1100柴油机连杆组动力学分析及结构设计

1、西安科技大学车辆工程系毕业设计论文目录1绪论1.1柴油机在国民经济中的的作用21.2小型柴油机的发展状况及趋势42运动学分析及受力分析2.1连杆的工作情况及受力分析72.2连杆的运动学分析122.3连杆材料和结构的选定153连杆的基本设计3.1连杆主要比例及长度的确定163.2连杆小头的设计183.3连杆身的设计203.4两杆大头的设计214连杆的强度校核4.1连杆小头的校核234.2连杆身的校核274.3:连杆大头的校核295连杆螺栓的设计及校核5.1连杆螺栓的预紧力315.2连杆螺栓的结构设计335.3连杆螺栓的强度校核356结论6.1杆组的损坏形式及改进措施366.2连杆的强化工艺386

2、.3栓疲劳强度的措施391绪论1.1 柴油机在国民经济中的作用内燃机行业是我国机械工业中的一个十分重要的行业，对国民经济的发展起着至关重要的作用。内燃机是汽车、农业机械、工程机械、船舶、内燃机车、地质和石油钻机、军用、通用机械、移动和备用电站等装备的主要配套动力。“十五”期间，内燃机行业将进入重大结构调整和发展时期。内燃机行业将适应市场需要，加快技术创新步伐，为汽车、农机、工程机械等重点工业。农业和交通领域的发展提供更多的高效、节能、低污染和高质量的新一代内燃机。同时，随着我国改革开放步伐的加快和加入WTO内燃机行业将面临更激烈的市场竞争，也将迎来新的发展机遇。据1999年不完全统计，我国内燃

3、机行业生产企业844家，生产的产品有280个以上基本型。全行业共有76万名职工，1999年共生产内燃机1820万台，2.28亿kV，全年工业总产值775亿元，销售收入761亿元，出口创汇3.26亿美元。1999年，我国内燃机总产量中，柴油机881.9万台，占总产量的48%;汽油机938.5万台，占总产量的52%;还有极少量的气体发动机。改革开放以后，内燃机行业对产品结构和企业结构进行了一些调整，取得了很大的成绩。在产品方面，通过自行开发和引进国外先进技术，发展了360多个系列品种的新产品，有了一批可供汽车、农用运输车、拖拉机、船舶等产品选择配套的较好机型。企业由生产单一品种向多品种、系列化转变

4、；在科技方面，高新技术在内燃机产品中开始取得较广泛的应用。我国已能自行开发研制中小功率内燃机，直喷燃烧系统得到推广应用，增压和增压中冷技术的应用取得突破和发展，内燃机强化程度有所提高，车用发动机已采用电控技术和多气门结构、尤其轿车用电喷汽油机已成为主流产品；在企业组织结构方面，已出现了几家市场占有率较高、有一定市场竞争能力和发展势头的大型企业或企业集团，一些产品的产量已向名牌企业集中。通过股份制改造和建立现代企业制度，企业内部结构趋向合理，经济运行质量得到提高。内燃机行业要以市场为导向，以改革为动力，以结构调整为重点，以提高经济效益为中心，重点支持一批有较强竞争能力的大型企业集团和重点骨干企业

5、，坚持科技兴业和技术创新，全面提高以企业为中心的技术开发能力及核心竞争力，加快产品升级换代步伐，努力适应国内外市场需求。为把我国由内燃机生产大国变为内燃机生产强国打下坚实基础，极大地推动我国国民经济的发展。内燃机行业的总量目标是：根据市场分析及我国国民经济发展趋势，预测“十五”期间内燃机行业在产值产量方面的年增长率在6%-9%，内燃机商品量达到2.4亿kW工业总产值1000亿元，其中内燃机配附件产值达到240亿元，出口创汇达到3.5亿一4亿美元。这些充分证明了内燃机在国民经济中不可替代的巨大作用，也是我国要成为经济强国所必须认识到的。柴油机经过100多年的发展，已经成为国民经济中极为重要的原动

6、机。柴油车与汽油车相比，有两方面的优势：首先，柴油价格比汽油低，而柴油车的单位功率油耗量（每千瓦小时耗油量g/kWh）比汽油车低，因此柴油车的经济性好。其次，柴油发动机没有尺寸上的限制，可以制造出大功率的发动机，如重型货车用发动机。此外柴油车排放的一氧化碳（CO和碳氢化合物（HQ很低。随着全球原油市场价格的不断上涨，以及柴油机技术的不断进步，曾经刮起过一股车市“旋风”的柴油车，近来又被提上日程，日益受到消费者和国内外各大汽车厂商的垂青。柴油发动机油耗经济早已得到业界公认。作为动力的主要来源，柴油的能量密度比汽油高出10%以上。在燃烧过程中，柴油的热效达到40%，而等量的汽油热效最多只能达到30

7、%。较之汽油发动机，柴油车在功率和加速性上虽然略逊一筹，但同时其瞬间喷油量相对较小，燃油性自然更经济。自90年代以来，由于排放控制技术的长足进步，柴油机在车用动力中占据着越来越重要的地位。在中、重型汽车动力领域，柴油机保持了其独占地位；在轻型车动力领域内，柴油机的应用不断扩大；在轿车领域，低油耗、低污染的柴油轿车在欧洲得到迅速发展。所以随着能源危机的日益严峻，环境指标的要求越来越高柴油机将成为动力的主要来源。1.2小型柴油机的发展状况及趋势小型通用柴油机按国际惯际，小型系指。<100马力，通用则泛指为非特定用途，即农用、车用、工业用、船用的各种配套皆考虑，而生产企业则以多品种，多变型来满

8、足市场配套的特定需要。我国的小型通用柴油机从行业上分别归属于中国内燃机工业协会的单缸柴油机及多缸小柴油机两个分会，生产企业分别有120和70余家，占全国内燃机生产企业总数的65%左右2007年生产台数为840万台和400万台，占全国柴油机生产总量1500万台的87%。2007年，我国的小型通用柴油机配套机组是： 454万台农用三轮运输车 248万台小型拖拉机 37万台农用四轮运输车 30万台轻型汽车 3.5万台中型拖拉机 2.5万台中型联合收割机 1.5万台中等功率工程机械 30万台内河湖泊河船用挂浆 30万台农排及农副业加工 15万台小功率工程机械发电等机组配套 115万台的单机或配套出口表

9、1-120022007年中国单缸柴油机殛配套机具产量单位：万台年份200220032004200520062007单缸柴油机719750770800812842单机及机组出口113.3124150.5165200212小型拖拉机144.8150169.2151170182农用三轮运输车244221.5230256266.3251.1由表1-1罗列的一系列数据表明，结束徘徊、走出谷底是业内焦虑的中心。我国的单缸柴油机“九五”期间国内市场中用于小型拖拉机和农用三轮运输车配套平均为62.5%,单机出口供应量平均为10%，出口的也主要供农用，还有8%供农排、农副产品加工、农村船用，因此单缸机产量中80

10、%以上直接为农业、农村、农民服务。我国的多缸小柴油机也是主要以“三农”服务为主，仅2006年总销售634699台中供农用四轮运输车配套427075台、中型拖拉机36314台,联合收割机3.3万台，三项合计占总量78.2%。综上可见，“三农”动向关系到单缸及多缸小柴油机的发展，是市场研究的基础表1-22005年单缸柴油机销售主要品种及市场份额型号1100111011051115180175195数量（台）19166841253681987562853124542367478564395412占总量%3019.515.413.38.47.46.2我国的单缸柴油机行业2007年现状是：总产量与200

11、6年比同比分别上升0.7及2.4个百分点。出口量销量同比增幅17.41%。行业总量收入从2006年的llg亿元下降至91亿元，降幅达22.9%。行业利税总额2006年为4.16亿元，2007年仅为0.84亿元，降幅高达79.9%,亏损面从30.6%,增至32.3%,总亏损额高达2亿元。现产品结构仍然是单缸、卧式、水冷机型的“一统天下”，卧式机型占总量的98.4%0水冷机型占93.1%，大于10马力的产品占总量的71%小型柴油机的前景：农机是现代农业的基础，农机化是农业现代化的标志。当前我国农业劳动量中，农机已承担了耕地2/3、播种1/4、收获1/6。在农业劳动力过剩的前提下，农机具的运行成本，

12、加上化肥、农药购置成本的一应上涨，另外还有其他负担的上涨，这些因素均将制约农机化发展。柴油机工作存在冒烟极限，不允许柴油机在冒烟极限下工作。对于多缸柴油机，它的燃油油泵中附带的调整系统有油量限制和弹簧校正装置，能控制循环最大油量，从而避免了柴油机在冒烟极限下超负荷工作。而对于单缸柴油机，因其结构限制及低成本的考虑，装用的单体燃油泵中不带上述装置，分置的调整器上也没有油量限制和扭矩校正，如果单缸机不装限油器，或限油器质量低劣，当柴油机已达到标定工况工作时，随着荷的增加，不断增加循环供油量，柴油机将超负荷工作。当负荷增加至“冒烟极限”时，再加大循环供油量。则柴油机就吐出滚滚的浓烟，并导致活塞、燃烧

13、室积炭，内燃机过热，造成机器“短命”和对环境的严重损害。现代的国外单缸柴油机都有限油装置，它提供了限油及起动加浓的基本工能，从而保证了柴油机动力性，经济性、环保性基本要求，也确定了制造者和使用者的合法权益和责任界面。从国家拖拉机质量监督检验中心20012002年对小型拖拉机配套的单缸柴油机检查结果来看，装有油量限制器的单缸柴油机环保指标的合格率仍然较低。2运动学分析及受力分析2.1连杆的工作情况及受力分析连杆是柴油机的主要运动部件之一，连杆组由连杆，连杆衬套，连杆螺栓及连杆轴瓦等零件组成，它把活塞的直线往复运动转变为曲轴的旋转运动，并在曲轴和活塞之间传递作用力，对外输出转矩驱动汽车车轮转动。曲

14、柄连杆机构的动力分析是柴油机结构设计的基础，它是分析曲柄连秆机构中力的作用情况，并从中找出影响柴油机曲轴的输出扭矩、曲轴旋转的均匀程度和动力不平衡的根本原因，从而确定改善柴油机动力性能的措施。动力分析还为柴油机主要零件的强度、刚度、磨损、振动和轴承负荷等计算提供必要的数据。运转着的柴油机，其曲柄连杆机构中作用着气体对活塞的压力、往复或旋转运动质量的自重和惯性力、外部载荷对柴油机的反作用力、摩擦副间的摩擦阻力等。在动力分析中，不甘及自重和摩擦阻力，主要是分析气体压力和惯性力（活塞组作往复运动产生的惯性力、曲轴的不平衡质量作旋转运动产生的惯性力和连杆摆动产生的惯性力）在曲柄连杆机构中的作用情况。连

15、杆的工作情况连杆小头与活塞销连接，同活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销连接，同曲轴一起做旋转运动，因此在发动机工作时连杆做复杂的平面运动。连杆组主要受拉伸，压缩和弯曲等交变负荷。最大压缩载荷出现在做功行程上止点附近，最大拉伸载荷出现在进气行程上止点附近。在压缩载荷和连杆组做平面运动时产生的横向惯性力的共同作用下，连杆组可能发生弯曲变形。根据连杆组的工作条件，连杆组应具有足够的抗疲劳强度和结构刚度，质量应尽可能小若强度不足，连杆螺栓，连杆盖甚至连杆体都可能断裂。若刚度不够，则可能因为连杆大头变形而使螺栓弯曲；由于大头孔失圆而使连杆轴承的润滑遭到破坏；由于杆身弯曲而造成活塞与气缸壁，连杆轴承与曲

16、柄销偏磨，气缸漏气和窜机油等弊端。连杆的受力分析1沿气缸中心线的作用力(2-1)(2-2)PPgPjPgPgFp(pgPg)Fp式中Pg往复惯性力Pj气体压力Pg单位活塞面积上的气体压力kgf/cm2pg从示功图上量得的气体压力kgf/cm2p曲轴箱内的气体压力kgf/cm2(2-3)(2-4)(2-3)(2-4)Pjmjmjmpmca式中活塞加速度；mj往复部分的质量；mp集中在活塞销中心质量；mca换算到连杆小头的质量；mp集中在活塞销中心质量；mca换算到连杆小头的质量。1）Pg的求法：在压缩行程中Pg=Pg（压缩始点）在膨胀行程中Pg=Pb（膨胀终点）2）pg的求法：a.四冲程柴油机和

17、带扫气泵的二冲程柴油机，Pg=1kgf/cm2b.曲轴箱换气的二冲程柴油机Pg取自曲轴箱内的气体压力示功图计算得：mj1.72kgPj=6298kgf/cm21)Pg(0.951)Fp1)Pg(0.951)Fp3.75N所以：P=6295kgf/cm2或P=6484kgf/cm2分解和传递式中式中PnPnPtgPcrPcr沿着连杆中心线的作用力Pcr-Pcos(2-5)(2-6)(2-7)巳RPra式中式中Pt作用在曲柄销中心的切向力Ptsin()cos(2-8)Pra作用在曲柄销中心的法向力PPc°s()racos(2-9).规定（图2-2）PgPj朝曲轴旋转中心为正;Pcr压缩连

18、杆为正;Pn对曲轴中心产生的力矩方向与曲轴旋转方向相反为正;Pt顺着曲轴转向的为正；Pra超想曲轴旋转中心的为正;图2-1作用在曲柄连杆图2-2作用在曲柄上力和机构中力分解和传递力矩的作用方向和符号所以：曲轴不同角度下对应的各个力的具体比值见下表表1-1P，Per，Pra的比值0Pn/PtgPer/PCOSPa/PCO1)001800.00001.00001.00001.00001803605175r024600030.99409983185355:101700490001297619933190350115165073100279470984819534520160P096800479066

19、9728200340:251551199007285569570205335130150142301017949937121033035145P1637013372529134215325:40140P184101686477884022032045135203302045634850422531550130r2210024147358121230310:55125237102773793767823530560120I251603122822717824030065115246003431833661924529570110P2745037008416000250290:7510528280

20、392014353192552858010028870409110745802602808595P2924041920413784265275902936042229362702.2连杆的运动学分析221活塞的运动学1.活塞的位移：活塞的位移由上止点开始计量X(LR)RcosX(LR)RcosIcos(2-10)(2-11)推导得RX(1cos)-(1cos2)(2-12)又LsinRsinXmax119mm2活塞的速度2活塞的速度、,dxdd、VR(sinsin)dtdtdtdRcosdddtLcosdt且dt将位移对时间求导(2-13)sin()所以VR知cossin()所以VR知cos7

21、2VmaxR.1213.7ms3活塞的加速度：对式（2-13）求导dvdtdvdtR(cosddtsin.d1d、srsin石co亩(2-14)整理得jR严s(cos)Rcos2Lcos3当00时jmaxR2(1)3662ms24活塞的平均速度：CSnm亠基8ms305.连杆的角位移：arcsinfsin)（2-15）摆角速度:dt6连杆的加速度:将式2-17整理得:当9002700达极值Lmaxcoscos900270°时1800时(1cos(2-16)(12sin2max(112)1.01rad6Lmax63raddldtsinLRcosdtcossin(2cos(2-17)(1

22、2)sin飞(2-18)2.2sin2(12)214897rads曲柄连杆机构的质量换算：1连杆组的质量换算连杆组包括连杆体，连杆盖，连杆衬套，连杆轴瓦,连杆螺钉及油管等。lI连杆各个零件重心到连杆组重心的距离;I1）换算原则a质量不变，即mcimc；i1ib.中心位置不变，即mcih0；I1Ic.转动惯量不变，即mcili2Ic；I1式中I连杆组的零件序号；mc连杆组的重量；mci连杆组各个零件的换算质量;Ic连杆组绕其重心的转动惯量图2-3连杆组的双质量代替系统2）双质量代替系统换算三原则在双质量代替系统中的应用:mcamcbmcEca1amcalmcblb0mcbb1(2-19)由上式可

23、得式中mca(mcb)式中mca(mcb)mcamcbMcmclbamc(2-20)集中在连杆小（大）头的连杆换算质量;la（lb）连杆重心到连杆小（大）头中心的距离;Mc修正的连杆力矩捷尔斯基公式la08(0.001nmax)20.31(0.001nmax)20.5(2-20)nmac柴油机最高转速。从而得：*0.79la=158mm1b=42mm1查得45钢密度为：7.85gcm2所以计算估计连杆的质量为：1000g2.3连杆材料和结构的选定连杆既是传力构件，又是运动件，因此，不能单靠加大连杆的尺寸来提高其承载能力。必须从材料选用、构形设计、热处理及表面强化等方面采取措施，来解决连杆尺寸、

24、重量和强度、刚度之间的矛盾。为此在连杆设计过程中，应广泛采用实验应力分折，针对连杆的应力分布决定连杆构形，使材料合理利用，满足连杆既轻巧，又耐用的要求。231对连杆组的要求：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）尽量缩短比度，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。连杆材料的选定：45钢锻造而成。连杆结构的确定：1大头选择平切口优点：连杆易于加工，连杆螺栓不受剪切力，在小型柴油机上应用广泛。缺点：大头横向尺寸较大，曲柄销直径加大受限制，在杆身与大

25、头圆弧过渡区需制成螺栓头的支撑面，对该处强度有影响。3连杆的基本设计3.1连杆长度及主要比例的确定连杆的长度I（即连杆大小头孔中心距）与结构参数Rl（R为曲柄半径）有关。连杆长度越短，即越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但大使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平平衡块和活塞，气缸套相碰的可能性。所以连杆长度I和的数值具体参考下图可得。机加ARH一骰祂iff矗j®机力Ifll-A-1宜判心MVb1即VU13.7时/S>1X4一L-1中速扯伽cn1U£U«Zr143/,0.230*2E-4.a小1.9表3-1的一般范围选取

26、0.28I200mmJtmm)30C0rpmn列式柴迫机违朴图3-1高速柴油机的连杆长度血1.25D1C0.601直0.65上1.23d1DdD1D1查柴油机设计手册表8-1可得：0.75IDddM0.125H0.300.645DH0.19H上式中各符号见下图图3-2连杆的主要尺寸3.2 连杆小头的设计321小头结构形式选择如下图:图3-3连杆小头的结构形式此种结构结构简单，制造方便，材料能充分利用，在小型柴油机撒和那个广泛应用322小头结构尺寸小头主要尺寸为连杆衬套内径d和小头宽度bi，bi取决于活塞销座间隔b与连杆小头的端面间隙i，即bibi。这些尺寸在活塞组设计时已基本上确定，这里需要校

27、核一下小头轴承的比压，可按下式计算:Pzdb1式中R最高燃气作用力，PzPzD2;4d衬套内径；bi衬套支承长度。所以易求得q=525kgf.cm2而q的许用值与材料润滑条件等因素有关，其值一般如下:高速柴油机青铜衬套630kgfcm2强化柴油机800kgfcm2所以选择青铜衬套小头比压合格连杆小头主要尺寸比例范围大致如下：d=(0.280.42)D;=(0.040.08)d;bl=(0.91.2)d;d2=(1.21.4)di.初步选定如下：d=30mm=2.25mmb1=30mmd2=42mmb=35mmdi=34.5mm连杆衬套1衬套与小头孔的配合衬套与小头孔为过盈配合常用jejdjbj

28、c等青铜衬套与活塞的配合间隙大致在(0.00040.0015)的范围内所以选2衬套的润滑方式在小头上方开有集油孔靠曲轴箱中飞溅的油雾经进润滑，润滑油的均匀分布可通过衬套上开布油槽来达到。3. 衬套材料锡青铜ZQsn5-5-5.3.3连杆杆身的设计高速柴油机连杆杆身广泛采用工字形截面。工字型截面的长轴y-y处于连杆的摆动平面内，使连杆身截面对垂直于连杆摆动平面的x轴的惯性矩jx大于对位于摆动平面的y轴的惯性矩Jx，一般Jx(23)Jy,这样符合连杆身的实际受力情况，并有利于杆身向大,小头过度。某些连杆杆身宽度较小，而地板与筋板的过渡圆角较大，这虽然牺牲了垂直于摆动平面的刚度，但可延长锻模寿命，锻

29、件毛坯尺寸较准确，重量较轻。批量小而尺寸大的工字型杆身也可以自由锻造在经机械加工而成。工字型截面杆身尺寸参阅柴油机设计手册表8-1选取。多数连杆杆身高度H变化，而宽H度B不变，统计表明，max1.041.25。HminI连杆杆身的最大拉应力一般发生在杆身与大小头圆角过渡处，最大压应力发生在杆身中部。选取范围如下d=(0.250.35)D;d0=(0.20.5)d.所以图3-4连杆的截面形式H=30mmB=19mm槽厚t=6mm3.4连杆大头的设计341大头的选型图3-4连杆大头的结构形式大头选择平切口优点：连杆易于加工，连杆螺栓不受剪切力，在小型柴油机上应用广泛。缺点：大头横向尺寸较大，曲柄销

30、直径加大受限制，在杆身与大头圆弧过渡区需制成螺栓头的支撑面，对该处强度有影响。大头尺寸连杆大头尺寸主要取决于曲柄销直径D2,长度L2及连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径dM,D2,L2,等尺寸，由曲轴和轴承设计决定，dM,则根据强度校核要求设计（见第五章。）1. 为使活塞连杆组能从气缸中装拆，要求大头的最大横向尺寸小于气缸直径。2. 连杆大头螺栓孔中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓中心孔距一般为11,（1.21.3）D1。螺孔外侧厚度不小于24mm。3. 连杆大头高度比,（比），H2,对大头的刚度影响较大，其一般范围如下：平切口连杆比（0.410.58）D,;斜切口连杆Hi（0.190.24）Di；平切口

31、和斜切口连杆H2（0.410.58）D1.选取H=27mm=60mmb2=39mmb=35mm11=74mmb=35mm11=74mm=0.25mm343大头的定位方式图3-5连杆大头的定位方式螺栓定位用连杆螺栓定位带定位，以防止连杆体和连杆盖安装时错位，连杆螺栓不承受剪切力作用常用于平切口连杆的定位方式。344连杆大头强度的增强方式1连杆盖上设各种加强筋如图3-62螺栓头支撑面或螺母支撑面要用圆弧过渡，避免加工尖角，可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中，但必须提高圆弧沉割处的光洁度。图3-6加强肋4连杆强度的校核4.1连杆小头的校核由衬套过盈配合及受热膨胀产生的应力由于衬套过盈配合及受热膨

32、胀产生的径向均布力(4-1)P=222kgf/cm2d2diudid(iU22u,d2d1d1dd-EE式中衬套压配过盈量；t衬套和小头膨胀不一致产生的过盈量，t=(a-a')tdi；a连杆材料线膨胀系数，1.010510C;衬套线膨胀系数，1.01051°C;t连杆工作时温升，约100-130°C；u泊桑比u=0.3;E连杆材料的弹性模量，对于钢E2.2106kgfcm2;E衬套材料的弹性模量，对于青铜E2.2106kgf.cm2;d衬套内径;d1小头内径；d2小头外径。由p引起的小头应力内表面:外表面：内表面:外表面：2d2d2d122Pd2d12d12d；d1

33、2796.5kgfcm24.1.2 有惯性力拉伸引起的小头应力：当=0的截面上M。Pjmaxr(0.00033c0.0297)N°=Pjmaxc)(4-2)(4-3)900c0时M2M0N°r(1sinQ0.5Pjmax"sinccosQN2N0cosC0.5Pjmax(sinccosc)易知1200且内表面最大应力发生在900处，外表面发生在式中所以PjmaxG2R(1)484.6kgfcm2gG换算到活塞小头的质量M。1200时外表面最大应力式中Pjmax6.75kgfcmN0230.7kgfcmm2n2133.14kgfcm140kgfcm6rhh)KN2活

34、塞组的最大惯性力,小头平均半径,固定角,h小头壁厚,bi小头宽度;Pjmax*b1h1545kgfcm2R(1）；di;J40c90arccosd2d1h12考虑衬套过盈配合影响的系数,F小头截面积,F(d2F衬套截面积,F(d1Hr2EF；EFEF；di)bi；d)b；(4-7)4.1.3 .有最大压力pc引起的应力1zPcPz-4Pjmax(4-4)计算得：Pc5515.4kgf取最高爆发压力Pz80kgf当900c0时：M2=M0N°r(1cosc)Pcrf(c)(4-5)N2=Pc*f(c)+N0cosc(4-6)式中f(c、sin)2sin1cosMoN0可由柴油机设计手册

35、图8-36查得M°=14N°=17.4所以m265.7kgfN086.9kgfac'2M6rhh(2rh)kn22b1h.小头的安全系数式中iz材料在对称循环下的拉压疲劳极限;应力幅;平均应力;考虑表面加工情况的工艺系数，取=1；角系数,1材料在对称循环下的弯曲疲劳极限;0材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限。因为计算得应力幅平均应力n>1.5（合格）2(aj1(ajacac)=594.3kgfcm22a)=747kgf.cm24.1.5.小头横向直径减小量!Pjmaxdm(0900)2106EJ(4-8)式中dm小头平均直径;小头截面惯性矩,bh.12所以易求得J

36、=0.028cm41=0.00133（合格）4.2连杆杆身的强度校核4.2.1.杆身计算力最大拉伸力Pj=G2R(1)=553kgf.cm2g式中G,G分别为活塞组重量和位于计算截面上那一部分连杆重量最大压应力2PC=PzDPj=5514.4kgfcm24422.杆身中间截面I-I处的应力和安全系数p.1.由片引起的拉应力.-=178kgfcm22由PC压缩和纵弯曲引起的合应力在摆动平面内PC=1979kgfcm2在垂直于摆动平面Pl-CPC=1963kgf.cm2F4Jy式中F杆身中间截面积；C系数，对于各种钢材C=0.00020.0005;E材料弹性极限;Jx杆身中间截面对其垂直于摆动平面

37、的轴线惯(4-9)(4-10)(4-11)(4-12)(4-13)性矩，13312BH(Bt)h；Jy杆身中间截面对其位于摆动平面的轴线惯性矩133JY(Hh)B3ht3。12计算得JX=3.3Jy=0.613.应力幅a和平均应力在摆动平面内ax=1079kgf.cm2mx=900kgfcm2在垂直于摆动平面ay=1071kgfcm2ay=893kgfcm24.安全系数nx=1.7axmyny1z=1.7(4-14)(4-15)(4-16)(4-17)(4-18)(4-19)aymy因为安全系数均在1.53.0之间所以合格在杆身最小截面H-H处的应力和安全系数拉应力213kgfcm2(4-20

38、)min压应力PjPzFmin234kgf.cm2(4-21)由上式4-12和4-13可求得：12357kgf.cm2所以在摆动平面22281kgf.cm2a1285kgf.cm2m1072kgf.cm2图4-1杆身计算简图同上可求得nx=1.57ny=1.55因为此安全系数也在1.53.0之间所以安全4.3连杆大头强度的校核大头计算简化如下：盖与大头作为一个整体，外在压力为余弦分布，轴瓦与大头变形一致，大头为等截面，计算简图如下：图4-2连杆大头计算简图431连杆大头受惯性力拉伸负荷PjmaxPjmax(1G2G2g2r(4-22)式中G，G，G2，G3分别为活塞组重量，连杆组往复部分，连杆

39、组旋转部分及连杆大头盖的重量。计算得：Pjmax=753kgf.cm2连杆盖中央截面DD上的应力为：Pjmax0.02310.4(4-23)Z(1J)J,J连杆盖和轴瓦中央截面的惯性矩;F,F连杆盖和轴瓦的中央截面积；Z连杆盖计算截面积的抗弯断面系数又知JJiFi=1.36cm4124=0.0046cmycFiyi=0.51mmYmax1.5yc0.99mmZ=1.37ymax所以=261kgfcm2Ymax1.5yc0.99mmZ=1.37ymax所以=261kgfcm2432.连杆大头横向直径减小值30.0024Pjmaxl1E(JJ)计算得1=0.0024(4-24)所以在选取轴承时使轴

40、承间隙的一半小于1即可图4-3连杆盖大头截面图4-3连杆盖大头截面5连杆螺栓的设计5.1连杆螺栓的预紧力连杆螺栓主要承受由预紧力引起的拉伸和扭转静负荷，以及活塞连杆组惯性力拉伸变动载荷,其受力和变形如下图：图中图5-1连杆螺栓的受力和变形Po螺栓预紧力；Pi保证轴瓦过盈所必须的压紧力;P2保证连杆大头不分离所必需的压紧力;P2连杆大头的参与压应力;P作用在螺栓上的总拉力;PjlPjl每个螺栓有惯性力引起的工作负荷,PlP，jmax?iPjmax活塞连杆组往复惯性力及连杆旋转质量（不包括大头盖）惯性力之和的最大值;I螺栓数目；大头剖分面和杆身中心线的夹角;P工作负荷传递到螺栓上的基本负荷部分，P

41、Pjl;P工作负荷传递到大头上的负荷部分，p(1)Pjl;螺栓在预紧力P1作用下的伸长量;1在压紧力Pl作用下轴瓦的缩短量;2在压紧力P2大头的缩短量；在工作负荷Pjl作用下螺栓的伸长量5.1.1.预紧力的决定连杆螺栓预紧力不足或过大都会导致螺栓断裂，因此此预紧力必须合理选择并在装配式严加控制。预紧力应保证在工作负荷的作用下，大头剖分面保持紧密接触，比且不引起螺栓的塑性变形，可按下范围选取：对于厚壁轴瓦Po=(2.53)Pjl(5-1)选取Po=1017kgfcm2Po'minPo'min校核螺栓材料是否屈服，应满足(5-2)式中Fmin螺栓最小截面积；s材料的屈服极限；n安全

42、系数，可取n=1.52.0。5.1.2. 预紧力的控制对于普通的连杆螺母，可用下列公式计算其拧紧力矩：装配螺母时表面无润滑M0.2p°dM(kgfm)(5-3)摩擦表面光滑且有润滑M0.15P0dM(kgfm)(5-4)所以可得M=36612kgfm或M=27459kgfm5.2连杆螺栓的结构设计521.结构尺寸般范围如下:连杆螺栓直径参考柴油机设计手册表8-1选取dM的0.110.140.090.0950.110.140.090.095D两个螺栓四个螺栓因此选取dM=18mm5.2.2. 材料连杆螺栓用40Cr,HRC3038,螺母用45钢5.2.3. 技术条件1连杆螺栓端面对螺纹

43、的纹跳动0.05;2连杆螺纹镀铜处理；杆身的圆度公差为正负0.09;3. 杆身的粗糙度为7;螺纹的粗糙度为6;4. 螺栓杆身过渡圆弧半径为8mm;螺栓杆身的同轴度为0.05;5. 螺纹用滚扎法制成；整个螺栓经发蓝，磁性探伤处理。5.2连杆螺栓强度的校核应力的计算1.杆部maxP2=887kgf:cmF0minP=547kgf.cm2F02.螺纹部分maxP2=628kgfcmF1minP=407kgf.cm2(5-5)(5-6)(5-7)(5-8)522.应力幅和平均应力的计算1.杆部2.螺纹部分maxmina2maxminm2maxmina2maxminm2157kgfcm2731kgf：c

44、m2111kgf.cm2518kgf.cm2.安全系数的计算1属于第一区域的应力循环1zKaam3.6螺纹部分1zK3.92.属于第二区域的应力循环杆部nKS2，am螺纹部分ns2.4Kam以上所有式中P，Po分别为螺栓所受的总拉力和预紧力；Fo,F1分别为螺栓最小截面积和螺纹根部截面积；工艺尺寸系数，？；尺寸系数；表面加工情况系数；2角系数，210；0因为连杆螺栓的强度条件是n>2所以所设计的螺栓强度合格6结论6.1连杆组的损坏形式及改进措施连杆的主要损坏形式及改进措施列于表6-1中图6-1连杆的损坏部位表6-1连杆的主要损坏形式及改进措施序号损坏部位损坏形式损坏原因改进措施1连杆局部

45、应力过高区及应力集中区（见图6-1）断裂1.强度不够，应力过大；2刚度不足变形过大；3.过渡圆角太小；4油孔等处光洁度不够；5.材料缺陷或热处理不当1.改进构型设计，降低危险，点应力；2.适当加大过渡圆角，消除应力集中；3.提高表面光洁度；4.选用强度高的材料；5.消除材料缺陷，善热处理工艺2锯齿定位齿根裂1. 齿形设计不当；2. 加工精度差，齿面不能紧密贴合；螺栓预紧力不当1.改进齿形设计；2.提高齿形加工精度；3.齿面配对研磨保证紧密贴合；4.合理选择螺栓与尽力序号损坏部位损坏形式损坏原因改进措施3连杆大头内表面磨蚀轴瓦过盈度不够，引起轴瓦松动1. 选择合适过盈度；2.大头2. 孔内表面喷

46、丸3.在轴瓦3. 背上镀一层铜或4小头衬套过度磨损合1小头轴瓦润滑咬.不良；2小头纵3.向变形较大连杆弯曲1.小头轴承润滑；2.增加小头刚度，如用椭圆环小头5连杆轴瓦偏磨，过度磨损，咬死1.大头孔变形较大；2连杆盖与连杆体错位；3杆身弯曲；4油孔位置不当1. 改进结构设计，提咼大头2. 和杆身刚度；2.将轴承最小油膜区从负荷作用最大区移到刚度最大的区域；3. 改进大头盖疋位6连杆螺栓折断1预紧力不足或过大2应力集中，局部应力过大；3因支撑面不平，大头刚度不够等原因引起螺栓的附加弯曲应力过大1. 选择合适的预紧力；2.提2. 高螺栓疲劳强度3.选用较好的材料；4.减小螺栓的弯曲应力7主副连杆的副连杆及其衬套偏磨，过度磨损及咬死1副连杆销比压过大2.副连杆销和衬套变形过大；3.间隙过小，润滑不良1.加大副连杆销直径或浮式，支承式；2.控制变形在许可范围内；3.改进间隙和润滑方式6.2连杆的强化工艺为了提高连杆的疲劳强度，充分发挥材料的潜力，可采用下列的强化措施522合理选择热处理规范锻钢连杆一般采用调制处理。通过选择热处理规范可以提高材料的强度。例如材料为45的