06连杆组设计

1、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

2、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

3、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。6.1.1 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I以入=r/l来衡量，常用范围为1/41/3。r=s/2=22伽，则1=66.0088.00mm,取1=70mm,贝U入=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，所以连杆长度的制造公差要控制在土0.050.1伽范围内连杆的主要结构尺寸如图6

4、-1所示。6.1.2 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di和宽度Bi、衬套外径d、外形尺寸D)和润滑方式。连杆小头结构尺寸确定如下：小头轴承孔直径di在活塞组中已确定，di=15mm；小头轴承孔宽度Bi：Bi=(1.21.4)di=18.0021.00mm，取B=18mm衬套外径d:d=(1.051.15)d1=15.7517.25m，取d=16mm图6-1高速内燃机的主要结构参

5、数1=(1.21.35)d=19.221.6m，取D=20m连杆外形尺寸Di：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=(0.00020.0015)d1=0.0030.0225m，取厶=0.02m。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

6、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。6.1.3 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=0.20.3，即H=(0.20.3)D=10.816.2伽，取H=12mm，高宽比H/B

7、=1.41.8,贝UB=8.3310.71伽，取B=9伽。根据FLa/Hmin=1.01.3，则取FLaX=13mm，Fkn=11mm。6.1.4 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，否贝将影响薄壁轴瓦，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=

8、(0.550.63)D=29.7034.02m，取d2=31m大头孔轴承直径D2：D2=(0.420.55)D=22.6829.70m，取D=30m大头孔外径D0：取壁厚为5m，贝UD)=D2+2X5=40m大头宽度B2：B2=(0.40.65)d2=12.420.15m，取B=18m连杆组的校核连杆质量的估算取p=7.8g/cm3,则连杆各部分的质量计算如下：小头质量mlm1=pnBi(D/2)2-(di/2)2=19.29g大头质量m2m2=pn(D/2)2-(d2)2=70.43g杆身质量m3L=l-(D/2)-(D0/2)=40伽m3=pV=39.41g连杆总质量mm=m1+m2+m3

9、=129.13g估计活塞组质量：m4=150g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-D2l1S满足曲拐不碰活塞时：112D2122S将S=44mm，D=54mm，l1=25mm,l2=15mm代入上式可求得1/入1=4.36，1/入2=3.90o由于丄丄，所以所设计的连杆长度满足.*.1:、2设计要求。6.2.2 连杆小头校核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

10、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d22221丁丄Ehd2ed2-d1t=(a-a)td1式中：衬套压配过盈量；t工作后小头温升，约100150C,取厶t=100C;a连杆材料的线膨胀系数，对于钢a=1.0x10-5(1/0C);a衬套的线膨胀系数，对于青钢a=1.8x10$(1/0C)i连杆材料的泊桑比，)=0.3;i衬套材料的泊桑比，(=0.3;E连杆材料的弹性横量，对于钢E=2.2x10

11、5MpaE衬套材料的弹性模量，对于青铜E=1.15x10Mpa代入数据求得径向均布压力P=21MPa/m2rm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=P2-2=74.67MPaD-d外表面：-95.67MPa2、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：0Hmin12、0c=90arccos101.97图6-2连杆小头受力时计算简图D1/2-活塞组的最大惯性力为：IPjmax=G(1JrW2g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=0.86K

12、N。由拉伸载荷引起的小头应力的计算简化如图6-2所示。各截面上的弯矩和法向力求取如下：在书=00的截面上：M0=片命(0.00033%-0.0297)No二Pjmax(0.5720.0008J在书=90时：M!=M0+N0r(1cos)0.5PjmaXr(1cos)Ni=N0cos0.5Pjmax(sincos)在书丸c时：M2=M0+N0r(1cos)0.5Pjmaxr(sin半一cos书)N2二N0cos0.5Pjmax(sin-cos)任意截面上的应力为：外表面:6r+h1匚aj二2MKNjh(2rh)b1h内表面：6rh1F二-2MKN一h(2r-h)b1hD1dr4hf2K=EFEF

13、EFF=(D1-d)dF(d-djb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伽；书c固定角书c=101.970;h小头壁厚，h=1.5mm；b1小头宽度，b1=18m；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=2.2X105MPa、.5E衬套材料的弹性模量，E=1.15X10MPa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，应力分布与固定角书c的大小有关，但大致趋向一致。内表面的最大应力发生在书=900处，外表面的最大应力发生在书=书c的固定截面处。3、最大压

14、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。巳=Pz-Pj式中Pz作用在活塞上的气压力，Pz=7.5XnX图6-3连杆小头受拉后内外表面应力分布图6-3连杆小头受拉后内外表面应力分布D74=2.12KN;P活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性GGt/、力，Pj（V）g代入数据可求得Pc=1.04KNo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书900时：2rw=1.08KN;图6-4连杆小头受压时计算简图Mt=MN

15、r(1-cos)=N0cosM2=M0N0sin申1(1-cos：)-Per(sin:-cos)2n兀NPc(虫sin-丄cos)N0cos：2兀兀得:得:式中M0、N0由75Pc有No00081KNMo00027N将数据代入上式可求得：当书=900时：Mi当书珂c时：M2任意截面上的应力为：外表面：6r+h丄1-ac-2MKNh(2rh)bih内表面：Fc鬥-2M61hKN丄h(2r-h)b1hNi=0.0081KN;N2=0.0042KN;图6-5压缩载荷引起的应力分布图6-5为计算所得到的压缩载荷引起的应力分布图。由应力分布图可看出：在固定角书c处产生最大应力，外表面产生最大拉应力，内表

16、面产生压应力。代入数据可求得：（Tac=12.36MPa,（Tic=-9.27MPa。4、小头的安全系数计算代入数据可求得角系数ipt=0.32。n=JzSCF2一二0-0式中T-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T-1z=190250MPa取t-1z=200MPaTaTm应力幅；平均应力；冗考虑表面加工情况的工艺系数，；_=0.40.6，=0.5；T-1T0角系数；材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，t-1=269.1MPa材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢T0=（1.41.6）t-1=376.74430.56MPa小头应力按不对称循环变化，在固定角pc截面的外表面处

17、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:Tmax=Ta0+Taj=10187MPa循环最小应力：Tmin=ta0+tac=72.46MPa、CT-1.5。所以所设计的连杆小头安全。623.2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S应比间隙小一半以上。S可按以下半经验公式计算：a_Pjdm339O0）2106EI式中dm小头的平均直径，dm=2r=15mm；将数据代入上式得：S。所以所设计的小头截面惯性矩“等=4.37躅连杆小头满足刚度要求624

18、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（7a只决定于气压力Pz,而惯性力只影响平均应力7m,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P引起的拉伸应力在杆身中间截面I-I处的计算如下：6+由Pc压缩和纵弯曲引起的合成应力摆动平面内:PcFl2CFCJx在垂直于摆动平面内:711tILJVW图6-6连杆杆身的计算简图二2EJy-B3(H-h)ht3112式中F 杆身中间截面面积，F=B(H-h)+ht=53mm2； 系数，对于各种钢材，c=0.0

19、0020.0005,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=4921.87m;Jy杆身中间截面对其摆动平面的惯性矩，Jy=759.51m代入数据求得：7j=15.39MPa,71=123.34MPa,72=119.85MPa应力幅和平均应力在摆动平面内为：；_1-j-a-aj=553.98MPa22在垂直于摆动平面内2在垂直于摆动平面内j=69.37MPa=51.98MPa=67.62MPa2所以在摆动平面内的安全系数n=在垂直于摆动平面内n=a-c,-m=所以所设计的连杆杆身的I-1处安全。在杆身最小截面U-U处的应力计算如下:拉应力:Pj-=20.37MPaFmin压应力:PjPz-=147.14MPaFmin应力幅:平均应力:-m=1=63.39MPa2CT+G.cj=83.76MPa2此处的安全系数n=1.61.5,所以该截面安全。综上所述，本设计所设计的杆身安全。625连杆大头校核