06 连杆组设计

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连杆组设计

6 连杆组设计

内燃机的连杆有整体式连杆和剖分式连杆两种。由于连杆体的型式与曲轴的型式相匹配，而摩托车发动机上普遍采用组合式曲轴。因此，本设计中选取整体式连杆。

6.1 连杆的设计

6.1.1 连杆的工作条件、设计要求和材料的选择

1、工作条件

连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲柄相连，和曲轴一起作旋转运动。因此，连杆体除了有上下运动外，还有左右摆动，作复杂的平面运动。连杆的基本载荷是拉伸和压缩。最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近。此外，由于连杆是一细长杆件，在压缩载荷作用下，还会引起平行和垂直于曲轴轴线平面内的弯曲。两种弯曲都会给杆身以附加弯曲应力。连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩，也使连杆承受附加弯矩。

2、设计要求

根据以上分析可知，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足够的疲劳强度和结构刚度。经验表明，对强化不高的发动机来说，刚度比强度更重要。

很显然，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，因为连杆质量的增加使惯性力相应增加，所以连杆设计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；采取提高强度的工艺措施等。

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，一般多用精选含碳量的优质中碳结构钢45钢模锻，在机械加工前应经调制质处理，以得到较高的综合机械性能，既强又韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。

6.1.2 连杆长度的确定

为使发动机结构紧凑和轻量化，应当根据发动机的总体布置，保证连杆在运动时不与其它机件相碰的条件下具有最短长度。通常连杆长度l以λ=r/l来衡量，常用范围为1/4～1/3。r=s/2=22㎜，则l=66.00～88.00㎜，取l=70㎜，则λ=0.31。

由于连杆长度的偏差直接影响发动机的压缩比和装配关系，所以

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连杆长度的制造公差要控制在±0.05～0.1㎜范围内。

连杆的主要结构尺寸如图6-1所示。

6.1.3 连杆小头的结构设计

本设计采用浮式活塞销，连杆小头在传力过程中相对于活塞销往复摆动。为了耐磨，在销头孔内压入耐磨青铜衬套。

连杆小头为薄壁环形结构，顶端有油孔，使润滑油经小孔润滑连杆小头轴承和活塞销。设计连杆小头的主要任务是确定其结构尺寸（小头轴承孔直径d1和宽度B

1、衬

图6-1 高速内燃机的主要结构参数 套外径d、外形尺寸D1）和润滑方式。

连杆小头结构尺寸确定如下：

小头轴承孔直径d1在活塞组中已确定，d1=15㎜；

小头轴承孔宽度B1： B1=（1.2～1.4）d1=18.00～21.00㎜，取B1=18㎜

衬套外径d：

d=（1.05～1.15）d1=15.75～17.25㎜，取图6-1 高速内燃机的主要结构参数 d=16㎜

连杆外形尺寸D1：

D1=（1.2～1.35）d=19.2～21.6㎜，取D1=20㎜

实践表明，连杆小头到杆身的过渡部分是薄弱部位，该处的应力集中较大。为了缓和应力集中，可采用二段或三段圆弧过渡。

连杆小头的平衡取重凸台可根据加工方便，设在上面或侧面。 为了耐磨，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套采用耐磨锡青铜铸造。衬套与活塞销的配合间隙应尽量小，以不发生咬合为原则。一般Δ=（0.0002～0.0015）d1=0.003～0.0225㎜，取Δ=0.02㎜。

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连杆小头轴承由于比压大，润滑速度低，一般不可能造成理想在液体润滑。本设计中连杆小头采用飞溅润滑，这是因为载荷的交变性引起活塞销相对连杆上下移动，这个泵吸作用可以促成油膜恢复，故在连杆小头合衬套上应设有油孔或油槽。

6.1.4 连杆杆身的结构设计

杆身也承受交变载荷，可能产生疲劳破坏合变形，连杆高速摆动时的横向惯性力也会使连杆弯曲变形。因此连杆杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。

连杆杆身的断面采用“I”字形结构，这样能在足够的强度和刚度下获得最小的质量。杆身断面从小头到大头逐渐增大，这是由杆身的受力情况决定的，而且杆身两头分别与小头、大头作圆滑过渡，这样既可避免应力集中，又能达到传力均匀。

“I”字形断面的长轴应在连杆摆动平面内，其平均相对高度H/D=0.2～0.3，即H=（0.2～0.3）D=10.8～16.2㎜，取H=12㎜，高宽比H/B=1.4～1.8，则B=8.33～10.71㎜，取B=9㎜。根据Hmax/Hmin=1.0～1.3，则取Hmax=13㎜，Hmin=11㎜。

6.1.5 连杆大头的设计

连杆大头联接连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦，甚至整机工作可靠性。为了维修方便，连杆必须能从气缸中取出，故要求大头在摆动平面内的总宽必须小于气缸直径。在设计连杆大头时，应在保证强度、刚度条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。

连杆大头有两种形式，一种是整体式，另一种是分开式。由于摩托车发动机普遍采用组合式曲轴，且整体式连杆与组合式曲轴配套使用，所以本设计中采用整体式连杆。

连杆大头的结构尺寸确定如下： 大头孔直径d2：

d2=（0.55～0.63）D=29.70～34.02㎜，取d2=31㎜ 大头孔轴承直径D2：

D2=（0.42～0.55）D=22.68～29.70㎜，取D2=30㎜ 大头孔外径D0：

取壁厚为5㎜，则D0= D2+2×5 =40㎜ 大头宽度B2：

B2=（0.4～0.65）d2=12.4～20.15㎜，取B2=18㎜

6.2 连杆组的校核 6.2.1 连杆质量的估算

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取ρ=7.8g/cm3，则连杆各部分的质量计算如下： 小头质量m1：

m1=ρπB1[（D1/2）2-（d1/2）2]=19.29g 大头质量m2：

m2=ρπB2[（D0/2）2-（d2/2）2]=70.43g 杆身质量m3：

L=l-（D1/2）-（D0/2）=40㎜ m3=ρV=39.41g 连杆总质量m：

m=m1+m2+m3=129.13g 估计活塞组质量：m4=150g

6.2.2 连杆长度的校核

为了使发动机结构紧凑和轻量化，应当根据发动机的总体布置，保证连杆在运动时，不与其它机件相碰的条件下，具有最短长度。短冲程连杆的最短长度必须满足以下条件：

平衡块不碰活塞时：

112D2l1 1S满足曲拐不碰活塞时： 112D2l2 2S将 S=44mm ，D=54mm ，l1=25mm ，l2=15mm代入上式可求得1/

11λ1=4.36，1/λ2=3.90。 由于≥，所以所设计的连杆长度满足

12设计要求。

6.2.3 连杆小头校核

6.2.3.1 连杆小头的强度校核

以过盈压入连杆小头的衬套使小头断面承受拉伸应力。此外，连杆小头在工作中，还承受活塞组惯性力的拉伸和气压力的压缩，其工作载荷具有交变性。

上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其与杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算。显然应取应力变化幅度最大的工况作为计算工况。根据经验，取最大功率工况进行计算。

1、衬套过盈装配及温升产生的小头应力

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td P22221D1d1dd1[2][2’]22ED1dE’dd1△t=（a-a'） △td1

式中： △ — 衬套压配过盈量；

△t — 工作后小头温升，约100～1500C，取△t =1000C；

a — 连杆材料的线膨胀系数，对于钢a=1.0×10-5（1/0C）；

a' — 衬套的线膨胀系数，对于青钢a'=1.8×105（1/0C）；

 — 连杆材料的泊桑比，=0.3；

' — 衬套材料的泊桑比， '=0.3；

5E — 连杆材料的弹性横量，对于钢E=2.2×10Mpa；

E' — 衬套材料的弹性模量，对于青铜E'=1.15×105Mpa。 代入数据求得径向均布压力P=21MPa/mm2。

由径向均布压力P引起的小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算。

内表面：

2d2a0P274.67MPa

D1d2外表面：

D12d2i0P295.67MPa 2D1d

2、由拉伸载荷所引起的小头应力

进行应力计算时，将小头简化为一刚性地固定于它于杆身衔接处的等截面曲梁，其固定角为：

H/2c900arccosmin101.970D1/2

活塞组的最大惯性力为：

G'Pjmax(1)rw2

g式中G'为活塞组往复运动质量。由于G'=m4·g，所以代入数据可求得 Pjmax=0.86KN。

由拉伸载荷引起的小头应力的计算简化如图6-2所示。

图6-2 连杆小头受力时计算简图 各截面上的弯矩和法向力求

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取如下：

在ψ=00的截面上：

M0Pjmaxr(0.00033c0.0297)

N0Pjmax(0.5720.0008c)在ψ=900时：

M1M0N0r(1cos)0.5Pjmaxr(1cos)

N1N0cos0.5Pjmax(sincos)在ψ=ψc时：

M2M0N0r(1cos)0.5Pjmaxr(sincos)

N2N0cos0.5Pjmax(sincos)任意截面上的应力为： 外表面：

6rh1KN] aj[2M

h(2rh)b1h内表面：

6rh1 ij[2M KN]h(2rh)b1hDdr14Ddh22EF K

EFE'F'F(D1d)b1F'(dd1)b式中 Pjmax — 活塞组的最大惯性力，其值为0.86KN； r — 小头平均半径，r=7.25㎜；

ψc — 固定角ψc =101.970； h — 小头壁厚，h=1.5㎜；

b1 — 小头宽度，b1 =18㎜； K — 考虑衬套过盈配合影响的系数；

F — 小头截面面积；

F' — 衬套截面面积

E — 连杆材料弹性模量，E=2.2×105MPa；

E' — 衬套材料的弹性模量，E'=1.15×105MPa。

运用上述公式计算连杆小头在惯性力拉伸负荷作用下内外表面的应力分布如图6-3所示。从图上可以看出，应力分布与固定角ψc的大

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小有关，但大致趋向一致。内表面的最大应力发生在ψ=900处，外表面的最大应力发生在ψ=ψc的固定截面处。

3、最大压缩力引起的应力 最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，其数值是爆发压力产生的推力减去前述的惯性力。

‘’PcPzPj

式中 Pz — 作用在活塞上图6-3 连杆小头受拉后内外表面应力分布

的气压力，Pz =7.5×π×D2/4=2.12KN；

‘ Pj — 活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性

‘G’G1（1）rw2=1.08KN； 力，Pg‘ 代入数据可求得Pc=1.04KN。

‘j最大压缩力引起的应力计算简化如图6-4所示。由于小头下部与杆身相连，

‘刚度大。因此，假定压缩载荷Pc在小头下半圆周上呈余弦分布。

任意截面上的弯矩和法向力为： 00≤ψ≤900时：

M1M0N0r（1cos）图6-4 连杆小头受压时计算简图

N1N0cos900≤ψ≤ψc时：

sin1‘M2M0N0r（1cos）Pr（sincos）c2

1’sinN2P（sincos）N0cosc2式中M0、N0由《

得：

N

=0.00

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75‘Pc，

有N

0

=0.0081KN，M

0

=0.0027N.m。

将数据代入上式可求得：

当ψ=900时：M1=0.0027N.m

N1=0.0081KN； 当ψ=ψc时：M2=0.0618N.m

N2=0.0042KN； 任意截面上的应力为： 外表面：

6rh1ac[2MKN]

h(2rh)b1h 内表面：

6rh1ic[2MKN]

h(2rh)b1h

图6-5为计算所得到的压缩载荷

图6-5 压缩载荷引起的应力分布

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引起的应力分布图。由应力分布图可看出：在固定角ψc处产生最大应力，外表面产生最大拉应力，内表面产生压应力。

代入数据可求得：σac=12.36MPa，σic=－9.27MPa。

4、小头的安全系数计算

1znam

0式中

σ-1z — 材料在对称循环下的拉压疲劳极限，由《机械设计》表5-4查得σ-1z =190～250MPa，取σ-1z =200MPa；

σa

— 应力幅； σm —平均应力；



— 考虑表面加工情况的工艺系数，=0.4～0.6，=0.5；

 — 角系数；

σ-1 — 材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，σ-1 =269.1MPa； σ0

— 材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢σ0=（1.4～1.6）σ-1=376.74～430.56MPa。

代入数据可求得角系数ψσ=0.32。 小头应力按不对称循环变化，在固定角ψc截面的外表面处变化较大，通常只计算该处的安全系数，此时有：

循环最大应力：σmax=σa0+σaj=101.87MPa 循环最小应力：σmin=σa0+σac=72.46MPa

min应力幅：

σa=max=14.71MPa

2min平均应力：

σm=max=87.17MPa

2将数据代入可求得小头安全系数为：n=1.91＞1.5。所以所设计的连杆小头安全。

6.2.3.2 连杆小头刚度的校核

当连杆小头与活塞销相配时，小头必须要有足够的刚度，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。根据使用经验，由拉伸载荷引起的小头横向直径收缩量δ应比间隙小一半以上。

δ可按以下半经验公式计算：

3Pjdm(900)2 610EI式中

dm — 小头的平均直径，dm =2r=15㎜；

43 210 重庆工学院毕业论文

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B1h3I — 小头截面惯性矩I=4.37㎜4。

12将数据代入上式得：δ=0.0005㎜＜＜0.0075㎜。所以所设计的连杆小头满足刚度要求。

6.2.4 连杆杆身的强度校核

连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上作往复运动的质量的惯性力的拉伸。在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，杆身的应力幅σa只决定于气压力Pz，而惯性力只影响平均应力σm，所以其计算工况应为最大扭矩工况。

连杆杆身计算简图如图6-6所‘示。由Pj引起的拉伸应力在杆身中间截面Ⅰ-Ⅰ处的计算如下：

‘Pj j

F‘由Pc压缩和纵弯曲引起的合成应力摆动平面内：

’Pcl2‘1CPc

FJx在垂直于摆动平面内：

‘Pl’‘c2cPcF4Jx

图6-6 连杆杆身的计算简图

E2E1JxBH3Bth3

121JyB3(Hh)ht3

12式中 F — 杆身中间截面面积，F=B（H-h）+ht=53㎜2； c

— 系数，对于各种钢材，c=0.0002～0.0005，取c=0.0003；

E — 材料弹性极限；

Jx — 杆身中间截面对其垂直于摆动平面的惯性矩，Jx= 921.87㎜4；

Jy — 杆身中间截面对其摆动平面的惯性矩，Jy=759.51㎜c4；

代入数据求得：σj=15.39MPa，σ1=123.34MPa, σ2=119.85MPa。 应力幅和平均应力在摆动平面内为：

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am1j21j553.98MPa

69.37MPa2在垂直于摆动平面内

2ja51.98MPa2 1jm67.62MPa2所以在摆动平面内的安全系数

1.861.5

am,,在垂直于摆动平面内

1zn1.951.5

am,,所以所设计的连杆杆身的Ⅰ-Ⅰ处安全。 在杆身最小截面Ⅱ-Ⅱ处的应力计算如下：

Pj'拉应力：j=20.37MPa

Fminn1z压应力：c应力幅：aPj'PzFmincj=147.14MPa =63.39MPa

2=83.76MPa 2此处的安全系数n=1.6＞1.5，所以该截面安全。 综上所述，本设计所设计的杆身安全。

6.2.5 连杆大头校核

6.2.5.1 连杆大头的强度校核

目前还没有比较合理的验算连杆大头强度的公式。在此把整个连杆看成是一个两端固定的圆环，固定端的位置用图中的角度表示，通常这个角度假设为400。圆环的曲率半径取内外圆半径之和的一半。环的截面面积取A-A截面的面积。同时假定作用在连杆大头上的力按余弦分布。

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平均应力：mcj重庆工学院毕业论文

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连杆大头所受惯性力拉伸载荷：

GG3G'G''pjmax(1)r22r21.76KN

gg连杆大头中央截面A-A上的应力为：

l(0.01270.00083)0.5220.003''00Pjmax1''JFF 2Z(1)J式中

l1 — 计算圆环的曲率半径，l1=17.5㎜；@

J — 大头中央截面的惯性矩,J=104mm4；

13=4.80× BD01213=2.03×104mm4； BD2122F — 大头中央截面面积，F=B（D0-d2）=81㎜；

2F' — 轴承中央截面面积，F'=B（d2- D2）=9㎜；

Z

— 计算断面的抗弯断面模数，由《材料力学》附录Ⅱ表

534查得Z=1.14×10㎜。

取040，公式可简化为： J' — 轴承中央截面的惯性矩，J'=

0.023l0.4''1Pjmax3.86MPa ''JFFZ(1)J

由于σ＜＜[σ]=60～200MPa，所以所设计的连杆大头满足强度要求。

6.2.5.2 连杆大头的刚度校核

连杆大头横向直径收缩量可按下式进行计算。

0.0024Pj''maxl1360.8910mm 'E(JJ)

由于δ远远小于轴承间隙的一半，所以所设计的连杆大头满足刚度要求。

综上所述，所设计连杆满足强度、刚度的要求，故该连杆结构安全。

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