第一篇：公司培训 资料第六章连杆设计
第六章
连杆设计
连杆组包括连杆体、连杆大小头轴承，若是分剖式则还有连杆盖、连杆螺栓等。
第一节
连杆组的工作条件与设计要求
一．作用
1．承受活塞销传来的气体压力，并将其传给曲轴。2．将活塞组的往复运动转变成曲轴的旋转运动。二．工作条件 1．运动
（1）小头与活塞销相连，与活塞做往复运动。（2）大头与曲柄销相连，与曲轴作旋转运动。（3）杆身作往复和摆动组成的复杂平面运动。2．负荷：连杆的基本载荷为机械负荷：（1）拉伸：（A）特点：只有四冲程机有拉伸载荷，其最大值在进气行程的上止点附近。
（B）大小：往复质量的惯性力 Pj=（m+m1）（1+λ）rω2
m——活塞组往复质量；m1——连杆中往复质量。（2）压缩：（A）特点：
二、四冲程机都有压缩载荷，其最大值在作功冲程的上止点附近。（B）大小：最大爆发压力减上述惯性力：Pc=Pgmax—Pj。（3）附加弯矩：（A）由于加工精度等原因，承压面对连杆轴线不对称，在压载荷下，细长杆件弯曲而引起的附加弯曲应力和弯矩。
（B）由于连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩造成的附加弯矩。其大小Mc=杆身的转动惯量*连杆摆动的角加速度，一般在α=90 时，达到最大值。
（C）影响：附加弯矩虽数值不大，但作用点与方向是在杆身的薄弱部位——横向，易造成杆身弯曲。三．设计要求
1．足够刚度：由于连杆为细长杆件且受交变的拉压纵向载荷，若：
（1）大头刚度不足：（A）使大头孔失圆——影响轴承转动和润滑——加剧曲柄销磨损和破坏。（B）使分剖式连杆螺栓受附加弯矩——易折断——而造成重大事故。
（2）杆身刚度不足：杆身弯曲（A）使活塞在缸内歪斜运动——使活塞与汽缸；连杆轴承与曲柄销偏磨——加剧环磨损、、汽缸偏磨失圆——汽缸串气、串油。（B）杆身增加附加弯矩。
2．足够强度：由于受交变载荷，连杆应有足够抗疲劳强度。若强度不够，则（A）杆身断裂；（B）大头盖、螺栓断裂。
相比之下，刚度难以满足，也比强度更为重要。
3．重量轻：由于连杆是旋转与往复质量的一部分，且其本身的载荷的相当部分也是由其本身的运动质量而引起，要求在保证刚、强度的前提下，通过材料与结构设计来减重。
第二节
材料与结构形式
一．材料：有较高疲劳强度和冲击韧性的Cr钢。二．加工与热处理
1．加工：模（辊、精）锻。2．处理：（A）卒火（提高疲劳强度）+高温回火（提高韧性）。（B）表面喷丸——消除残余应力、提高表面硬度和疲劳强度。三．结构形式
1．整体式：大小头为整体，内孔装滚针轴承，多用于单缸机，并与组合式曲轴配合使用。2．分剖式：大头被分开，用连杆螺栓（特制）将连杆盖紧固在大头上。多用于整体式曲轴的多缸机。
3．并列式：用于V型机，左右连杆并列于同一曲柄销。第三节
结构设计与计算 一．小头
1．工作条件与结构（1）工作条件：
（A）小头与活塞销相连，承大的工作气压；（B）位于活塞腔内，尺寸小，轴承比压高；（C）摆动速度低，油膜不易形成，润滑较差；（D）有一定温度（约100 C），影响油粘度。（2）结构：薄壁圆环结构，内装滚针或滑动轴承。此结构简单，应力分布均匀，材料利用率高。
2．设计：其主要结构尺寸有
（1）小头轴承直径d1、宽度B1：d1和B1一起在活塞设计中确定，一般B1=（1.2~1.4）d1，并需公式校核其比压是否在许可值内：（比压）q=P g（最大燃气压力）/（d1* B1）。（2）小头最小径向厚度t与外径D1：最小径向厚度t需大于4mm，并按刚、强度校核。由经验，外径D1=(1.2~1.35)d1。（3）由于作用在小头下表面的燃气压力大于作用在上表面的惯性力，尤为二冲程机始终受压，可将（A）小头做成上小下大的阶梯形、契形（图d、c）；或（B）将中心向上偏移e=0.02~0.04D1，使上部薄些，可在保证刚、强度下，以减轻重量（图f）。(4)小头与杆身的过渡形状与尺寸：此处有应力峰值，对连杆的刚、强度影响很大。过渡圆角的曲率半径愈小，应力峰值愈大。通常采用双园弧过渡，以改善其应力分布。此处也是小头强度校核计算的重点。
（4）小头润滑：小头轴承比压大，滑动速度低，难以形成理想液体润滑。（A）四冲程机的小头通过飞溅供给润滑油，由于其受上下交变载荷，可引起活塞销上下移动起泵吸作用而使油膜恢复，在小头顶部应有油孔（槽），如上图。
（B）二冲程机单向受压，难以形成油膜，一些大型（强化）机采用由大头通过杆身上的油道，压力润滑供给润滑油。（一些大型（强化）四冲程机也有用压力润滑的）。3．计算：由于小头受交变载荷，其计算是计算应力，校核其疲劳安全系数。
（1）计算由惯性力拉伸引起的小头内外表面应力：（A）力——最大往复惯性力Pjmax；
（B）计算公式：曲杆理论——大曲率杆公式及经验公式（见书P236~237）；
（C）作应力分布图（见书P237）；
（D）应力分析：①应力分布与固定角Φc（固定角定义见书P236）有关。②内表面最大应力在Φ=90 处。③外表面最大应力在Φ=Φc处，且大于内表面最大应力。④当Φc↑——应力不均匀性增加，应力峰值增加。⑤强化连杆小头的有效结构措施是减小Φc，最小到90。
（2）计算由压载荷引起的小头内外表面应力：（A）力——最大燃气压力和惯性力的矢量和；（B）作应力分布图（见书P238）。
（C）应力分析：①应力分布与固定角Φc（固定角定义见书P236）有关。②当Φc↑——应力不均匀性增加，应力峰值增加，且比拉伸时更为严重。③在Φ=Φc处有最大应力值，内表面为最大压应力；外表面为最大拉应力。④改善连杆小头的有效结构措施是在于小头的过渡圆角。
（3）计算安全系数：（A）小头受拉压交变载荷，须校核其疲劳强度。（B）小头的固定角Φc截面的外表面应力变化较大，一般只计算此处的安全系数。（C）计算公式见书P239。（D）安全系数一般为1.5~2.5。二．杆身
1．杆长L：其是指大小头孔心间的距离。
（1）大小：L由连杆比λ，在机总体设计中确定。（2）要求：其控制压缩比和压缩高度，其公差要求高。
2．工作条件及影响
（1）其主要受机械载荷：（A）拉伸、压缩的交变载荷。（B）摆动时的横向惯性力。（2）影响：（A）疲劳破坏。（B）弯曲变形。3．结构设计
（1）工字形截面（为减重）：（A）Y-Y长轴在连杆摆动平面，这是因为连杆在摆动平面上下两端的连接相当于绞支。（B）X-X短轴在垂直平面，这是因为其两端的连接相当于两端固定的压杆，其稳定性较绞支好。
（C）工字形截面两臂不宜过薄，否则易产生锻造裂纹。
（2）杆身断面高H和宽B：（A）一般H=0.2~0.3D；H=(1.4~1.8)B；初设时B= D*S /6。（B）为使从小头——杆身——大头过渡均匀，H从小头——杆身——大头逐步增大，一般Hmax=1.3Hmin。（3）杆身与大小头有足够的过渡圆角，以避免应力集中。4．强度计算
1．最大拉伸力为进气行程上止点附近的 惯性力Pjmax。
2．压力为最大气体压力和纵向弯曲所引起的合成应力。
3．应计算连杆摆动和垂直两平面的应力值。
4．优先计算危险截面——在靠近小头的II—II处，因截面收缩较大，且断面积小，可能成为危险截面。其拉应力σj=Pjmax/Fmin；
压应力σc=（Pgmax— Pjmax）/ Fmin；Fmin——最小截面面积。5．计算连杆摆动和垂直两平面的安全系数。6．计算公式见书P239。三．大头
1．大头受力复杂，现无较好的公式计算校核，通常采用样机经验尺寸。2．若为分剖式连杆则需计算校核连杆盖与连杆螺栓的强度。
第四节
轴承
1．连杆轴承形式
（1）小头：常用带保持架的滚针轴承。
（2）大头：用带保持架的滚针轴承或滚柱轴承。（3）曲轴主轴承：常用滚柱轴承。2．滚动轴承特点
（1）优：摩擦损失小、机械效率高、起动性能好、工作可靠、使用寿命长、润滑方便等。（2）缺：价格较高、噪声大、装配要求高、维修不便等。3．设计：其实际为选配合适轴承。
（1）选型；（2）确定轴承径向间隙和配合；（3）确定轴向紧固方式和润滑方式。（4）验算轴承寿命。
第七章
曲轴组设计
曲轴是作功的曲柄连杆机构中对外作功的一部件，它的尺寸及形状不仅直接影响整机的尺寸与重量而且直接影响机的作功及可靠性等重要性能。随着机的高速、强化发展，曲轴的工作条件愈趋严酷，其刚度、强度问题也更加突出。
曲轴组由曲轴、平衡重（块）、飞轮、各种传动齿轮等组成。曲轴由若干曲柄加功率输出端和自由端构成。每个曲柄由主轴颈、曲柄臂、曲柄销组成。曲轴的前端（以车行方向为前）安装飞轮磁电机，后端安装齿轮以输出动力，如CY80、铃木A100等（JH50相反）。四冲程机的曲轴前端装有正时齿轮（链轮）以驱动配气机构，如JH70。
第一节
工作条件与设计要求
一．作用
1．通过连杆将往复运动变成旋转运动。
2．承受连杆传来的力，并向外输出有效功率。3．驱动附件。
4．平衡块一般与曲柄臂制成一体，用来平衡惯性力和力矩，以改善机的平衡性能。5．飞轮是利用其旋转惯性提高曲轴旋转的均匀性，在其外圆周上加工有标记，作为调整发动机配气正时的标志。摩托车飞轮一般兼作磁电机的转子，在飞轮的轮圈上镶有永久磁铁，其也是飞轮惯性质量的重要组成部分。二．工作条件 1．受力复杂
曲轴是在不断变化的周期性气体压力、往复惯性力、旋转惯性力及其力矩共同作用下工作，承受交变的拉、压、扭、弯的力和力矩，处于疲劳应力状态。其中弯曲载荷为主，约80%的曲轴破坏是由弯曲疲劳引起。2．应力集中现象严重
曲轴承担多种功能并驱动多个部件（如水泵、风扇、机油泵、正时齿轮等），形状复杂，所开键（销）槽应力集中现象严重，易产生断裂破坏。尤为曲柄与轴颈的过渡圆角成45 角弯曲破坏以及润滑油孔处成45 角扭转破坏，并将这两处称为危险截面。3．磨损严重
主轴颈、曲柄销在很高的比压，以很高的速度在轴承中转动摩擦，且在变工况下不能充分保证有良好的油膜摩擦，曲轴表面磨损严重，影响机的可靠性和使用寿命。4．影响其它部件
曲轴是曲柄连杆机构的中心环节，它将直接影响其它部件。如曲轴刚度不足的弯曲将造成活塞、轴承的偏磨从而造成汽缸磨损，漏气串油。6．扭转振动
曲轴在很大的扭矩下高速转动，其转动的不均匀性以及整根曲轴各部分质量的不同，易形成扭振——产生噪声、机的振动、加速轴承磨损、甚至使曲轴断裂。7．提高刚、强度的难度
曲轴本身就是旋转质量的主要部分，其刚、强度不能单靠尺寸来提高，只能靠结构形状和材料来保证，否则会加大惯性力而形成恶性循环。三．设计要求
1．足够疲劳强度，减少应力集中现象。2．足够的弯曲和扭转刚度，避免工作范围的强烈扭振。3．良好的工作均匀性和平衡性。4．减摩、耐磨。
5．制造工艺性好、成本低。四．受力分析
多缸机曲轴是一多支承的连续梁，形状复杂且承受负荷沿轴线分布（非集中载荷），其规律不断变化，难以计算，其工作应力多用经验和试验得出，至今只作近似的分析和计算。
1．受力分析方法（1）连续梁法：
（A）优：符合实际情况；考虑支承的弹性安装的不同心度以及支座弯矩，较全面。（B）缺：复杂；另还有一些因素也无法考虑，如主轴颈的偏心、椭圆度等。应用较少。（2）简支梁法（也称分段法）：
（A）优：简单、突出曲拐受力的主要矛盾。应用普遍。
（B）缺：忽略影响因素，尤为相邻曲拐的影响，偏差较大（但它是偏大值，安全系数大）。
2．受力分析假设（边界条件）
（1）曲轴为一不连续梁，将每一曲拐分成一段，当简支梁考虑。
（2）每个曲拐都是自由地支承在相邻两主轴颈的中点处，且受力集中。（3）左边主轴颈用i 表示，右边（功率输出端）则用i+1表示。
（4）左右主轴颈均从中间断开，并忽略相邻曲拐、轴承同心度、轴承间隙、支承变形等方面的影响。
（5）将曲拐看作绝对刚体（不考虑其弯曲影响），也不考虑扭振等引起的附加影响。3．作用力
（1）沿曲轴方向的径向力：（设曲柄受压为正）（A）K——气体压力和往复惯性力矢量和所产生的径向力。
（B）K1——连杆旋转质量惯性力（离心力）。（C）K2——曲柄销连杆旋转惯性力（离心力）。（2）沿垂直曲轴半径方向的切向力T（气体压力和往复惯性力矢量和所产生的切向力），设指向旋转方向为正。（3）Pr——曲柄臂离心力（两个）。
（4）Pp——平衡块离心力（两个）。
（5）从自由端传来的扭矩Mi。
（6）从功率输出端传来的反扭矩Mi+1。（7）主轴承垂直支反力Rki和Rki+1。（8）主轴承水平支反力RTi和RTi+1。4．性质：
（1）上述各力都按集中力处理，作用点如图。
（2）K、T、Mi、Mi+
1、Rki、Rki+
1、RTi和RTi+1都具有周期性交变性质。
（3）K1、K2、Pr、Pp 均为离心力，不具有交变性质，但与曲轴各部分的质量有关。4．曲轴各部分受力
（1）I—I断面（主轴颈）
（A）受力：①交变扭矩Mi和②支反力Rki及RTi的联合作用。（B）性质：扭转和弯曲的交变应力。因其旋转中心在质心轴线上，本身质量不产生惯性力。
（C）分析：①为缩短机长度和加强轴刚度，可将主轴颈做短，弯曲作用小，只考虑扭转。②曲轴的破坏主要是弯曲疲劳破坏，由于主轴颈的弯矩较小，且主要是压应力，故主轴颈一般不作疲劳强度计算（强化机须作）。（2）II—II断面（曲柄销）
（A）受力：①在曲拐平面受Rki、Pr、Pp合成弯矩作用。②在垂直曲拐平面受RTi的弯矩作用；以及Mi和RTi联合所产生的扭矩作用。（B）性质：扭转和弯曲的交变应力。（3）III—III断面（曲柄臂）：最复杂也最危险。（A）受力：①由Rki、Pp产生的拉压应力。
②在曲拐平面由Rki产生的弯曲应力。③在垂直曲拐平面由Mi和RTi联合所产生的弯曲应力。
④由RTi所产生扭矩引起应力。
（B）性质：交变的拉、压、弯曲、扭转的复合应力。
（C）分析：①其受多种力和力矩作用，受力最复杂。
②其应力具有拉、压、弯扭的复合性质，且多为疲劳破坏的交变性质。
③危险截面上的最大名义应力发生在图中的1、2、3点，其中点1受三个方向的压应力作用，其值最大。
④但点1处表面光滑，无应力集中现象，不是疲劳破坏的根源，故不作该点的应力计算 ⑤点2、3，即在轴颈与臂的连接圆角处（图中A、B处）截面变化大，应力集中现象严重，有应力峰值，曲轴的疲劳破坏多在此处。
⑥从图c中见点2、3位于Mi和RTi产生弯矩的中性轴上，故在疲劳计算中忽略Mi和RTi产生的弯矩。5．附加应力
（1）来由：曲轴为弹性系统，由于扭转振动和弯曲振动而引起附加应力。
（2）影响：增加曲轴受力，尤其当振动频率与曲轴自振频率相吻合时将发生共振——大噪声、大应力——可能导致曲轴断裂。
第二节
曲轴结构形式与设计
一．结构形式 1．组合式曲轴（1）形式：将左轴颈连同左曲柄、曲柄销、右轴颈连同右曲柄分开制造，然后连同连杆大头一起压紧装配。（2）特点：（A）优：分段制造，件小易保证质量、无须大设备、制造与热处理方便、报废量小等。（B）缺：增加装配压紧应力、装配后的曲柄销与主轴颈的平行度、两曲柄臂的同心度等难以保证等。（C）单缸机多用组合式，且适应于整体式连杆。2．整体式曲轴
（1）形式：整根曲轴是整体锻（铸）造，然后整体加工成型。（2）特点：（A）优：结构简单、重量轻；工艺成熟、工作可靠。（B）缺：件大，加工不便。（C）多缸机多用整体式，且适应于分剖式连杆。3．滚动式主轴承：摩托车发动机多用。（1）优：（A）摩擦损失小。（B）机起动容易。（C）主轴润滑容易。（2）缺：（A）承压较滑动轴承小。（B）轴承间隙较大——噪声大。（C）易破损。二．材料
1．要求：耐磨、耐冲击韧性、耐疲劳、价廉。2．材料：合金球墨铸铁、锻造合金钢等。
3．热处理：轴承部分渗碳、淬火、渗氮等加硬处理。三．结构设计
（一）主轴颈
1．直径D1：统计值D1=(0.4~0.6)D（缸径）。
（1）D1↑——主轴颈刚度↑，但不增加其转动惯量；加厚曲柄使曲柄重叠度↑。（2）但D1↑——轴颈圆周表面线速度↑——轴承温度↑——摩损与磨损↑。2．长度L1：与滚动轴承宽度相匹配，统计值L1=(0.45~0.60)D1。
L1↓——刚度↑；但轴承负荷↑。
（二）曲柄销
1．直径D2：统计值D2=(0.34~0.42)D（缸径）
（1）D2↑——①曲柄销刚度↑；——②销的自振频率↑——扭振损害的可能↓。（2）但D2↑——① 曲柄销与连杆大头的质量↑——旋转惯性力↑——应力↑；
D2↑——②轴颈圆周表面线速度↑——轴承温度↑——摩损与磨损↑。（3）D2和L2一起考虑轴承的承压。
2．长度L2：与滚针轴承宽度相匹配，统计值L2=(0.45~0.60)D2。（1）L2↑——轴承的比压↓——轴承负荷↓——轴承使用寿命↑。（2）L2↑——销的刚度↓；——易产生棱缘负荷。
（3）在和D2一起考虑轴承的承压时，先确定D2（因D2影响大）。
（三）．曲柄臂：
其受力最多、最复杂且应力集中现象严重，是曲轴的薄弱环节。曲柄臂的抗弯的强、刚度都较差，其最薄弱处为圆角处。1．形式：（1）椭圆形：扭转和弯曲刚度较好；去掉受力小的部分，重量轻；应力分布较均匀；但加工复杂。
（2）圆盘形：结构简单；刚度尚可；但重量较大，多为摩托车发动机用。
曲柄臂的抗弯的强、刚度都较差，可用抗弯断面系数Wσ =bh2 /6 表示。2．曲柄臂厚h：（1）h↑——比b↑好；
（2）h↑——在上式计算中Wσ增加20%，但由于h↑——过渡圆角的应力流线光滑，应力分布均匀，Wσ可增加40%。（3）但h↑——机长和缸心距↑。
（4）选择原则：在满足缸心距和机长要求的前提下，尽可能增加h，以提高曲柄臂的抗弯能力。
3．曲柄臂宽b：（1）b↑——在上式计算中Wσ增加10%，实际上中，由于b↑后应力分布更不均匀，Wσ只增加5%。
（2）在h↑受到限制时，考虑增加b。
4．重叠度Δ：曲柄销和主轴颈重叠的程度Δ=（D1+D2）/2—R（曲柄半径）。
Δ↑——一部分力可传到主轴颈，使曲柄臂受力减少——提高曲柄臂的刚、强度。5．过渡圆角R：（1）应力集中点，须认真考虑。
（2）多采用园弧过渡，R↑——过渡光滑程度↑——应力集中现象↓。
（3）但R↑——轴颈的有效承压长度L1（L2）↓——轴承负荷↑——轴承磨损↑。
（4）有采用多园弧来改善应力分布和轴颈承压长度问题，但其加工工艺高，否则多园弧连接处不平滑，将出现新的应力集中现象。
6．去掉曲柄臂肩部多余的金属，以减重（不影响其强度）
（四）．平衡块（重）
1．结构：与曲柄臂制成一体。2．设计要求：
（1）满足机的平衡要求。（2）尺寸、重量小。（3）平衡重的位置、尺寸使主轴承的比压最小。3．设计：
（1）保证所需平衡的力与力矩。
（2）平衡重的质心离曲轴中心线远，即在保证平衡的质径积的前提下，增大直径，减小重量。
（3）离轴中心线的距离、轴向位置等要保证曲轴在旋转时不与曲轴箱中的零部件（如支承、机油泵）、活塞裙部等相碰。
（4）平衡重的厚度应保证连杆大头盖能从两平衡重中通过，以便于装配。
（5）采用隧道式曲轴箱时，平衡重的径向尺寸需小于滚动主轴承的外圈，以便使曲轴整体装入曲轴箱。
（五）．油孔与油道
曲轴与轴承是高速运动的运动副，润滑对轴与轴承的磨损、可靠性、寿命有直接的决定性影响。而油孔和油道与润滑品质直接相关，同时这些孔、道开在受力复杂的曲轴上，也将影响应力分布和曲轴的刚、强度。1．油道布置
（1）斜油道（如图a）：结构简单、但曲柄臂与轴颈过渡处被削弱；油道与轴颈表面交线呈椭圆形，应力集中严重。尤其当油道与轴夹角θ>30º时，将严重影响曲轴强度。（B）直油道（如图c）：进出油孔呈圆形——应力集中小；对过渡圆角处影响小。但加工复杂，斜油道
直油道 并需装多个堵头。
（C）斜直油道（如图b）：是斜油道的改进。在曲柄臂肩部开连贯主轴颈、曲柄臂、曲柄销的油道，再在轴颈上开直油孔连接。这样可减小斜进出油孔的应力集中，但需装堵头。2．油孔
（1）直径：常取（0.07~0.1）D1，一般不小于5mm。在保证机油量的情况下，尽可能地避免应力集中。
斜直油道（2）位置：从液体润滑理论考虑，进油孔在轴颈负荷大处，油膜厚度大处；出油孔在轴颈负荷小处。
（3）开油孔需考虑加工方便。
第三节
曲轴计算
一．曲轴计算类别和内容
曲轴计算主要是强度计算，它有： 1．静力强度计算：多用于低速发动机（1）计算曲轴所有危险工况和位置。（2）将计算应力与许用应力比较。2．疲劳强度计算：多用于摩托车发动机
（1）计算最危险处，如过渡圆角和油孔边缘的安全系数。（2）按最危险的工况进行。
（3）摩托车发动机曲轴的疲劳计算重点是弯曲疲劳计算。二．弯曲疲劳强度计算
1．方法：为计算弯曲应力有两种方法（1）简支梁法：（A）方法：通过主轴颈中点，将曲轴分成若干段，并把每段曲轴看成绝对刚性的简支梁。
（B）特点：简单；常用。但计算值一般大于实际值20%左右，安全系数偏大。（2）连续梁法：（A）方法：将曲轴系统用一多支承的直梁来代替。
（B）特点：较完善的表达实际情况；考虑了支承的不同心和支座弹性；便于发挥曲轴潜力。但计算复杂。2．名义应力
（1）定义：根据曲轴结构尺寸和载荷计算的应力。
（2）计算：分别计算危险截面——圆角处的（A）圆角弯曲应力和（B）圆角扭转应力，计算公式见书P257。
（3）所受力和力矩按危险工况的最大值。3．形状系数
（1）来由：曲轴有明显的应力局部增高的现象，也就是实际工作应力大于名义应力，而这种现象与曲轴的形状有关，通常用形状系数来表示。其实际为经验和实测系数。（2）定义：最大实测应力和名义应力之比。（3）目的：由此计算实际应力。
（4）考虑的结构参数：主要有4个：圆角半径、曲柄厚度、曲柄宽度、重叠度等。（5）求取形状系数方法：通过实验和经验分析，将这些影响因素用曲线和经验公式表示出来，在使用时根据这些曲线和公式查找和计算形状系数。（6）内容：
（A）圆角弯曲形状系数：在曲柄平面受纯弯矩时，其圆角表面最大主应力和圆角名义应力之比，其公式和影响系数见书P258。
（B）圆角扭转形状系数：圆角表面最大切应力和轴颈名义应力之比，其公式和影响系数见书P259。
4．圆角疲劳强度计算
（1）目的：在多数情况下，首先在曲柄销圆角出现疲劳裂纹，随后裂纹向曲柄臂发展而导致曲轴断裂。因此仅对承载（应力幅）最大的曲柄销圆角进行疲劳强度计算就能基本满足对曲轴设计的需要。（2）程序：（A）分别计算弯曲和扭转时的应力（应力幅和平均应力），公式见书P262。（B）分别计算纯弯曲和纯扭转时的安全系数（公式见书P261）。（C）计算圆角安全系数（公式见书P261）。5．安全系数
曲轴安全系数是一经验值，一般是根据经验或类比方法确定，通常曲柄销安全系数 n≥1.5。
第四节
曲轴强化方法
一．设计方法
1．提高重叠度：曲柄销和主轴颈的重叠度↑——曲轴刚度↑。
2．采用较大圆角R：R↑——圆角形状系数↓——弯曲疲劳强度↑。
3．增加曲柄臂的厚度和宽度：厚度和宽度↑——曲柄臂抗弯模数↑。
4．轴颈上设计卸载槽：见书P267。二．工艺措施
1．圆角高频淬火：轴颈表面感应淬火——提高表面耐磨性；淬火残余应力——提高曲轴疲劳强度。
2．圆角滚压：滚压应力产生圆角塑性变性——发生冷作硬化——提高曲轴疲劳强度。3．氮化：提高轴颈表面硬度；氮的渗入——产生残余应力——提高曲轴疲劳强度。常用。
第二篇：连杆设计说明书
连杆设计说明书
课程设计要求：
1.了解活塞、连杆、曲轴的设计基准、工艺基准、和加工基准。2.正确的表达零件的形状，合理布置试图。3.正确理解和标注尺寸公差和形位公差。4.能读懂图样上的技术要求。5.正确编写课程设计说明书。
6.熟练掌握AutoCAD绘制工程图纸。连杆的作用
连杆的作用是将活塞承受的力传给曲轴，并使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。连杆由连杆体、连杆盖、连杆螺栓和连杆轴瓦等零件组成，连杆体与连杆盖分为连杆小头、杆身和连杆大头。连杆小头用来安装活塞销，以连接活塞。连杆大头与曲轴的连杆轴颈相连。一般做成分开式，与杆身切开的一半称为连杆盖，二者靠连杆螺栓连接为一体。连杆轴瓦安装在连杆大头孔座中，与曲轴上的连杆轴颈装和在一起，是发动机中最重要的配合副之一。常用的减磨合金主要有白合金、铜铅合金和铝基合金。
连杆机构中两端分别与主动和从动构件铰接以传递运动和力的杆件。例如在往复活塞式动力机械和压缩机中，用连杆来连接活塞与曲柄。连杆多为钢件，其主体部分的截面多为圆形或工字形，两端有孔，孔内装有青铜衬套或滚针轴承，供装入轴销而构成铰接。连杆是汽车发动机中的重要零件，它连接着活塞和曲轴，其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作中，除承受燃烧室燃气产生的压力外，还要承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。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。
连杆组
连杆组包括连杆体、连杆盖、小头衬套、连杆瓦、连杆螺栓、连杆螺母等。在三维造型时，可以将连杆体、盖、螺栓等作为一体，因小头衬套材料为铜铅合金，可以分开造型，然后组装成一体进行分析。
一般认为连杆小头随活塞组作往复运动，连杆大头作随曲拐作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面运动。
将连杆组件的质量转换成集中于活塞销中心的往复质量m1和集中于曲柄销的旋转质量m2。根据力学原理：质量转换必须满足下列3个条件： ① 质量不变：简化前后的质量不变； ② 质心位置不变：系统质心与连杆组质心重合。
③ 系统对质心的转动惯量不变：简化的质量对质心的转动惯量之和应等于原来的转动惯量； 连杆的受力
连杆是汽车发动机中的重要零件，它连接着活塞和曲轴，其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作中，除承受燃烧室燃气产生的压力外，还要承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。
连杆螺栓
连杆螺栓是连接连杆大端与轴承座的至关重要的连接螺栓。连杆螺栓的受力：
二冲程柴油机的连杆螺栓：预紧力。
四冲程柴油机的连杆螺栓：预紧力，惯性力拉伸，大端变形产生附加弯矩； 材料：选用韧性好，强度高的优质碳钢或合金钢；
结构：耐疲劳的柔性结构(增加螺栓长度，减小螺栓杆部直径以增加螺栓柔 度)；精细加工螺栓螺纹；断面变化处及螺纹处采用大圆角过渡；保证螺 栓 头与螺母支承平面与螺纹中心线垂直。
连杆螺栓的类型：用螺帽连接与不用螺帽连接两类。
连杆螺栓的安装：必须严格按照说明书规定（安装预紧力的大小、预紧方法、预紧次序等）。
连杆损坏形式
连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。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，但现在国外所广泛采用的先进连杆裂解（conrod fracture splitting）的加工技术要求其脆性较大，硬度更高，因此，德国汽车企业生产的新型连杆材料多为C70S6高碳微合金非调质钢、SPLITASCO系列锻钢、frACTIM锻钢和S53CV-FS锻钢等(以上均为德国din标准)。合金钢虽具有很高强度，但对应力集中很敏感。所以，在连杆外形、过渡圆角等方面需严格要求，还应注意表面加工质量以提高疲劳强度，否则高强度合金钢的应用并不能达到预期果。
对连杆的要求：
①连杆应耐疲劳、抗冲击，具有足够的强度和刚度。②连杆长度应尽量短，以降低发动机的高度和总重量。
③要求连杆轴承工可靠寿命长重量加工容易拆装维修方便。
连杆的工艺特点
(1)连杆体和盖厚度不一样，改善了加工工艺性。连杆盖厚度为31mm，比连杆杆厚度单边小3.8mm，盖两端面精度产品要求不高，可一次加工而成。由于加工面小，冷却条件好，使加工振动和磨削烧伤不易产生。连杆杆和盖装配后不存在端面不一致的问题，故连杆两端面的精磨不需要在装配后进行，可在螺栓孔加工之前。螺栓孔、轴瓦对端面的位置精度可由加工精度直接保证，而不会受精磨加工精度的影响。
(2)连杆小头两端面由斜面和一段窄平面组成。这种楔形结构的设计可增大其承压面积，以提高活塞的强度和刚性。在加工方面，与一般连杆相比，增加了斜面加工和小头孔两斜面上倒角工序；用提高零件定位及压头导向精度来避免衬套压偏现象的发生，但却增加了压衬套工序加工的难度。
(3)带止口斜结合面。连杆结合面结构种类较多，有平切口和斜切口，还有键槽形、锯齿形和带止口的。该连杆为带止口斜结合面。
精加工基准采用了无间隙定位方法，在产品设计出定位基准面。在连杆杆和总成的加工中，采用杆端面、小头顶面和侧面、大头侧面的加工定位方式；在螺栓孔至止口斜结合面加工工序的连杆盖加工中，采用了以其端面、螺栓两座面、一螺栓座面的侧面的加工定位方法。这种重复定位精度高且稳定可靠的定位、夹紧方法，可使零件变形小，操作方便，能通用于从粗加工到精加工中的各道工序。由于定位基准统一，使各工序中定位点的大小及位置也保持相同。这些都为稳定工艺、保证加工精度提供了良好的条件。
连杆加工的工艺流程
连杆加工的工艺流程是：拉大小头两端面——粗磨大小头两端面→拉连杆大小头侧定位面→拉连杆盖两端面及杆两端面倒角→拉小头两斜面→粗拉螺栓座面，拉配对打字面、去重凸台面及盖定位侧面→粗镗杆身下半圆、倒角及小头孔→粗镗杆身上半圆、小头孔及大小头孔倒角→清洗零件→零件探伤、退磁→精铣螺栓座面及R5圆弧→铣断杆、盖→小头孔两斜端面上倒角→精磨连杆杆身两端面→加工螺栓孔→拉杆、盖结合面及倒角→去配对杆盖毛刺→清洗配对杆盖→检测配对杆盖结合面精度→人工装配→扭紧螺栓→打印杆盖配对标记号→粗镗大头孔及两侧倒角→半精镗大头孔及精镗小头衬套底孔→检查大头孔及精镗小头衬套底孔精度→压入小头孔衬套→称重去重→精镗大头孔、小头衬套孔→清洗→最终检查→成品防锈。
设计小结
本次设计是我们学完了大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课之后进行的。这是我们在进行毕业设计之前对所学各课程的一次深入的综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练。它在我们大学四年的大学生活中占有重要的地位，因此，我对本次课程设计非常重视。
我们这次的设计、学习是分阶段进行的，还不能做到全局把握，面面俱到，因而不可避免地会出现一些问题和缺点。通过对本次课程设计过程及老师指点的回顾和总结，可以系统地分析一下整个设计、学习过程中所存在的问题。通过总结，还可以把平时听课时还没有弄懂、弄透的问题加以学习巩固，以获得更多的收获，更好的达到课程设计的预期目的和意义。
此次课程设计对给定的零件图分析并进行CAD绘图，考查了我们对零件图的读图能力以及CAD的使用能力，利用近两个星期的课程设计，加深了对所学知识的理解，有助于今后工作。本次课程设计使我更加熟练的掌握了AUTOCAD的使用方法，并获得了很多以前没有学到的使用技巧。
第三篇：发动机连杆设计说明书
发动机连杆设计说明书
学
院：
机电工程学院
专业年级：
交通班
姓
名：
学
号：
指导教师：
2011
年X月
X日
连杆的设计
1.1
连杆的工作情况、设计要求和材料选用
1、工作情况
连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。
2、设计要求
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在足够的疲劳强度和结构钢度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故。
所以设计连杆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。
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，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。
1.2
连杆长度的确定
设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。
1.3
连杆小头的结构设计与强度、刚度计算
1、连杆小头的结构设计
连杆小头主要结构尺寸如图1所示。
为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为，取，则小头孔直径，小头外径，取。
2、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压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见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杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算。
图1
连杆小头主要结果尺寸
（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力
计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为：
（1）
式中：—衬套压入时的过盈，；
一般青铜衬套，取，其中：—工作后小头温升,约；
—连杆材料的线膨胀系数，对于钢；
—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、—连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；
—连杆材料的弹性模数，钢[10]；
—衬套材料的弹性模数，青铜；
计算小头承受的径向压力为：
由径向均布力引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，外表面应力
（2）
内表面应力
（3）的允许值一般为，校核合格。
（2）连杆小头的疲劳安全系数
连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为：
（4）
式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；
—材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；
—应力幅，；
—平均应力，；
—工艺系数，取0.5；
则
连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在范围之内[4]。
3、连杆小头的刚度计算
当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为:
（5）
式中：—连杆小头直径变形量，；
—连杆小头的平均直径，；
—连杆小头断面积的惯性矩，则
对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为，则校核合格。
1.4
连杆杆身的结构设计与强度计算
1、连杆杆身结构的设计
连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。
为使连杆从小头到大头传力均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。
2、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做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，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。
（1）最大拉伸应力
由最大拉伸力引起的拉伸应力为：
（6）
式中：—连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。
则最大拉伸应力为：
（2）杆身的压缩与纵向弯曲应力
杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：
（7）
连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为，因此在摆动平面内的合成应力为：
（8）
式中：—系数，对于常用钢材，取；
—计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩。；
将式（8）改为：
（9）
式中
—连杆系数，；
则摆动平面内的合成应力为：
同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：
（10）
将式（10）改成（11）
式中：—连杆系数。
则在垂直于摆动平面内的合成应力为：
和的许用值为，所以校核合格。
（3）连杆杆身的安全系数
连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。
循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为：
（12）
（13）
在垂直摆动平面内为：
（14）
连杆杆身的安全系数为：
（15）
式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；
—材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；
—工艺系数，取0.45。
则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：
在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：
杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。
1.5
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
连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。
连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。
2、连杆大头的强度校核
假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为，通常取，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面一致，大头的曲率半径为。
连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：
作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：
（16）
由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：
（17）
作用于大头盖中间断面的法向力为：
（18）
式中：，—大头盖及轴瓦的惯性矩，，—大头盖及轴瓦的断面面积，，在中间断面的应力为：
式中：—大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为：
一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。
连杆螺栓的设计
2.1
连杆螺栓的工作负荷与预紧力
根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。
发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力和最大拉伸载荷，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力；二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力[15]。
连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即
（19）
轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，一般取，取。
2.2
连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算
连杆螺栓预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材料超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足
（20）
式中：—螺栓最小截面积，；
—螺栓的总预紧力，；
—安全系数，取1.7；
—材料的屈服极限，一般在800以上[16]。
那么连杆螺栓的屈服强度为：
则校核合格。
小结
本文在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。
第四篇：连杆加工夹具设计说明书
目录
1、前言···································································· 2
2、设计任务及工况要求················································ 2
3、连杆零件分析························································ 2
4、设计条件······························································ 3
5、专用夹具的设计······················································ 4
5.1、本夹具的功用······················································· 4
5.2、设计方案分析比较·················································· 4
5.3、夹具工作原理······················································· 6
6、定位误差计算························································ 6
7、夹紧力的计算与强度校核············································ 7
7.1、夹紧力的计算······················································ 7
7.2、强度校核··························································
8、夹具特点及使用说明················································ 8
9、心得体会····························································· 9
10、参考文献···························································· 9
铣连杆小头油槽夹具设计说明书
1、前言
连杆在工作过程中，连杆小头油槽收集飞溅的润滑油，并通过连杆小头孔衬套上的小孔将润滑油引导到活塞销上，起到润滑、冷却活塞销和活塞小头孔衬套的作用。因此要求连杆小头油槽不仅要位于连杆小头顶部并铣穿，而且要有一定的对称度；但在整个连杆加工过程中，铣连杆小头油槽并不是一道非常重要的工序。连杆小头油槽加工后形成的表面，在后续的工序中，不会用其做定位或夹紧使用，所以铣连杆小头油槽的加工精度要求不高。
2、设计任务及工况要求
运用所学机械制造工程学等基本理论知识，正确解决连杆在加工时的定位和夹紧问题，选择合理的方案，进行必要的计算，为492Q汽油机连杆的机械加工中的“铣连杆小头油槽”这一工序设计一套专用夹具，努力做到使其具有质优、高效、低成本的特点。
连杆作为汽车发动机的关键零部件，使用量很大，在连杆加工工厂通常采用中批量或大批量生产，实行生产流水线作业。因此加工连杆小头油槽可以选用卧式铣床X51，液压夹紧。
3、连杆零件分析
连杆是汽车发动机的主要传动机构之一，在发动机缸体内将活塞与曲轴连接起来，实现活塞与曲轴之间力的传递，将活塞的往复直线运动可逆地转化为曲轴的旋转运动，并实现功率的输出。
连杆通常是一种细长的变截面非圆杆件，由从大头到小头逐步变小的工字型截面的连杆体、连杆盖、螺栓及螺母等组成。不同结构的发动机，连杆的结构略有差异，但基本上都是由活塞销孔端（小头）、连杆身、曲柄销孔端（大头）三部分组成。连杆大头孔套在曲轴连杆轴径上，为了便于安装，连杆一般自大头孔处分开成连杆体和连杆盖两部分，然后用连杆螺栓连接。为了减少磨损，大头孔内装有上下两片轴瓦；连杆小头孔与活塞销相连，小头孔内压入铜衬套，孔内设有油槽，小头顶部设有油孔，通过飞溅润滑实现。为了减少惯性力，并有一定的刚度，连杆身采用工字型断面。因此连杆工艺特点：外形复杂，不易定位；连杆的大、小头是由细长的杆身相连，故刚性差，易弯曲、变形；尺寸精度、形位精度和表面质量要求高。
连杆在工作过程中主要受三个方向的作用力：活塞顶上压缩气体力、活塞杆 2 组的往复运动惯性力，连杆高速摆动时产生的横向惯性力
连杆的主要加工表面：连杆大、小头孔；连杆大、小头端面；连杆大头剖分面及连杆螺栓孔等。
（1）大小端孔的精度要求：为了使大端孔与轴瓦及曲轴、小端孔与活塞销能密切配合，减少冲击的不良影响和便于传热，采用分组装配法。（2）大小端孔中心线在两个互相垂直方向的平行度：两孔轴心线在连杆轴线方向的平行度误差会使活塞在汽缸中倾斜，增加活塞与汽缸的摩擦力，从而造成汽缸壁损加剧。
（3）大小端孔的中心距：大小端孔的中心距影响汽缸的压缩比，所以对其要求很高。
（4）大端孔两端面对大端孔轴线的垂直度：此参数影响轴瓦的安装和磨
损。
（5）连接螺栓孔：螺栓孔中心线对盖体结合面与螺栓及螺母坐面的不垂直，会增加连杆螺栓的弯曲变形和扭转变形，并影响螺栓伸长量而削弱螺栓强度。
（6）连杆螺栓预紧力要求：连杆螺栓装配时的预紧力如果过小，工作时一旦脱开，则交变载荷能迅速导致螺栓断裂。
（7）对连杆重量的要求：为了保证发动机运转平稳，连杆大、小头重量和整台发动机上的一组连杆的重量按图纸的规定严格要求。
（8）轴瓦槽：对槽头的要求非常高。
由于连杆在工作中承受多种急剧变化的动载荷，所以要求其材料具有足够的疲劳强度及刚度要求，而且还要使其纵剖面的金属宏观组织纤维方向应沿连杆中心线并与连杆外形相符合，不得有裂纹、断裂、疏松、扭曲、气泡、气孔、分层和杂质等缺陷。
连杆成品的金相显微组织应为均匀的细晶结构，不允许有片状铁素体。
4、设计条件
加工工序中，在“铣连杆小头油槽”工序之前，已经完成了对连杆双端面和侧面的精加工，并且完成了连杆钻扩小头孔的加工工艺，因此在定位夹紧时可以选择已加工表面作为定位基准。
而连杆的加工在工厂实行生产流水线作业，进行大批量的生产，要求生产效率高，并且尽量降低工人劳动强度和生产成本。通用机床X51可以满足本工序的加工要求，因此可设计与X51工作台配套使用的夹具，并选用液压自动夹紧的方式以降低劳动强度，提高生产效率。
5、专用夹具的设计
5.1、本夹具的功用
在机床上进行加工工件工程中，为了使工件的表面以及各项指标能够达到图纸规定的尺寸、几何形状以及与其他表面的相互位置精度等技术要求，在加工前必须将工件定位、夹紧。本夹具主要用于铣连杆小头油槽，它采用通用的定位元件，使被加工的连杆在夹具的安装过程能够迅速实现定位夹紧。夹具只有安装到机床的工作台上才能实现被加工工件的加工工序，因此本夹具的另一功用是连接安装到卧式铣床X51的工作台上。
5.2、设计方案比较分析
根据本工序“铣连杆小头油槽”的加工工艺要求，选用卧式铣床X51，3mm盘状铣刀进行铣削加工。故被加工零件——连杆的定位夹紧，根据加工工艺方法，可以有多种方案。方案
一、定位元件：支撑板、圆柱销、削边销；
夹紧装置：液压自动夹紧，直压板；
定位夹紧原理如下图：
1、小头支撑板
2、削边销
3、加紧压板
4、大头支撑板
5、圆柱销
方案
二、定位元件：支撑板、圆柱销、定位块；
夹紧装置：液压自动夹紧，直压板；
定位夹紧原理图如下：
1、小头支撑板
2、可换定位销
3、夹紧压板
4、定位块
5、大头支撑板
方案一中采用“一面双销”的定位方式，能够限制使得夹具结构简单，但由于在本道工序之前，连杆大头孔还是毛坯面，没有进行加工，因此基准精度很低；且考虑到锻造连杆时的模型锥度，用圆柱销定位连杆大头孔，还存在定位可靠性差的缺点。
方案二采用大小头支撑板、定位销和定位块作为定位元件。在本道工序之前，连杆大小头双端面和侧面及连杆小头孔已经进行了精加工，选用上述已加工表面为定位面，基准精度较高，定位准确，可靠性高且安装方便，只是夹具夹具结构与方案一相比稍显复杂。
综上所述，方案二优点明显，好于方案一，故选用方案二作为本道工序“铣连杆小头油槽”的夹具设计方案。
5.3、夹具工作原理
本工序“铣连杆小头油槽”夹具设计原理方案如下图所示。大小头的支撑板支撑连杆端面，限制连杆的3个自由度；可换定位销套在连杆小头孔内，限制2个自由度；定位块与连杆大头侧面相连，限制1个自由度；因此本夹具可以实现“铣连杆小头油槽”工艺的完全定位。
1、小头支撑板
2、可换定位销
3、夹紧压板
4、定位块
5、大头支撑板
6、定位误差计算
由于位于小头顶部的定位面的定位尺寸为6.2±0.05，因此基准不重合误差ΔB为δ差
D/2。定位孔与轴可以在任意方向上接触，此种情况下，定位基准可以在任意方向上变动，其最大变动量为孔径最大与轴颈最小时的间隙，所以基准位移误
YDmaxdminDd式中，δD、δd、Δ分别为定位孔、轴的尺寸公差和孔轴配合的最小间隙。
由于ΔB和ΔY变化方向相反，所以定位误差 DYBDd2 6 带入数据：δD=0.012，δd=0.03，Δ=0.01，得到：ΔD=0.046mm。
7、夹紧力的计算和强度校核
7.1、夹紧力的计算
由【1】知：铣削切削力计算公式为：
P = Cp·t 0.86·Sz
0.7
2·D
-0.86
·B·z·kp
由于本工序“铣连杆小头油槽”使用卧式铣床X51，盘状铣刀，直径D为75mm,宽度B为3mm，模数m 为3.50；连杆材料为40Cr，属于中碳合金结构钢，σ为980MPa；
故由【1】知：
bCp = 808 N Sz = 0.01 mm D = 75 mm
0.8B = 3 mm z =12 kp =(σb/736)由连杆加工工艺图可知：t = 8.3 mm 所以可以得出：
P = Cp·t·Sz·D·B·z·kp
0.860.72-0.860.8 = 808×8.3×0.01×75×3×12×(980/736)N
= 200 N
由【2】知：钢与钢的摩擦因数μ=0.3，理论夹紧力F: 0.860.72-0.86F = F·μ 即 F = P/μ
所以可以得出：
F = P/μ = 200/0.3 = 667 N
由【1】知：夹紧力计算公式为：
Fk = F·K K = Ko·K1·K2·K3·K4·K5·K6
由工艺规程可知Ko = 1.4 K1=1.2 K3 = 1.0 K4 = 1.0 K5 = 1.0 K6 = 1.0
故可知实际所需夹紧力Fk:
Fk = F·K = F·Ko·K1·K2·K3·K4·K5·K6 = 667×1.4×1.2×1×1×1×1 = 1120 N 7.2、强度校核
压板强度校核：
由理论力学知识，对压板受力分析可知，压板所受的最大力矩M
M = Fk·L = 1120×0.86 N·m = 963.2 N·m
由于压板厚度厚度H 为20mm，压板宽度B2为50mm。所以弯曲应力σp为：
σp = M/S = M/(H·B2)= 963.2÷0.2÷0.5 = 9632 Pa
而压板材料为45钢材，【σp】 为600 MPa，故压板强度足够。
压板螺钉强度校核：
有理论力学知识可知，压板螺钉为M16，所受的拉力同为5880 N ,所以压板螺钉所受的拉应力σp为：
σp = Fk /(πr)= 1120÷π÷0.16 = 13926 Pa
而压板螺钉的材料 Q235 的【σb】为375—500 MPa，故压板螺钉的强度足够。228、夹具特点及其使用说明
本工序“铣连杆小头油槽”所用的夹具，定位元件由大小头支撑板、可换定位销、大头定位块组成，定位精确可靠，结构比较简单，安装使用方便；且由于使用液压自动夹紧，降低了工人的劳动强度，提高了生产效率。夹具在使用过程中，要注意定期维护检测
9、心得体会
伴随着机械制造工程学课程设计的开始，我们也踏入了大学的最后一年。虽然我们进入了大四，虽然我们在开学时仅仅有这一项学习任务，虽然我们课程设计的要求不如机械设计制作系的高，但由于种种的原因，我还是感觉到时间的紧迫。还好这一切几乎都在计划中进行，虽不能说是忙而不乱，有条不紊，但还是渐渐地完成了各项任务。而这其中机械制造工程学课程设计则是其中一项比较有意义的收获。
我课程设计的任务是“铣连杆小头油槽”加工工序的夹具设计，虽然是较为简单的一项，但麻雀虽小，五脏俱全。从方案的设计制定，到定位元件、夹紧机构的选用，再到定位误差与夹紧力的计算与校核，每一个步骤都认真地查阅资料，从中收获颇丰。
这次课程设计不仅是对学过知识的复习与巩固，也是一种实践的检查和联系，更是一种对设计研究的探索和尝试。我们的大学生活，快要结束了，很快就要走上工作岗位或从事研究工作。我相信经过大学这样一次又一次的课程设计，未来的路虽然很漫长，但我们有能力克服前进路上的一切困难，迎来胜利的曙光！
10、参考文献
【1】 《机床夹具设计手册》 中国农业大学工学院机械设计制造系
【2】 《机械零件手册》 周开勤 主编 高等教育出版社 【3】 《机械制造工程学》 李伟、谭豫之 主编 机械工业出版社 【4】 《切削用量简明手册》 艾兴、肖诗 主编 机械工业出版社
第五篇：发动机连杆轻量化设计解析
发动机连杆轻量化设计
0 引 言
连杆是发动机中传递动力的重要零件。它将活塞的往复运动变为区轴的旋转运动并把作用在活塞组上的力传给曲轴。连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。因此在设计连杆时应首先保证其具有足够的疲劳强度和结构刚度。显然为了增加连杆的强度和刚度不能简单地加大结构尺寸因为连杆重量的增加会使惯性力相应增加所以连杆设计的一个重要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的强度和刚度即连杆轻量化设计是最终设计目标。
为了优化设计某发动机连杆减轻连杆重量选用朝柴发动机连杆作为评判的参考样品。分析某连杆发动机连杆现生产方案及其3 种改进设计方案以连杆疲劳安全系数为量的指标从3种改进设计方案中选出满足强度和刚度设计要求的重量最轻的方案为最终优化设计方案。1 有限元模型的建立
1.1 网格划分
发动机连杆是由连杆体连杆盖连杆轴瓦和连杆螺栓等零件组成连杆螺栓以巨大的预紧力5104 N 把连杆体和连杆盖连接在一起连杆轴瓦主要起耐磨作用因此进行有限元分析时不考虑连杆轴瓦和连杆螺栓而代之以连接预紧力作用于连杆体和连杆盖上连杆体和连杆盖接触面考虑接触和摩擦力。由于连杆结构和载荷的对称性。在建模型时仅取其一半结构进行有限元模型化。连杆的有限元模型采用四面体单元。
本文CAE分析前后处理软件为Altair/Hyper Mesh V7.0 分析软件为MSC Nastran 2001 各方案有限元模型规模见表1，有限元分析模型见图1。
图 1 有限元模型和连杆边界条件示意图
1.2 连杆有限元模型受力和约束
连杆总成的往复和旋转惯性力:
活塞组的往复惯性力：
拉伸工况下连杆大头载荷：
拉伸工况下连杆小头载荷：
活塞最大爆发压力载荷：
压缩工况下连杆大头受压力：
压缩工况下连杆小头受压力：
拉伸工况下沿连杆小头方向施加连杆总成的往复和旋转惯性力：
压缩工况下沿连杆小头方向施加连杆总成的往复和旋转惯性力：
点击咨询 