求出：计入轴瓦后，大头盖截面计入轴瓦后，大头盖截面A-A承受的弯矩和法向力为：承受的弯矩和法向力为： 0000830012702 .CFMjA 200083001270110 .IICFIIMMjAA 000305220 .FNjA 00030522011 .IIFIINNjAA 由此得到大头盖中央截面由此得到大头盖中央截面A-A的合成应力：的合成应力： 式中：式中： I大头轴瓦截面的大头轴瓦截面的惯性矩， I=B2（D2-D2）3 / 12 I大头截面的惯性矩，大头截面的惯性矩， I=B2（D-D2）3 / 12 F1 大头盖截面积，大头盖截面积

37、，F1= (D-D2)2/4 F 大头轴瓦截面积，大头轴瓦截面积，F= (D2- - D2)2/4 W 大头盖截面的抗弯系数，大头盖截面的抗弯系数，W =B2(D-D2)2/6通常取通常取0=40，则上式变为则上式变为: 高速汽车、拖拉机发动机材料为碳钢、合金钢时，高速汽车、拖拉机发动机材料为碳钢、合金钢时， 1110011003052201200083001270FFF.IIW.cFFNWMjAAA jAFF.WC.F11400230 （5）连杆大头的刚度校核）连杆大头的刚度校核 大头包括大头盖在内是为一体，其横向直径收缩量可按下列公式计算： 为保证连杆轴承工作可靠，不应超过轴颈与轴承配合间

38、隙的一半。 jIIECF. 30240 在原模型中，整个连杆的最小安全系数出现在小头孔底部，约为0.96。在改进后模型中，最小安全系数也出现在此部位约为1.11，比原模型提高了15.6。模型中单侧油孔的最低安全系数为1.634，而在改进后的模型中开对称油孔，油孔的最小安全系数为2.071。安全系数提高了26.7。第三节第三节 连杆螺栓的设计连杆螺栓的设计 为了改善轴承的工作条件，人们力图加大曲柄销直径，为了改善轴承的工作条件，人们力图加大曲柄销直径，连杆螺栓的布置位置非常有限，其尺寸不能太大，而所受载连杆螺栓的布置位置非常有限，其尺寸不能太大，而所受载荷又很大。荷又很大。要尽可能提高其结构强度

39、和抗疲劳劳能力要尽可能提高其结构强度和抗疲劳劳能力 可通过适当选用材料、可通过适当选用材料、合理设计结构形状、合理设计结构形状、 采取相应工艺措施等。采取相应工艺措施等。一、受力分析一、受力分析 四冲程发动机工作时，连杆螺栓承受的最大拉伸载荷按照四冲程发动机工作时，连杆螺栓承受的最大拉伸载荷按照式：式： F j=(M+ M1)r2(1+)+(M2- M3) r2 M活塞组的质量活塞组的质量、M1连杆往复部分的质量连杆往复部分的质量 、 M2连杆连杆旋转部分的质量、旋转部分的质量、 M3 连杆大头盖的质量。连杆大头盖的质量。来计算，假定连杆用来计算，假定连杆用i个螺栓，则每个螺栓所受的工作载荷为

40、：个螺栓，则每个螺栓所受的工作载荷为： F=（1/ i ）F j= （1/ i ）(M+ M1)r2(1+)+(M2- M3) r2 对斜切口连杆来说，连杆螺栓所对斜切口连杆来说，连杆螺栓所承受的拉伸载荷相应减少为承受的拉伸载荷相应减少为: F= Fcos =（1/ i ）F j cos 式中，式中，为连杆体与连杆盖接合面为连杆体与连杆盖接合面与垂直连杆纵轴的平面间的夹角，如图。与垂直连杆纵轴的平面间的夹角，如图。 膨胀冲程上止点时气压力大于惯性力，连杆体压在曲柄销上，膨胀冲程上止点时气压力大于惯性力，连杆体压在曲柄销上，螺栓的最小工作载荷为零，所以螺栓的工作载荷是交变的脉动载荷。螺栓的最小工

41、作载荷为零，所以螺栓的工作载荷是交变的脉动载荷。 为了防止连杆体和连杆盖的接合面在上述工作载荷的拉伸下脱为了防止连杆体和连杆盖的接合面在上述工作载荷的拉伸下脱开，在装配时需加足够的预紧力开，在装配时需加足够的预紧力F1 。而为压平轴瓦对孔座的过盈量。而为压平轴瓦对孔座的过盈量(周向过盈量周向过盈量)，使轴瓦紧贴瓦座，装配时还应加一预紧力，使轴瓦紧贴瓦座，装配时还应加一预紧力F2，该两，该两力之和力之和F0称为螺栓预紧力，是一静裁荷，但数值很大，一般可高达称为螺栓预紧力，是一静裁荷，但数值很大，一般可高达工作载荷工作载荷F j的的67倍。倍。 F0=F1+F2 F0= (67) F j二、连杆螺

42、栓、连接件的载荷二、连杆螺栓、连接件的载荷-变形关系变形关系 要正确地选择要正确地选择F0，必须进一步分析内燃机螺栓和大头的载荷与，必须进一步分析内燃机螺栓和大头的载荷与变形的情况。为了简化问题，暂不考虑轴瓦的影响。设螺栓抗拉刚变形的情况。为了简化问题，暂不考虑轴瓦的影响。设螺栓抗拉刚度为度为C1。，大头抗压刚度为。，大头抗压刚度为C2 ，在预紧力，在预紧力F0作用下，螺栓拉伸变形作用下，螺栓拉伸变形为为01大头相应压缩变形为大头相应压缩变形为02 ，如图，如图3-9所示为它们各自的载荷所示为它们各自的载荷变变形关系。形关系。 1)如图如图3-9所示，预紧力所示，预紧力F0作用后，连杆螺栓的变

43、形为作用后，连杆螺栓的变形为01、连杆、连杆大头的变形为大头的变形为02 ， 则刚度分别为：则刚度分别为： C1=tan = F0/01 C2 =tan= F0/02图图3-9 螺栓与连杆体的刚度曲线螺栓与连杆体的刚度曲线 2)在工作载荷在工作载荷Fj作用下，螺栓作用下，螺栓被进一步拉长被进一步拉长，而大头的弹性，而大头的弹性压缩变形则减少压缩变形则减少，于是原来螺，于是原来螺栓与大头之间的互为反作用的预栓与大头之间的互为反作用的预紧力紧力F0就被部分卸载，变为残余就被部分卸载，变为残余预紧力预紧力F0 。因此螺栓所受载荷。因此螺栓所受载荷为：为： Fmax= F0+ Fj = F0+Fj式中

44、，式中，Fj为动载部分，决定应为动载部分，决定应力幅值的大小，力幅值的大小， 为基本动载系为基本动载系数，数， =FFj 。1CFtanj 21CFtanj 1121jjFFCCtantan图图 a 负荷负荷-变形图变形图所以： 由上式可以看出，基本载荷系数由上式可以看出，基本载荷系数取决于连接件（连杆螺栓）和被连接件取决于连接件（连杆螺栓）和被连接件（连杆大头）刚度之比。螺栓抗拉刚度（连杆大头）刚度之比。螺栓抗拉刚度C1增加，基本载荷系数增加，基本载荷系数增加，即动载荷增加，即动载荷变大，疲劳应力变大。据统计资料有：变大，疲劳应力变大。据统计资料有： C2/C1=26, =0.140.33(

45、其常用范围在其常用范围在=0.200.25)。 越小，动载荷部分相对愈小，越小，动载荷部分相对愈小，对螺栓抗疲劳能力愈有力，因对螺栓抗疲劳能力愈有力，因此，在实践中应提高连接件的此，在实践中应提高连接件的柔度和被连接件的刚度。其他柔度和被连接件的刚度。其他条件不变，螺栓刚度增大后带条件不变，螺栓刚度增大后带来的弊病见图来的弊病见图 c)。图图 c 螺栓刚度太大使其动载荷加大螺栓刚度太大使其动载荷加大由图由图b可以看出对应一定的预紧力可以看出对应一定的预紧力F0 ，有一个临界工作载荷，此时对应连杆，有一个临界工作载荷，此时对应连杆大头结合面间压力为零，若最大工作载荷超过此值，结合面就会脱开，进一

46、步增大头结合面间压力为零，若最大工作载荷超过此值，结合面就会脱开，进一步增大那部分工作负荷就会立即全部加到螺栓上去，使螺栓应力幅增大，同时结合面大那部分工作负荷就会立即全部加到螺栓上去，使螺栓应力幅增大，同时结合面相互冲击，最后必然导致螺栓疲劳破坏。所以，为了保证工作时结合面不脱开，相互冲击，最后必然导致螺栓疲劳破坏。所以，为了保证工作时结合面不脱开，在理论上残余预紧力必需满足：在理论上残余预紧力必需满足：F0= F0 -（1-） F j = F0- (0.750.80) F j 0 即预紧力与工作载荷间必须保持以下关系：即预紧力与工作载荷间必须保持以下关系：F0(0.750.80) F j考

47、虑到连杆盖与连杆体之间结合面考虑到连杆盖与连杆体之间结合面载荷分布的不均匀性，以及发动机超速载荷分布的不均匀性，以及发动机超速和活塞拉缸时螺栓连接的紧密性，长多和活塞拉缸时螺栓连接的紧密性，长多取储备量取储备量(1.41.7) F j 。考虑压紧轴瓦。考虑压紧轴瓦需要消耗的预紧力需要消耗的预紧力F2，所以连杆螺栓的，所以连杆螺栓的预紧力一般为：预紧力一般为： F0= (22.5) F j+ F2对于斜切口连杆，每个螺栓所受的对于斜切口连杆，每个螺栓所受的预紧力为：预紧力为：F0= F2 + F1 cos 图图 b 预紧力不足导致螺栓负荷脉动突然增大预紧力不足导致螺栓负荷脉动突然增大3)考虑超速

48、、拉缸、轴瓦过盈量的影响因素考虑超速、拉缸、轴瓦过盈量的影响因素 由于连杆螺栓的预紧力由于连杆螺栓的预紧力F0对其工作可靠性有很大影响，岿须在装对其工作可靠性有很大影响，岿须在装配时对配时对F0值严加控制。目前在生产中都是通过用扭力扳手控制预紧力值严加控制。目前在生产中都是通过用扭力扳手控制预紧力矩矩M(Nm)来间接控制来间接控制F0的，而这两者之间的关系与螺纹中以及螺母的，而这两者之间的关系与螺纹中以及螺母(或螺钉头或螺钉头)端面与支承面之间的摩擦有很大关系。端面与支承面之间的摩擦有很大关系。式中：式中：dM为连杆螺栓螺纹外径为连杆螺栓螺纹外径(mm) ； s为螺距为螺距(mm)； 为摩擦因

49、数；为摩擦因数；Rm为螺母或螺钉头支承环面平均半径。为螺母或螺钉头支承环面平均半径。在一般情况下，在一般情况下， s/ dM=1/81/120.1， Rm / dM=0.6， =1.5，则得：，则得： M 0.2 F0 dM10-2 MmMMdR.fds.dF.M60160001004)连杆螺栓的屈服强度的校核和疲劳计算连杆螺栓的屈服强度的校核和疲劳计算 连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料屈服，最后仍会使连接松弛，因此必须校核屈服的可可能引起材料屈服，最后仍会使连接松弛，因此必须校核屈服的可能性：能性： 式中

50、：式中： 0 0连杆螺栓最小断面积。许用屈服极限连杆螺栓最小断面积。许用屈服极限 s s=s s/n/n；n=1.52.0。在初步设计时，可根据气缸直径。在初步设计时，可根据气缸直径D来选择连杆螺纹直径来选择连杆螺纹直径dM 。根据统计。根据统计dM =(0.10.12)D（汽油机）和（汽油机）和 (0.120.14)D（柴油（柴油机）。缸径较大的柴油机，每连杆用四个螺栓，是轴瓦压紧均匀机）。缸径较大的柴油机，每连杆用四个螺栓，是轴瓦压紧均匀（如（如6120、150系列等），则螺栓直径可以相应减小系列等），则螺栓直径可以相应减小 dM =(0.090.095)D。 sjfFF 000 连杆螺栓

51、所受拉力在连杆螺栓所受拉力在Fmin=F0和和Fmax=F0+F j 之间变化，则名之间变化，则名义应力义应力min= F0/ ，max = (F0+ F j) /(螺栓杆部和螺栓根部螺栓杆部和螺栓根部 是不同是不同的，须分别代入的，须分别代入) )。 对螺栓杆部和螺栓根部分别按公式对螺栓杆部和螺栓根部分别按公式: :计算疲劳安全系数，计算疲劳安全系数，n n必须必须22。螺纹根部应力集中系数。螺纹根部应力集中系数k取取4.54.5，螺，螺纹杆过渡圆角处取纹杆过渡圆角处取1.51.5。 nnmaz15)设计要求设计要求 根据以上的分析，连杆螺栓在设计时应首先满根据以上的分析，连杆螺栓在设计时应

52、首先满足有足够的抗拉强度，在预紧力和工作载荷下不足有足够的抗拉强度，在预紧力和工作载荷下不产生塑性变形，而且要有足够的耐疲劳载荷能力产生塑性变形，而且要有足够的耐疲劳载荷能力,没有应力集中，采用细牙螺纹，螺栓刚度要小于没有应力集中，采用细牙螺纹，螺栓刚度要小于被联接件刚度。被联接件刚度。三、提高连杆螺栓疲劳强度的措施：三、提高连杆螺栓疲劳强度的措施： 连杆螺栓工作时受到交变载荷的作用，处于疲劳应力状态，它的尺连杆螺栓工作时受到交变载荷的作用，处于疲劳应力状态，它的尺寸受到空间限制，又存在严重的应力集中，它的破坏又会引起整机重大寸受到空间限制，又存在严重的应力集中，它的破坏又会引起整机重大事故。

53、因此，连杆螺栓设计和加工时就要对一些细节倍加注意，要从这事故。因此，连杆螺栓设计和加工时就要对一些细节倍加注意，要从这些细节考虑提高连杆螺栓的疲劳强度。通常有以下措施：些细节考虑提高连杆螺栓的疲劳强度。通常有以下措施： 1)降低螺杆刚度降低螺杆刚度C1，主要是通过光杆直径，主要是通过光杆直径d0进行调整，一般进行调整，一般 d0 =(0.80.85) d1。 2)提高被联接件的刚度提高被联接件的刚度C2 。 3)增加过渡圆角半径，降低应力集中。增加过渡圆角半径，降低应力集中。 4)采用细牙滚压螺纹。采用细牙滚压螺纹。 5)严格控制螺栓和被联接件的形位公差，减少附加弯矩。严格控制螺栓和被联接件的

54、形位公差，减少附加弯矩。 现代内燃机的连杆螺栓的典型结构主要分为两类，一类是螺钉结构，现代内燃机的连杆螺栓的典型结构主要分为两类，一类是螺钉结构，另一类是螺栓结构，如另一类是螺栓结构，如(图图3-11 内燃机连杆螺栓和螺钉典型结构内燃机连杆螺栓和螺钉典型结构)所示。所示。图图3-11 内燃机连杆螺栓和螺钉典型结构内燃机连杆螺栓和螺钉典型结构首先要致力于降低螺栓应力幅首先要致力于降低螺栓应力幅a，即降低它的动荷部分，即降低它的动荷部分xpj这需要降这需要降低螺栓刚度低螺栓刚度c1，(c1设计成柔性螺栓设计成柔性螺栓)，提高大头刚度，提高大头刚度c2，使基本载荷，使基本载荷系数系数x= c1/(

55、c1+ c2)得以下降。前者，可通过缩小螺栓光杆部分直径的得以下降。前者，可通过缩小螺栓光杆部分直径的办法实现。一般推荐光杆部分直径办法实现。一般推荐光杆部分直径d0= (0.80.85)d1(螺栓根径螺栓根径)，这么，这么做是必要的，也是可能的。因为光杆部分直径虽然已缩小到螺纹根做是必要的，也是可能的。因为光杆部分直径虽然已缩小到螺纹根径以下，但它在过渡圆角处的应力集中程度径以下，但它在过渡圆角处的应力集中程度(k1.5)，不如螺纹根部，不如螺纹根部(k4.5)严重，所以螺栓等强度化了，且又保证螺栓在同样极限强度严重，所以螺栓等强度化了，且又保证螺栓在同样极限强度下，具有最大的柔度。有的螺栓兼作定位元件，在杆部带有直径略下，具有最大的柔度。有的螺栓兼作定位元件，在杆部带有直径略大于螺纹外径的精加工定位环带。为了不降低大头的刚性，在被连大于螺纹外径的精加工定位环带。为了不降低大头的刚性，在被连接件之间，切忌置入诸如弹簧垫圈等影响它们刚性的零件。接件之间，切忌置入诸如弹簧垫圈等影响它们刚性的零件。1)降低螺杆刚度降低螺杆刚度C1，主要是通过光杆直径，主要是通过光杆直径d0进行调整，