内燃机构造与设计--8-11连杆.ppt

内燃机的结构和设计，11连杆组件，11.1概要，1，连杆组件的结构连杆体，连杆盖，连杆螺栓，小头衬套和连杆金属等。 2 .连杆组件的作用连杆组件整体上连接活塞销和曲柄销。 活塞的往复运动通过连杆和曲柄成为曲轴的旋转运动。 3 .连杆组件的工作条件连杆组件必须受气缸内的气力和惯性力的作用。 PA和PL与链节本身所有微元件的惯性力的总和保持平衡。 连杆的力如图所示，轴的各截面有弯矩、剪切力、垂直力，但弯矩和剪切力不大，轴的主要载荷为交变拉伸载荷。 根据、11.1的概况，在、曲轴角为0时(进、排气上死点)，PA和PL都与连杆中心线重叠，PA和其最大负值(上)、PL都达到其最大负值(下)时，连杆轴承受最大的拉伸载荷， 可忽略此时的气力近似：式中mhz、mA、mB分别为活塞单元、连杆小头和连杆小头的质量，r和分别为曲轴半径和连杆比，为曲轴角速度。 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，连杆轴承受最大的压缩负荷。 11.1概要、从曲柄连杆机构的动力计算得到的连杆轴承载荷极坐标图可知，PLx达到其最大正值时的曲柄角为压缩上死点后的370左右(柴油机及高速汽油发动机的中低转速的情况)、膨胀下死点前的530左右(高速汽油发动机11.1概述一下，连杆轴承受的最大压缩载荷被认为是以下两组中数值较大的组：或者连杆的小头和小头分别有方向和大小变化的分布力PA和PL的作用，在各个截面上有交替的弯矩、法线力和连杆螺栓承担着将连杆体和连杆盖的结合面彼此按压的作用。 在组装状态下，螺栓被拧紧，会产生相当大的拉伸应力。 最大拉伸应力出现在进排气上止点。、11.1概况、4、连杆组件的设计要求连杆必须首先保证连杆体、连杆盖和连杆螺栓的足够疲劳强度，不能承受上述交变机械的载荷而断裂。 连杆体和连杆罩需要足够的刚性，避免头部变形影响轴承的润滑和磨损，避免连杆螺栓受到弯矩载荷的轴弯曲，避免活塞在气缸中变形，使磨损、漏气、漏油恶化。 为了减轻曲轴和机体上的惯性力负荷，连杆应该尽量轻，首先应用高强度材料，合理设计结构形状，采取提高强度的技术措施。 5、联杆组件的材料联杆螺栓应用优质碳合金钢制造、调质处理。 连杆一般用中碳45号钢冶炼，是强化度高的发动机连杆用中碳合金钢。 锻钢连杆在机械加工前应进行调质处理以提高材料b和s。 为了提高连杆的疲劳极限，轴的非加工表面粗糙度不得超过0.1mm，通常进行喷丸硬化。 高强化发动机采用全加工连杆。 连杆必须进行磁力探伤以确保没有裂纹。 除钢材外，高强度锻炼铸铁也可用于连杆的制造。 11.1概述连杆危险部位通常是应力相对较大、应力集中较严重的部位，这些部位的形状和尺寸设计特别谨慎，连杆各部位的应力基本相同，应力求在疲劳限度以内。 连杆的小头和大头轴承的条件比压(即换算成轴承单位的投影面积的负荷)总是大于主轴承的比压。 大小头轴承的条件比压水平必须根据使用的衬套和金属材料进行设计。，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为连杆大小的头中心间距离(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，连杆螺栓中心间距离c和连杆体的、11.2连杆的结构设计为1、连杆的长度减少了发动机的高度和重量，因此应尽可能缩短连杆，而不会引起曲轴与活塞运动的干扰，当前汽车发动机的连杆增大到曲轴半径r的(3.25-3.65 )倍2、连杆大小的头部高度h2、h1和直径d2、d1的连杆头部高度h1应与活塞销座部分的设计相匹配，头部高度h2应与曲柄其他部分的纵向尺寸相匹配。 通常选定h1和h2，再根据小头衬套和连杆轴承材料的使用条件比压决定d1和d2，应满足11.2连杆的结构设计，式中PAmax和PLmax分别为小头最大载荷和连杆轴承最大载荷，h 1和h 2分别为小头衬套和连杆轴承典型的汽车发动机连杆采用锡青铜衬套，p为约62MPa的高强化发动机连杆采用铅青铜衬套，p为约85-90MPa。 以上决定的d2经曲轴的强度分析最终确定。 据统计，车辆用汽油发动机d1=(0.25-0.28)D、h1=(1.2-1.35)d1、d2=(0.55-0.63)D、h2=(0.4-0.65)d2； 车辆用柴油机的d1=(0.31-0.38)D、h1d1、d2=(0.63-0.7)D、h2=(0.4-0.7)d2； 串联发动机连杆的h1和h2始终相等。 其中，d为气管内径。 11.2连杆的结构设计，3、连杆头的分割形连杆体与连杆盖的界面通过头轴承孔中心线。 如果作为水平切口连接的界面相对于该平面倾斜，则具有垂直界面和大小头部中心线的平面是倾斜切口连接。 平切口连杆结构刚度好，轴承孔变形小，制造成本低，应优先采用。 但是，在连杆轴承孔径d20.65D的情况下，平切时连杆体的最大宽度B0)，因此考虑到实际上连杆头部的变形、过速的可能性、结合面上的摩擦力等要素，螺栓的作用力通常较大，公式中在初步设计时，连杆螺栓的ds可以参考现有同型发动机连杆的数据进行强度管理。、11.2连杆的结构设计、螺栓施力对螺栓工作可靠性影响很大，组装时必须严格控制。 以前经常使用的方法是，通过控制预紧扭矩来间接控制螺栓的预紧力，由此，近年来，利用扭矩扳手将螺栓紧固在较小的扭矩上，使连杆体与连杆盖的结合面紧贴在约0.2倍的预紧力上，然后将螺母两次紧固该方法称为转矩旋转方法。 连杆螺栓(以及主轴承螺栓和尾部螺栓)通常用细齿紧固对接螺钉，因此无需采用辅助锁定装置(锁片、开口销等)。、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状结构，小头孔内压配合耐磨衬套。 在小头顶上，作为粗加工的基准，或者为了调整连杆的质量，多留有追加的加工凸台。 2冲程柴油机和增压4冲程柴油机的连杆，由于其小头下半部的负荷大，负荷时间长，大多将小头做成楔形。 小头衬套的常用材料是铸造锡青铜和铸造铅青铜、冷轧青铜带或钢背青铜双金属卷成的薄壁衬套。薄衬套的厚度小至0.75mm，但铸造青铜衬套的厚度为2-3mm。11.2连杆的结构设计，外表面未加工的连杆，其小头外表面的最大直径为衬套孔径的1.35-1.45倍。 连杆的小头中有应力大的断面，从小头到轴的过渡圆角必须采用大的过渡圆角半径，有的连杆甚至可以正反两个圆弧过渡。 某连杆小头的外圆相对于内孔中心上下偏心。 11.2连杆的结构设计，除高强化柴油机外，连杆小头大多不接受压力润滑(从连杆轴承通过轴的油孔加油)，只在小头的上半部开油孔接受飞散润滑。 油孔在相对于连杆的中心线成45度角的位置开设，希望不要对应力大的截面施加应力集中。 11.2.3.2连杆轴的连杆轴一般采用便于模锻和铸造的锯齿形截面。 截面的宽度从小头向小头逐渐变大，以大圆弧向大头、小头转移，其高度和中间筋的厚度在小头和小头附近也逐渐变大，可以提高轴等的强度，提高小头的刚性。 轴中间截面的宽度Br=(0.90-1.05)d1，Br/Hr=1.5-1.8。 11.2连杆的结构设计，11.2.3.3连杆头部容易出现裂纹的部位在螺栓头部和螺母支承平面的根部，其中连杆头部的截面必须具有足够的厚度、平滑的1mm以上的过渡圆角或根部为凹状圆角。 对于斜切连杆，也要注意螺纹孔。 由于螺纹孔通过应力集中剧烈的区域，因此两个螺纹孔均为止动孔，周围需要足够的厚度。 11.2链节的结构设计，使得链节头部的变形在垂直于链节中心线的方向上向内收缩。 同时，连杆盖在连杆中心线方向上向外扩展。 该变形不利于支承油膜，另外，破坏轴承轴瓦与头部孔的嵌合，有可能引起轴承轴瓦与连杆头部的嵌合面的磨损，通过变形对螺栓施加弯曲载荷，因此在设计时尽量提高刚性，减小头部的变形，适度地加厚连杆头部下部的壁厚(a )和(b )适用于连杆盖和连杆体一起合模。 (c )适用于连杆盖单独模锻。 连杆盖中也经常有调整尺寸头质量的重块。 设计连杆螺栓时，连杆头被螺栓(螺钉)按压的部分应尽量加大刚性，在螺纹孔周围配置许多金属。 11.3连杆应力和变形的计算、连杆应力和变形的计算方法有简单的分析方法和有限元法。 简单的分析方法要大大简化连杆的受力情况和几何形状，所得应力和变形不准确，但计算量很少。 在初步设计阶段可以使用简单的分析方法。 要优化有连杆的重要细节尺寸或优化整个连杆，必须使用有限元法计算应力和变形。 11.3.1连杆的简化分析计算法11.3.1.1连杆小头的应力和变形连杆小头的应力由两部分构成，一部分是压入衬套产生的组装应力，该部分的应力不变，二部分是发动机运转中小头载荷PA引起的应力(小头自身的惯性力的作用被忽略) 计算11.3连杆的应力和变形，该算法假定小头上各点的最大应力和最小应力同时出现。 因此，计算受到连杆的最大拉伸和最大压缩这两种力的情况下的小头的各点的应力，再与组装应力重合，求出各点的max和min，对危险点计算疲劳安全系数。 连杆最大拉伸状况的小头应力将连杆小头(不含衬套)看作两端固定在轴的过渡圆角上的等截面曲线梁，将其曲率半径rm作为小头轴承孔半径r2和小头外圆半径r0的平均值，即曲线梁的固定角为：式中Bmin，过渡圆弧为轴在11.3连杆的应力