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

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名：

学

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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。