发动机连杆组的设计说明书

第4章连杆组的设计4.1连杆的设计4.1.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用（1）工作情况活塞做往复直线运动，把动力传递给曲轴，需要连杆的小头和活塞销相互连接，连杆的大头和曲柄销相互连接，连杆的小头做往复直线运动，连杆的大头做旋转运动。所以，连杆体的平面运动轨迹是复杂的，不但有上下运动，还有左右摆动。（2）设计要求连杆承受的主要载荷是周期性交替变化的，这是由于气体压力是周期性交替变化的，产生的往复惯性力也是周期性交替变化的。所以，设计连杆时候需要考虑，选择合适的形状和合理的尺寸，让其结构尽量轻巧，通过采用高强度的材料，确保其有足够的强度和刚度。（3）材料的选择连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能，又要求具有足够的钢性和韧性。传统连杆加工工艺中其材料一般采用45钢、40Cr或40MnB等调质钢，硬度更高，本次设计采用40Cr中碳合金结构钢，可以保证连杆在结构较轻的情况下有足够的刚度和强度。（4）连杆长度的确定第二章汽油机总体设计及热力计算已经确定本设计的曲柄半径r=41.2mm，本设计的连杆长度l4.1.2连杆小头的结构设计如图4-1所示，连杆小头主要的结构尺寸包括：衬套内径d，小头宽度B1图4SEQ图\*ARABIC\s11连杆基本参数衬套内径d=(0.25~0.3)D，取d=24mm。小头宽度B1=(1.2~1.4)d，取耐磨衬套通过一定的过盈量压入小头孔中，目的是为了改善磨损，耐磨衬套通常由耐磨的锡青铜材料铸造而成。采用锡青铜衬套时候,厚度δ1一般取2~3mm，取δ1=2.5mm小头外径一般为D1=(1.2~1.35)d1，取D4.1.3连杆小头的强度校核连杆小头工作时祥云承受周期性交替变化的载荷，为了避免在连杆小头和杆身过渡的地方产生疲劳破坏，所以设计时必须要校核其疲劳强度。（1）衬套过盈装配及温升产生的小头应力计算连杆小头承受的径向压力可用以下公式： Pn=∆+∆其中：Δ—衬套在压入连杆头时的过盈量，mm。一般青铜衬套相对配合间隙Δ/d=0.0002~0.0015，取Δ=0.02由工作温度等影响导致材料膨胀，形变量为∆t∆t=α`−α其中：dt—小头在工作后的温升，取值范围在100~150℃，取120℃α—连杆材料的线膨胀系数，本设计选用钢α=0.00001(1/℃)；α`—衬套材料的线膨胀系数，本设计选用青铜α`=0.000018(1/℃)。所以：∆μb、μb`—连杆材料和衬套材料的伯桑系数，本设计取μbE—连杆材料的弹性模数，本设计选用钢E=2.2×105E’—衬套材料的弹性模数，青铜E`=1.15×10基于以上数据求得连杆小头承受的径向压力Pn小头外侧和内侧纤维上会产生一个应力，这是由径向均布力ΣPn引起的，该径向均布力外表面应力： σa=pn内表面应力： σi=pnD1基于以上数据求得σa=66.85MPa、（2）由拉伸载荷引起的小头应力图4SEQ图\*ARABIC\s12连杆小头受拉时计算示意图当活塞位于进气冲程上死点时，连杆小头受到由活塞组质量m1及最大加速度a Pjmax`=m1代入数据得Pjmax各截面的弯矩和法向应力按下列公式求得：在φ=0 M0=Pjmax N0=Pjmax900M2=M0 N2=N0在任意截面上的应力：外表面：σaj=2M内表面：σij=−2上式中：r`—小头平均直径，r`=h—小头壁厚，ℎ=φc—固定角，φbi—小头宽度,bF—小头截面积，F=(DF`—衬套截面积，F`=(d1−d)b，一般b=bE—连杆材料弹性模量，E=2.2×10E`—衬套材料弹性模量,E`=1.15×10K—考虑衬套过盈配合影响的系数，K=EF代入数据得M0=538N·mm，N0=675N（3）由压缩载荷引起的小头应力图43连杆小头受压时计算示意图连杆小头受到的最大压缩力： Pc=PZPZ—最大燃气压力，Pz=小头受压时中央截面上的弯矩M0和法向力N0可由M0M`0=−0.001Pc N`0=0.0025Pc任一截面的弯矩和法向应力为：900M`2=M`0 N`2=Pc式中φπ内φ代入数据得M`0=−1982.3N·m，在任意截面上的应力： 外表面：σ`ac= 内表面：σ`ic=−2代入数据得σ`ac（4）连杆小头的疲劳安全系数连杆小头要承受非对称循环的应力变化，因此杆身到连杆小头出现过渡的地方，其外表面上最小安全系数为： na=σ−1式中：σ−1—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，σ−1=2.5~3.5×102σa—应力幅，σmax=σaσm—平均应力，σεσ—尺寸系数，可取εφσ—材料对盈利循环不对称的敏感系数（角系数），取代入数据得应力幅σa=16.28MPa，平均应力对连杆小头而言，疲劳强度的安全系数大于2故校核合格。（5）连杆小头的刚度计算本设计选用浮动式活塞销，由于往复惯性力的作用，会引起连杆小头在其水平方向上发生直径形变，δl— δl=Pjmax式中：dm—小头平均直径，dm=D1+代入数据得δl该变形量的许可值应该不大于直径方向间隙的一半。一般的汽油机直径方向间隙为0.012~0.031mm，故校核合格。4.1.4连杆大头的结构设计与强度、刚度计算（1）连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的结构和尺寸将受到以下参数的影响：曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度δ2和连杆螺栓直径曲柄销直径D2=(0.55~0.65)D，取D2=50mm；长度B2=0.35~0.45D，取连杆大头和连杆盖的分开面在本设计中选择采用平切口。大头凸台高度，H1=H连杆螺栓孔中心距离C1=1.2~1.31一般地，螺栓孔外侧壁厚不小于2~4mm，取2mm，此外，螺栓头支承面到杆身或连杆大头盖的过渡采用的圆角应该尽可能大。（2）连杆大头的强度校核假设大头与连杆大头盖通过螺栓紧固连接，把其近似视为一个整体，外载压力位余弦分布，轴瓦与连杆大头变形一致，大头为等截面。连杆大头盖的最大载荷F2是在进气冲程开始的，是全部往复运动质量的惯性力Fj与除去大头盖后的连杆旋转质量m2连杆大头盖受惯性拉伸负荷： F2=(m式中：mℎ、m1连杆大头盖中央截面的应力为： σ=F2C0.0127+0.00083αC—螺栓中心线之间的距离，C=CJ`,J``—连杆盖和轴瓦中央截面的惯性矩,mm J`=B2ℎ3 J``=B`2ℎ3F`,F``—连杆盖和轴瓦的中央截面积,mm F`=B2ℎ F``=B2δ Z—连杆盖计算截面的抗弯截面系数。 Z=B2ℎ2代入数据得J`=395.8mm4，J``=217.7mm4，F`=190mm2连杆大头的许用应力对一般汽油机为σ=150～200MPa（3）连杆大头的刚度计算连杆大头包括大头盖在内，视为一个整体，则连杆大头盖与杆身轴线垂直方向直径的变形为： δ=0.0024P2代入数据得δ=0.107mm由上式求导的δ值较实测值偏大，仅供比较和统计用。应用材料力学的变截面曲杆公式，亦可编制程序计算连杆大头的应力和变形，计算结果与实测较吻合，但在圆角过渡的应力集中处出入仍然较大。4.1.5连杆杆身的结构设计与强度计算（1）连杆杆身结构的设计连杆杆身的设计既要满足一定的弯曲刚度，又要考虑锻造的工艺性，所以都选用工字形断面。图44杆身计算示意图一般地，杆身截面高度H=0.2~0.3D，取H20mm，截面高度H1.4~1.8在杆身到小头的过渡处、以及杆身到大头的过渡处在设计时都应该使圆角半径足够大，这样设计的目的是为了让连杆从小头到大头的传力相对比较均匀。（2）连杆杆身的强度校核连杆杆身工作在交变循环载荷下，这种载荷是不对称的。计算连杆杆身的疲劳强度安全系数，首先要计算作用在断面上的最大拉伸和最大压缩应力。最大拉伸力: Pj=−(m最大压缩力： Pc`=PZ=1\*GB3①最大拉伸力引起的拉伸应力： σ1=Pj其中：fm—连杆杆身的断面面积，汽油机fm=0.02~0.035A，A是活塞投影面积承受最大压缩力时，在连杆杆身中间的断面上会产生纵向弯曲，连杆在摆动平面内产生的弯曲，此时可以将连杆两端当做是铰支，长度为l=137.33mm=2\*GB3②由Pc`压缩和纵弯曲引起的合成应力在摆动平面内的合成应力为： σx=pc在垂直于摆动平面内的合成应力为： σy=pc其中：c—系数，常用钢材的取值范围是c0.0002~0.0005，取c0.0004；Ix— Ix=112Iy— Iy=112代入数据得σx=269.33=3\*GB3③应力幅σa和平均应力σm在摆动平面内： σa=σx σm=σx在垂直于摆动平面内： σa=σyσm=σyσx和σy的许用值小于=4\*GB3④连杆杆身的安全系数连杆杆身工作时承受的交变循环载荷是非对称的，在连杆摆动平面内： n=σ−1σ其中：σ−1—对于合金钢σ−1=2.5~3.5×10∅σ—材料对应力循环不对称的敏感系数，取∅σa—工艺系数，取ε求得在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：n=1.90；在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：杆身安全系数的许用值一般在1.5~3的范围内，故校核合格。4.2连杆螺栓的设计4.2.1连杆螺栓的受力已知连杆上的螺栓数目为2。根据经验公式，汽油机的连杆螺纹直径一般取dM(0.1~0.2)D在气缸中心线上，每个螺栓承受的往复惯性力Pj和旋转惯性力Pr之和即为螺栓承受的最大拉伸载荷Pj Pj`=Pj由于轴瓦最小应力σmin=200~300MPa，预紧力p（2）作用在螺栓上的总拉力： P=po+∆P=∆P—工作负荷传递到螺栓上的基本负荷部分，∆P=xx—基本负荷系数，实验资料得x=0.14~0.33，取x=0.4.2.2连杆螺栓的屈服强度校核连杆螺栓的屈服强度校核可用以下公式： σ=poFmin其中：Fmin—螺栓最小截面积，Fn—安全系数，n=1.5~2.0，取n=1.6；σs—材料的屈服极限，40Cr螺栓材料的屈服极限为800MPa故计算连杆螺栓的屈服强度得：σ=3σ<所以，连杆螺栓强度校核合格。4.2.3螺栓的疲劳计算对于螺栓的疲劳校核，主要考虑其承受拉应力和其安全系数。（1）螺栓所受拉应力螺栓杆身的最大拉应力：σmax=PFmin=3螺栓杆身的最小拉应力： σmin=poFmin螺纹所受最大拉应力： σ`max=PF0=螺纹所受最小拉应力： σ`min=poF0—螺纹根部截面积，F0=（2）螺栓安全系数动载安全系数： n=σ−1z式中：σB—拉伸强度极限，对40Cr，取σσ−1—材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，σ−1σ−1z—材料在对称循环下的拉压疲劳极限,σ−1zσ0—材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，σ0=Ka—应力集中系数，螺栓杆身取4.0，螺纹取4.5∅σ—角系数，∅εσ—工艺尺寸系数，εeq\o\ac(○,1)螺栓杆身安全系数 n=σ−1z σa=σmax−σmin σm=