JX493P2型柴油机总体设计及连杆设计

1、江西城市职业学院江西城市职业学院 毕毕业业设设计计指指导导书书 题 目：JX493P2 型柴油机总体设计及连杆设计 分 院： 班 级： 学 号： 学生姓名： 起讫日期： 指导教师： 职称： 教研室主任： 审核日期： 目目 录录 摘摘 要要.I I ABSTRACTABSTRACT.IIII JX493P2JX493P2 型柴型柴油油机改型设计任务机改型设计任务 .1 1 第第一一章章 整体方案选择整体方案选择.2 2 第第二二章章 JX493P2JX493P2 型柴油机的总体型柴油机的总体设计设计 .3 3 2 2.1.1 活塞活塞组组 .3 3 2.22.2 曲轴飞轮组曲轴飞轮组 .6 6

2、2 2. .3 3 机体组机体组 .7 7 2 2. .4 4 配气机构配气机构 .9 9 2 2. .5 5 供供油系油系 .1010 2 2. .6 6 润滑系润滑系 .1010 2 2. .7 7 燃烧系统燃烧系统 .1111 2.82.8 冷却冷却系统系统 .1111 第第三三章章 典型零部件典型零部件-连杆的设计连杆的设计.1212 3 3.1.1 连杆材料连杆材料 .1313 3 3.2.2 连杆主要尺寸连杆主要尺寸 .1313 3 3.3.3 连杆的强连杆的强度计算度计算 .1616 3.3.4 4 强度校核强度校核 .2121 3 3.5.5 连杆连杆螺栓螺栓 .2121 3

3、3.6.6 连杆连杆轴瓦轴瓦 .2626 3 3. .7 7 连杆连杆强化工艺强化工艺 .2626 第第四四章章 设设计总结计总结.2727 致谢致谢.2828 参考文献（参考文献（REFERENCESREFERENCES）.2929 JX493P2JX493P2 型柴油机改型设计及连杆设计型柴油机改型设计及连杆设计 专 业：模具设计与制造 学 号： 学生姓名：郭岳 指导教师：饶雨婷 摘摘 要要 柴油机是用柴油作燃料的内燃机。柴油机属于压缩点火式发动机，它又常 以主要发明者狄塞尔的名字被称为狄塞尔引擎。柴油机在工作时，吸入柴油机 气缸内的空气，因活塞的运动而受到较高程度的压缩，达到 50070

4、0的高温。 然后将燃油以雾状喷入高温空气中，与高温空气混合形成可燃混合气，自动着 火燃烧。燃烧中释放的能量作用在活塞顶面上，推动活塞并通过连杆和曲轴转 换为旋转的机械功。本文主要论述了连杆的加工工艺及其夹具设计。连杆的尺寸精度、 形状精度以及位置精度的要求都很高，而连杆的刚性比较差，容易产生变形，因此在安排 工艺过程时，就需要把各主要表面的粗精加工工序分开。逐步减少加工余量、切削力及内 应力的作用，并修正加工后的变形，就能最后达到零件的技术要求 。 关键词：关键词：柴油机 连杆 加工工艺 夹具设计 The redesign of JX493P2-modified diesel engine a

5、nd The design of the connecting-rod ABSTRACT Diesel is diesel-fueled internal combustion engines. Diesel engines are compression ignition, it often the name of the main inventor of the Diesel engine is known as Diesel. Diesel engine at work, the air inside the inhalation of diesel engine cylinder, t

6、he piston movement was due to a higher degree of compression, to 500 700 high temperature. And then heat the fuel to mist sprayed into the air, mixed with the formation of high temperature air combustion gas, auto ignition combustion. The role of the energy released by burning the top surface of the

7、 piston, push the piston through the connecting rod and crankshaft into rotary mechanical power. This article discusses the process of connecting rod and fixture design. Linkage of the dimensional accuracy, shape accuracy and position accuracy requirements are high, and the rigid rod relatively poor

8、, easily deformed, so Anpai process, it needs to all of the major surface of the rough finishing operations separately. Gradually reduce the allowance, cutting force and the role of internal stress, and correct the deformation after processing, you can finally achieve the technical requirements of p

9、arts. Key words: Diesel Connecting rod Processing technology Design of clamping device JX493JX493 型柴油机改型设计任务型柴油机改型设计任务 设计的主要技术要求 1、本课题是在 JX493Q 型柴油机的基础上改型设计出 JX493P2 型柴油机（用于大客空调 机组上） 2、改型后的 JX493P2 型柴油机的性能指标为： 型式：直列、水冷、四冲程、直喷式 气缸数：4 缸径行程（mm）：93102 压缩比：18 标定功率/转速（kw/r/min）：57/3600 标定工况燃油消耗率（g/kw.h）:2

10、27 3、在满足上述性能指标的前提下进行 JX493P2 型柴油机的总体设计。 4、在总体设计的基础上进行连杆的详细设计。 设计依据 随着国家人均生活水平的提高，工作效率的提高、工作进程的加快，生活压力的加大， 人们对舒适性的要求也越来越高，而汽车作为现代生活中重要部分。与此同时，原来的发 动机，由于振动大，噪声响，排放也较差，已不适合当前经济发展和客户需求。此时客户 普遍需求一种振动小，噪声低，体积小，功率大，结构紧凑，起动好，烟度小，燃油消耗 率低的车用柴油机，JX493P2 型柴油机是转速为 3600r/min 的车用柴油机。 设计工作的内容与安排 内容： 1、在满足上述性能指标的前提下

11、进行 JX493P2 型柴油机的总体设计。 2、在总体设计的基础上进行连杆的详细设计。 第一章第一章 整体方案选择整体方案选择 本课题是在 JX493Q 型柴油机的基础上改型设计出 JX493P2 型柴油机一个改型设计,已 有许多固定参数，如缸数、缸径、行程、标定功率等，因此只需对一些必要的参数作改动。 总体布置如下（P66-71）： 4 1、机体形式门式选择龙门式机体。 2、凸轮轴的布置选择下置式。 3、喷油泵布置：选择一支分配式喷油泵。 4、左右机选择：因为我国大多数柴油机都是左机，所以为了配套维修方便，延续原机型 的部分特性，本设计选择左机。 5、齿轮传动机构的布置选择自由端布置方案。

12、6、机油泵的布置：机油是依靠机油泵把它输送到发动机每一个要求润滑的地方。机油泵 布置在油底壳内。 7、水泵的布置：强制水冷式柴油机一般采用离心式油泵，因无自吸能力，故水泵进水口 一般应低于柴油机水箱的水平面。本设计采用通用布置方案，将水泵布置在柴油机的前端 上部，水泵壳体用螺栓固定在机体上。 8、进排气系统布置：左进，右排。 第二章第二章 JX493P2JX493P2 型柴油机的总体设计型柴油机的总体设计 2.1 活塞组 根据活塞的功用和工作条件，对活塞一般有如下要求(P416)： 4 （1）在保证强度和刚度足够的前提下，尽可能减轻质量； （2）尽量减少活塞顶从燃烧气体吸收热量，又能尽快地将所

13、吸收的热量散走，防止活塞过 热； （3）保证燃烧室良好的气密性，又应尽可能减少活塞组的摩擦损失； （4）具有良好的润滑、较小的磨损以及较少的润滑油消耗量 2.1.1 活塞的结构 现代高速柴油机活塞的总体结构均为“三环短活塞” ，即三道活塞环和较小的活塞总体 高度。由于“高置顶环”的出现，使活塞的压缩高度得以大幅度下降。实践证明活塞总体 高度尺寸的缩小对活塞导向、发动机性能及有关零件的磨损并无直接的联系。材料为 ZL109。根据柴油机设计手册（P485） ，中速机气环 3-4 道，油环 1-2 道，取气环 2 4 道，油环 1 道，如图 1 所示。为了降低活塞和整台发动机的高度，减少惯性力和摩擦

14、功率 损耗，在保证润滑和密封效果的前提下，应该尽量减少环数。 2.1.2 活塞销（） 1 318317 PP 活塞销的功用是连接活塞和连杆小头，并把活塞承受的气体压力传给连杆。活塞销在高温 下周期地承受很大的冲击载荷，其本身又作摆转运动，而且处于润滑条件很差的情况下工 作，因此，要求活塞销具有足够的强度和刚度，表面韧性好，耐磨性好，重量轻。所以活 塞 1- 活塞本体；2-气环；3-油环；4-活塞销 图 1 活塞简图 2- 销一般都做成空心圆柱体，采用低碳钢和低碳合金钢制成，外表面经渗碳淬火处理以 提高硬度，精加工后进行磨光，有较高的尺寸精度和表面光洁度。活塞销的内孔有三种形 状：a 圆柱形；b

15、 两段截锥与一段圆柱组合；c 两段截锥形。 圆柱形 两段截锥与一段圆柱结合 两段截锥形 图 2 活塞销简图 圆柱形孔结构简单，加工容易，但从受力角度分析，中间部分应力最大，两端较小， 所以这种结构质量较大，往复惯性力大；为了减小质量，减小往复惯性力，活塞销做成两 段截锥形孔，接近等强度梁，但孔的加工较复杂；销子内孔制成锥形，锥形内孔比销座支 承长度稍长些，端部壁厚为中部的 1/2。这样的形式能使销子重量降低 20%左右。 2.1.3 环槽耐磨性的措施 环槽磨损对活塞的使用性能有很大影响，为了延长活塞使用寿命，要特别注意提高第 一道环的耐磨性。 2.1.4 活塞裙部 活塞裙部的作用在与保证裙部有

16、足够的贴合面，起到导向作用。主要传递侧推力或启 闭气口；由于活塞销座金属较多，故活塞销轴线方向热膨胀量较另一方向大，加之气体压 力使本体产生的变形在活塞销轴线方向较大，被制成短轴在活塞销方向的椭圆形，或将销 座侧的裙部加工出凹陷区域。 2.1.5 活塞销座 活塞销与活塞销座孔及连杆小头衬套孔的连接配合有两种方式：全浮式和半浮式 。 “全浮式”安装，当发动机工作时，活塞销、连杆小头和活塞销座都有相对运动，这 样，活塞销能在连杆衬套和活塞销座中自由摆动，使磨损均匀。为了防止全浮式活塞销轴 向窜动刮伤气缸壁，在活塞销两端装有档圈，进行轴向定位。由于活塞是铝活塞，而活塞 销采用 材料，铝比钢热膨胀量大

17、。为了保证高温工作时活塞销与活塞销座孔为过渡配合。装 配时，先把铝活塞加热到一定程度，然后再把活塞销装入，这种安装方式应用较广泛。 “半浮式”安装的特点:活塞中部与连杆小头采用紧固螺栓连接，活塞销只能在两端销 座内作自由摆动，而和连杆小头没有相对运动。活塞销不会作轴向窜动，不需要锁片。小 轿车上应用较多。 全浮式 半浮式 图 3 活塞销安装方式 2.1.6 活塞头部 在工艺上对活塞顶部进行硬质阳极处理来提高其抗热负荷（P319） 。 1 2.1.7 活塞环 活塞环包括：密封环（气环） 、油环、承磨环。 承磨环：在十字头式活塞裙嵌有承磨环，是专门为活塞与气缸的磨合而设置。它由 34 段 青铜环嵌

18、入燕尾形的活塞环槽而形成。其外圆直径比裙部直径大。从承磨环的磨损情况， 可以分析活塞与缸套的磨损情况是否正常。实践证明承磨环是改善活塞与缸套磨合性能的 有效措施。 活塞环一般用灰铸铁或合金铸铁制成，有时表面采用镀铬、镀钼等处理 它的弹力、形 状、误差和粗糙度等应合符规范，装配中应保证各间隙正确并将各环的切口位置及斜切口 的方向错开。 根据活塞环的作用和工作条件，活塞环的技术要求如下（P468）： 4 （1）有适当的弹力，以利初始密封； （2）有较高的机械强度，即热稳定性好； （3）易磨合且有足够的耐磨性和抗结交能力，并具有耐熔防腐性能； （4）合理的环槽间隙，减少环对环槽的冲击。 （5）刮油能

19、力好，除改进油环结构外，要求气环也能起到控制机油作用 （6）降低环的高度，减少环数，尽量减少摩擦损失。 2.2 曲轴飞轮组 2.2.1 曲轴 1. 工作状况分析: 把活塞的往复运动通过连杆变成回转运动；把各缸所作的功汇集起来向外输出；带动 柴油机的附属设备。 曲轴是柴油机中最长最重的部件，直接影响整台柴油机的尺寸和重量。曲轴形状复杂， 加工质量要求很高，制造工艺难度大，因此也是柴油机中造价最高的部件。曲轴的工作好 坏对整台柴油机有直接影响。对曲轴的主要要求是：疲劳强度高，工作安全可靠；有足够 的刚性，工作时变形小，使轴承负荷均匀；有足够的轴颈承压面积，以保证较低的轴承比 压；曲轴的轴颈要有良好

20、的耐磨性能，并允许多次车削修复；曲柄的布置要兼顾动力均匀、 主轴承负荷低、平衡性好、扭转振动小、有利于增压系统的布置。以上这些要求是互相关 联的，有些又是相互矛盾的，要权衡利弊妥善解决。 因此,曲轴的设计即不能够过分要求加大尺寸,也不能够使设计不能满足使用要求,要在 这两者之间做出必要的取舍。 2. 曲轴的结构及材料： （1）整体式曲轴：整根曲轴由整体锻造或铸造而成，在中、小型柴油机中广泛应用。由 于大型锻造设备的出现，大型低速柴油机也有采用整体式曲轴。 （2）材料：一般把球墨铸铁作为曲轴的材料。球墨铸铁的抗拉强度一般不亚于普通中碳 钢，但由于其伸长率，冲击韧度和弹性模量较低，综合力学性能还比

21、锻钢差一点。另外， 球墨铸铁曲轴中的球状石墨对减磨性能有一定好处，所以球墨铸铁的曲轴的耐磨性能要比 锻钢曲轴好。 （3）连杆大头为平切口。 （4）曲柄销与主轴颈采用空心结构，可以减轻曲轴的重量，改善应力集中情况。尤其是 采用空心曲柄销还可以减小曲轴的不平衡回转质量和离心力。 3. 工艺选择 制造方法为铸造。球墨铸铁经正火处理,可以提高其机械性能,达到或超过一般的中碳 钢,但延伸率,冲击韧性,弹性模量以及材料本身的疲劳强度较低，综合机械性能低于中碳钢。 2.2.2 飞轮 飞轮主要功用：使柴油机回转角速度趋于均匀，协助柴油机起动，保证柴油机空车运转 的稳定性。此外，飞轮还是传递柴油机动力的主要零件

22、。 柴油机的飞轮通常用铸铁、铸钢或锻钢制成轮缘形结构，使其大部分质量集中在轮缘 处，以较小的质量获得尽可能大的转动惯量。轮轮缘上还刻有各缸上止点等定时标记，作 为定时调整的基准。 2.3 机体组 2.3.1 气缸盖 2.3.1.1 气缸盖的要求 有足够的强度、良好的耐热性；同时材料还应具有良好的浇铸工艺性。气缸盖的结构 应有足够的刚性。触火面形状应符合图纸要求。有足够圆弧过度且光洁完整。受压面和各 种道腔应分别符合规定的压力试验要求，各安装座孔尺寸、形状都应符合精度要求。尤其 是各个阀座孔与阀锥面应保持良好的密封状态。气缸直径在 400mm 以下的气缸盖材料多用 HT400 之类的灰铸铁 2.

23、3.1.2 汽缸盖的结构形式 气缸盖的结构形式随柴油机的形式而不同。小型柴油机有用整体式或块状式结构，具 有结构紧凑，可增强机体刚性的特点。中、大型柴油机则大多采用单体式气缸盖，这样， 可以单独拆装和修换，系列通用化程度高，密封性能好。 2.3.2 气缸垫 气缸垫要求具有良好的弹性、导热性、防蚀性、抗粘性和抗老化稳定性。足够的抗拉 与抗剪强度，具有耐高温高压燃气的性能。厚度为 0.71.5mm。材料为铜皮石棉。 2.3.3 气缸套 气缸套内表受高温高压燃气直接作用，并始终与活塞环及活塞裙部发生高速滑动摩擦。 外表与冷却水接触，在较大温差下产生严重热应力，受冷却水腐蚀。活塞对缸套的侧推力 不仅加

24、剧其内表摩擦，并使其产生弯曲。侧推力改变方向时，活塞还撞击缸套。此外还受 到较大的安装预紧力。 2.3.3.1 对气缸套的要求 气缸套应有足够的强度、刚度和耐热性能，还应具有较好的耐磨性能。工作中应有良 好润滑和冷却。缸套一般采用含磷或含硼的耐磨合金铸铁作材料，如 HT25-47、HP- CuCrMo 等。缸套的内表有时还进行镀铬（松孔镀铬、贮油网点镀铬）, 氮化或磷化等处 理，以提高耐磨性能。缸套内表硬度通常要求大于 HB200，且与活塞环硬度有良好匹配。 内表面还应有适当的粗糙度，使其具有一定贮油能力和磨合性能。 2.3.3.2 汽缸套的结构形式 柴油机的气缸套有湿式、干式和带冷却水套等三

25、种形式： 湿式气缸套的优点：湿式气缸套的外表面直接与冷却水接触。冷却效果良好，制造也 方便；但其壁厚较大，而且必须有可靠的冷却水密封措施，是应用最广泛的一种形式。 2.3.4 机体 4, 1 龙门式机体：这种机体把缸体与曲轴箱合成一体，外形尺寸较小（与隧道式相比） ，重 量轻，剖分面少，加工方便，加工时数较少。 材料：机体材料有铸铁、铸铝和钢板与钢焊接三种。大多数机器采用铸造工艺，因而 多用铸铁与铸铝。铸铝机体相比铸铁机体来说，有着重量轻，防磁性能优良等做点。 柴油机工作时，主轴承盖受侧向力而产生横向位移，使紧固螺栓承受剪切力，引起轴 颈磨损或轴瓦断裂，因此轴承盖定位必须牢固。如图 5 所示：

26、 a)湿式气缸套；b)干式气缸套；c)带冷却水套 式 图 4 气缸套的形式 图 5 主轴承盖简图 图 6 下置式凸轮轴传动示意图 2.4 配气机构 2.4.1 气门数目，布置和驱动 1、按气门的布置：气门顶置式、气门侧置式 2、按凸轮轴的布置位置：下置式、中置式、上置式 3、按曲轴与凸轮轴的传动方式：齿轮传动、链条传动、齿带传动 4、按每气缸气门数目：二气门式、四气门式等 一般发动机都采用每缸两个气门，即一个进气门和一个排气门的结构。为了改善换气， 在可能的条件下，应尽量加大气门的直径，特别是进气门的直径。置于机体两侧，防 止 进气预热，提高充气效率。 进气门 570K-670K，采用合金钢（

27、铬钢或铬镍钢） ，排气门 1050K-1200K，采用耐热合 金 钢（硅铬钢） ，由于气门的润滑条件比较差，所以最好材料能有保油性。 2.4.2 凸轮轴布置和传动 1、凸轮轴下置 不利因素：凸轮轴与气门相距较远，动力传递路线较长，环节多，因此不适用于高速发 动机。 有利因素：简化曲轴与凸轮轴之间才传动装置，有利于发动机的布置。 2凸轮轴中置式 传动方式：凸轮轴经过挺柱直接驱动摇臂，省去了推杆。 应用：适用于发动机转速较高时，可以减少气门传动机构的往复运动质量 3.凸轮轴上置式（如图 6） 特点： 凸轮轴与气门距离近，不需要推杆、挺柱，使往复运动的惯量减少。 应用：高速发动机 2.5 供油系统

28、供油系统由油箱、柴油滤清器、输油泵、输油管、喷油泵、高压油管、喷油器、回油 管 等组成。系统安排如图 7 所示： 图 7 燃油系简图 1-燃油箱 2-粗滤器 3-输油泵 4-精滤器 5-喷油泵 6-喷油器 7-溢流阀 2.6 润滑系 2.6.1 系统的组成 润滑系主要由机油泵、机油滤波器、机油压力传感器、限压阀等组成。 机油输送装置：齿轮泵作为输送装置。这种泵结构简单，机加工方便，工作可靠寿命长。 2.6.2 润滑方式 压力润滑和飞溅润滑相结合的润滑方式。对于相对速度高，以及飞溅不能达到要求的 部位，如曲轴轴承、连杆轴瓦，气门和气门摇臂等处均采用压力润滑。这种方式润滑效果 好，并且有强烈的清洗

29、和冷却作用。而气缸壁、活塞销、凸轮轴承处则采用飞溅润滑。 图 8 润滑系简图 2.7 燃烧系统 燃烧室的选型主要依据是缸径,转速及使用要求,本设计采用直喷式，型燃烧室，空 间混合为主，中等强度的进气涡流挤压涡流。可使扩散燃烧阶段后期保持较强的涡流强度， 以便在推迟喷油的情况下使燃烧不致过于延迟，以此方法来解决和碳烟之间的矛盾。 X NO 为了解决喉口烧蚀问题，在缩口处采用较大圆角和钝边；强化程度较高时还可镶耐热合金 钢圈。具体结构图如下: 图 9 燃烧室简图 2.8 冷却系统 本机采用的冷却系为强制循环水冷系，即利用水泵提高冷却液的压力，强制冷却液在 发动机中循环流动。冷却系主要由水泵、散热器

30、、冷却风扇、补偿水箱、节温器、发动机 机体和气缸盖中的水套以及附属装置等组成。节温器为石蜡膨胀式，与水温表一起测量冷 却水温度。其主要部件及系统简图如下： 图 10 冷却系简图 第三章第三章 典型零部件典型零部件-连杆的设计连杆的设计 连杆是发动机最重要的零件之一，近代中小型高速柴油机，为使发动机结构紧凑，最 合适的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件运动时不与其他机件相碰的情况下，选取 小的连杆长度，而大缸径的中低速柴油机，为减少侧压力，可适当加长连杆（P505） 4 连杆的结构并不复杂，且连杆大头、小头尺寸主要取决于曲轴及活塞组的设计。在连 杆的设计中，主要考虑的是连杆中心距以及大、小头的

31、结构形式。连杆的运动情况和受力 状态都比较复杂。连杆小端轴承与活塞销（或十字头销）滑动配合，大端轴承与曲轴的曲 柄销颈配合，形成曲柄连杆机构，将活塞的直线运动转换为曲轴的回转运动；工作中活塞 顶面所受气体压力由连杆传给曲轴，将往复机械功变为曲轴转动转矩。连杆运动形式十分 复杂：小端作直线运动，大端作回转运动，杆身作平面运动，其杆身中心不断相对气缸中 心左右摆动。 为了顺应内燃机高速化趋势，在发展连杆新材料、新工艺和新结构方面都必须既有利于提 高刚度和疲劳强度，减轻质量，缩小尺寸。 对连杆的要求(P501)： 4 1、结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用。 2、具备足够的刚度和抗冲击疲劳强度； 3、尽可

32、能质量轻，惯性小； 4、连杆轴承应耐磨可靠； 5、连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠。 但由于本设计是改型设计，故良好的继承性也是一个考虑的方面。结构图如下： 1-小端轴套；2-连杆螺栓；3-大端轴瓦；4-大端下轴瓦；5-小端； 6-杆身；7-大端轴承座；8-大端轴承 盖 图 11 连杆结构图 3.1 连杆材料（P543） 4 结合发动机工作特性,发动机连杆材料应当满足发动机正常工作所需要的要求。应具有 较高的疲劳强度和冲击韧性，一般都用优质钢材模锻后加工制造，材料有 35、45、35CrMn、40Cr 等，并采用正火或调质等热处理。 3.2 连杆主要尺寸 1、连杆长度 ：曲柄连杆比一般均大于 0.

33、3，这样可以使柴油机的机体高度降低，净质l 量减少，而且连杆长度减小后，其材料也相应减少，从而成本降低。但是，过小的曲柄连 杆比会引起活塞侧压力增加，从而导致柴油机摩擦损失的增加，加速活塞、活塞环、气缸 套的磨损，影响可靠性。 高速柴油机概念设计及实践中指出：当曲柄连杆比左右时，对柴油机寿命 3 31 . 0 及可靠性影响不大。参照原机及总体布置，选择曲柄连杆比为： 。 3158. 0152/48/,152lrmml 2、连杆的结构尺寸：小头主要尺寸为连杆衬套内径 d 和小头宽度。 柴油机设计手册 1 b 中介绍的各个尺寸范围为： 由 查 柴油机设计手册（P62）3158 . 0 152/48

34、/lr 4 35 . 0 D d 55.32dmm mm 小头内径071. 0 d 31 . 2 17.372 1 ddmm 小头外径 大头内径22 . 1 1 2 d d 35.45 2 dmm69 . 0 1 D D 17.64 1 Dmm 小头厚度 取 1 . 1 1 d b 8 .35 1 bmm 大头厚度 取 57 . 0 1 2 D b 58.36 2 bmm 取 螺栓直径 11 3 . 12 . 1Dl 82 1 lmm12 . 0 D dM 12 M dmm 31 . 0 D H 68. 0 H B 176 . 0 H t 取 8 . 28Hmm 6 . 19Bmm07 . 5

35、 tmm 校核小头轴承的比压： 318.05bar Pa 1005.318 610351055.32 109310052.80 5 33 625 db p q z 柴油机设计手册中给出，q 许用值为 630bar,可见是在安全范围之内。 4 注：式中 ； 2 4 ,DpPP zzz 最高燃气作用力 ; ; 衬套支承长度 衬套内径 b d 3、连杆杆身:连杆杆身采用典型的工字形截面。如图 12 所示： 图 12 连杆杆身截面 4、连杆大头定位方式为舌槽定位。这种定位方式定位可靠，贴面紧密，抗剪切能力强尺寸 紧凑。但要注意舌槽部位要减小应力集中，以防疲劳损坏。 5、连杆大头、小头的结构形式 连杆大

36、头的剖面形式：我们一般选用平切口式。 连杆盖的定位方式：在本设计中采用止口定位 连杆小头的结构形式：由于活塞销的大小一 般由活塞设计所决定，所以在连杆的设计中，应尽可能加大连杆小头衬套的承压面积以降 低比压，结构设计如图所示： 图 13 连杆小头截面 3.3 连杆强度计算 3.3.1 连杆杆身的强度设计 （1）连杆杆身最小截面（-）之疲劳强度计算 图 14 连杆杆身 连杆杆身在不对称交变循环载荷下工作，它受到位于计算截面（-）以上往复惯性 质量力的拉伸及气体压力的压缩。 最大工况时的往复惯性力 曲柄半径 r=48mm 曲轴角速度 376.8bar 30 360014 . 3 30 n N rm

37、mP Lhjm 1 . 9481) 152 48 1 ( 8 . 376048 . 0 )25 . 0 812 . 0 ( )1 ()( 2 2 式中：活塞组质量； h m 计算截面（-）以上部分连杆质量。 L m 杆身（-）计算断面的应力 由于惯性力拉伸（-）计算断面处引起的应力 a jm MP F P 35.19 109 . 4 1 . 9481 4 min min 由于压缩力在（-）断面处所引起的应力 NPPP jmFck 438311 .98411093 4 10) 1052.80( 625 1 a ck MP F P 45.89 109 . 4 43831 4 min 1 max 杆

38、身（-）断面处的安全系数： a a MPn9 . 3 )35.1945.89(2 . 035.1945.89 2402 )( 2 minmaxminmax 12 式中：取系数2 . 0a 为材料拉伸及压缩疲劳极限（材料 45 钢） 12 取 a MP250190 12 a MP200 12 （2）杆身中间断面的强度计算 杆身中间断面的受力 （A）往复惯性力 66.17426) 152 48 1 ( 8 . 376048. 0)140. 1812 . 0 ( )1 ()( 2 2 rmmP Lmhj 式中：为连杆往复运动质量 mL m 压缩力： NPPP JZCK 34.3642566.1742

39、61093 4 10) 1052.80( 625 2 （3）杆身-断面应力的计算 （A）由惯性力引起的拉应力 a cp j MP F P 2 . 35 109 . 4 66.17426 4 min （B）由压缩力引起的应力；连杆杆身中因压缩和纵向弯曲而出现合成应力在摆动平面 内弯曲时由压缩和纵向弯曲所引起的合成应力： )1 ( 2 2 maxcp cp ck x F x L c F P 式中：L 为连杆长度，为系数 取=0.00035c0005 . 0 0002 . 0 2 E c c 10456220)618.24(688.3818.24 12 1 )( 12 1 3333 hbBBH x

40、ax MP15.77)109 . 4 104562 152 00035 . 0 1 ( 10109 . 4 34.36425 2 2 62 max （4） 垂直于摆动平面方向的应力 式中：为对 Y 轴的惯性矩) 4 1 ( 2 12 maxcp cp ck y F y L c F P y 4 .35564)618.24(2018.24688.38 12 1 )( 12 1 3333 bBhHB y 为连杆长度减去连杆大小头孔半径之和。 1 L ay MP18.75)109 . 4 4 . 355644 97 00035. 01 ( 10109 . 4 34.36425 2 2 62 max （

41、5） 中间断面处的安全系数 a xx x MPn9 . 3 ) 2 . 3515.77(2 . 02 .3515.77 2402 )( 2 minmaxminmax 12 a yy y MPn975 . 3 )2 .3515.77(2 . 0 2 . 3515.77 2402 )( 2 minmaxminmax 12 故属安全 5 . 25 . 1n 3.3.2 连杆小头的强度计算（图 15） 图 15 连杆小头 1、连杆小头承受的作用力 （1） 连杆小头在进气和排气冲程中承受活塞组往复惯性力的拉伸。在上止点附近之 jn P 值为最大 = jn PNMPa 3 . 4585 93 48 136

42、00048 . 0 812 . 0 2 式中：为活塞组件的质量，其数值为 0.812 千克 m 为曲柄半径 为 48rmm 为曲柄半径与连杆长之比值31 . 0 L r （2）连杆小头在膨胀行程开始点所承受的压缩力 N 3 . 70540 3 . 45851093 4 10) 1052.80( 625 jnFck PPP 式中：为最高燃气作用力 F P 2、由活塞的惯性力在连杆小头中引起的拉应力 当活塞在上止点时 MP37 . 3 3363.202 3 . 4585 22 Ar P F P cp jnjn p a 式中：小头平均半径63.20 4 17.3735.45 4 2 dD rcpmm

43、 小头宽度 A=33mm MP 故安全 5829 p a 3、连杆小头的安全系数 )2( 2 12 aacajacaj n 连杆小头应力按不对称循环变化，在小头和杆身衔接处（即固定角 R 处）的外侧纤维 上安全系数最小。 式中： 为材料拉伸及压缩疲劳极限（材料 45 钢） 12 取 a MP250190 12 a MP240 12 角系数 取 33 . 0 62 . 8 )15.34252.2655.11(33 . 0 52.2655.11 2402 )2( 2 12 aacajacaj n 小头的安全系数一般取 故安全 n55 . 2 4、连杆小头横向直径的减少量 000776 . 0 10

44、 9 . 28571024 . 2 29 5 . 50 3 . 4585 10 )90( 65 23 6 2 3 EJ dP cpjn d mm 式中：3.3.3 连杆大头27305 . 933 12 1 12 3 3 Ah J 2 mm 连杆打头孔的直径取决于曲轴连杆轴颈的直径。大头必须具有足够的刚度，否则，易 导致抱轴、烧瓦、连杆螺栓断裂等故障。杆身和大头之间应平滑过度，尽量减小连杆螺栓 之间的跨度。为了减小螺栓的跨度，通常在螺栓孔和大头之间留出约 1.O1.5mm 的壁厚， 而螺栓孔外侧的壁厚应较厚，一般不小于 2mm。斜切口连杆现已不常用。 大头盖之受力：连杆大头盖在进气冲程开始即当活

45、塞在上止点时承受往复运动质量和连杆 大 头的旋转质量的惯性力。 N rmmmmP kpkphj 5 . 141188 .376048 . 0 )455. 014. 1 ()31 . 0 1)(2466 . 0 812 . 0 ( 1( 2 2 ）（）（ 式中：活塞组的质量 =0.812 千克 h m h m 连杆旋转运动的质量 k m =0.2466Kg k m l llm mmm l cc )( 2 为曲拐几集中在曲柄销中心的当量质量；且=，是曲拐各单元的质量； c m c m iir m r 1 i m 是各单元的旋转半径。做平面运动的连杆组，根据动力学等效性的质量，质心和转动惯 i r

46、量守恒三原则进行质量换算。实际计算结果表明，与，相比很小，为简化受力分 3 m 2 m 1 m 析，常用集中在连杆小头和大头的 2 个质量，近似代替连杆，从动力学等效的头两 2 m 1 m 个条件（即忽略转动惯量守恒）可得=， 2 m= 式中，是连杆组质量； 1 m l llml)( l lml l m 是连杆组质心到小头孔中心的距离。 l kp m为连杆大头盖的质量 kp m=0.455Kg 3.4 强度校核 目前，对连杆进行有限元计算已成为在设计阶段验证其强度和刚度的一种常用手段。 在进行有限元计算时，可以根据连杆的工作及受力状况，将连杆简化为已知外载的力学模 型图(16） 。计算载荷就是

47、连杆的最大拉伸载荷和压缩载荷。 j P c P 图 16 简化的连杆力学模型 N rmmP Lhj 1 . 9481) 152 48 1 (3600048 . 0 )25 . 0 812 . 0 ( )1 ()( 2 2 NPFPP JhZC 9 . 43530 1 . 98411093 4 10) 1052.80( 625 式中： 缸内最高燃烧压力； z P 活塞面积： h F 活塞组质量； h m 计算截面以上部分连杆质量。 L m 因为发动机工作时连杆各个部位的具体载荷其实是不同的，为了反映出连杆个部位应 力的真实情况，应在不同部位加上该处的实际载荷，然后再根据该部位的应变量和材料的 弹

48、性模量 E 计算出应力，再校核强度。 3.5 连杆螺栓 连杆螺栓是发动机主要连接件之一，它承受着轴向交变载荷。连杆螺栓和螺母连接过 紧或过松，均可能导致自身的断裂，因此要求连杆螺栓有足够的疲劳强度和防松性能。 3.5.1 连杆螺栓的强度验算 连杆螺栓在拧紧状态下，必须保证连杆大头和大头盖的对口表面之间相互压紧，以免 运转过程中两对口相互敲击，并使连杆大头孔和连杆轴瓦呈过盈配合，此时螺栓所承受的 力称为螺栓预紧力。 L P 图 17 连杆螺栓受力变形图 图（17）表示出了在拧紧螺栓的过程中，螺栓和连杆大头被紧固部分受力与变形的关系。 发动机工作时，连杆螺栓还承受往复性质量在上止点位置时的惯性力与

49、连杆回转部分的 j m 质量（扣除大头盖的质量不计）的惯性力之和。如果每个连杆上的螺栓数目是 ，则 2 m p i 每个螺栓所承受的惯性力。在 P 的作用下，螺栓将进一步沿线段 EF 被拉长，压 ipp / 在连杆大头的力将卸载，直到系统达到一个新的力平衡状态，如图中的点 F 所示。在这一 状态下，螺栓一面受惯性力 P 的作用，一面使轴瓦仍然被过盈力压紧在连杆大头中， w p 除止之外还能保持连杆大头和连杆盖之间的互相压紧，止压紧力在图中用表示。因止在 Y P 状态 F 时连杆螺栓所受的总拉力 YWL PPPP max 。应该注意，在任意时刻都必须使对 口面压紧力大于零。 Y P 在发动机运转过程中作用在连杆螺栓上的拉伸力就反复地和之间变化，拉伸 L P maxL P 力变化的振幅是（k 是基本载荷系数，根据实测资料，k 在 0.200.25 范围内） 。 kPP 通常每个螺栓的预紧力取每个螺栓的最大拉力。因 ,)5 . 22(PPP WL kPP LL max 此螺栓最小截面处的极限应力应为： （） / maxmaxSLL FP aMP 式中：最小截面面积 ； L F 2 mm ； ,/n ss a MP 安全系数。 n 一般螺栓材料屈服极限在以上，安全系数