1、第四章 典型零部件 （ 連桿） 的設計連桿是發動機最重要的零件之一， 近代中小型高速柴油機， 為使發動機結構緊湊， 最合 適的連桿長度應該是， 在保證連桿及相關機件運動時不與其他機件相碰的情況下， 選取小的 連桿長度，而大缸徑的中低速柴油機，為減少側壓力，可適當加長連桿。連桿的結構并不復雜， 且連桿大頭、 小頭尺寸主要取決于曲軸及活塞組的設計。 在連桿 的設計中，主要考慮的是連桿中心距以及大、小頭的結構形式。 。連桿的運動情況和受力狀 態都比較復雜。 在燃機運轉過程中， 連桿小頭中心與活塞一起作往復運動， 承受活塞組產生 的往復慣性力； 大頭中心與曲軸的連桿軸頸一起作往復運動， 承受活塞連桿組

2、往復慣性力和 不包括連桿大頭蓋在的連桿組旋轉質量慣性力； 桿身作復合平面運動， 承受氣體壓力和往復 慣性力所產生的拉伸 . 壓縮交變應力，以及壓縮載荷和本身擺動慣性力矩所產生的附加彎曲 應力。為了順應燃機高速化趨勢， 在發展連桿新材料、 新工藝和新結構方面都必須既有利于提 高剛度和疲勞強度，有能減輕質量，縮小尺寸。對連桿的要求：1、結構簡單，尺寸緊湊，可靠耐用；2、在保證具有足夠強度和剛度的前提下，盡可能的減輕重量，以降低慣性力；3、盡量縮短長度，以降低發動機的總體尺寸和總重量；4、大小頭軸承工作可靠，耐磨性好；5、連桿螺栓疲勞強度高，連接可靠。但由于本設計是改型設計，故良好的繼承性也是一個考

3、慮的方面。4.1 連桿材料結合發動機工作特性 , 發動機連桿材料應當滿足發動機正常工作所需要的要求。應具有 較高的疲勞強度和沖擊韌性，一般選用中碳鋼或中碳合金鋼，如45、 40Cr 等，本設計中發 動機為中小功率發動機，故選用一般的 45 鋼材料基本可以滿足使用要求。4.2連桿主要尺寸 1連桿長度I曲柄連桿比 一般均大于0.3，這樣可以使柴油機的機體高度降低，凈質量減少，而且連桿長度減小后，其材料也相應減少，從而成本降低。但是，過小的曲柄連桿比會引起活塞側壓力增加，從而導致柴油機摩擦損失的增加，加速活塞、活塞環、氣缸套的磨損，影響可 靠性。高速柴油機概念設計及實踐中指出：當曲柄連桿比0.31左

4、右時，對柴油機壽命及可靠性影響不大。參照原機及總體布置，選擇曲柄連桿比為：I 260mm,r/l 65/2600.29。2、連桿的結構尺寸小頭主要尺寸為連桿襯套徑d和小頭寬度b1。柴油機設計手冊中介紹的各個尺寸圍為：由 r/l 65/2600.29查柴油機設計手冊-0.36 d 40 毫米D 0.06252.5毫米 小頭徑did 245毫米dd2di1.36 小頭外徑d261毫米-D10.736 大頭徑D181毫米Db1 1.1 小頭厚度 取b140毫米d0.65大頭厚度取b2 53毫米D1I11.2 1.3D1 取 l198毫米dM0.12螺栓直徑dM 14毫米HBt0.3270.780.1

5、7DHH取H 36毫米 B 28毫米t 6毫米圖4-1連桿桿身斷面示意圖圖4-2校核小頭軸承的比壓:Pxdb52680.052 10110104010 340 10493.74 105bar柴油機設計手冊中給出，q許用值為630bar,可見是在安全圍之的。注：式中Pz最高燃氣作用力，PzPz D2 ；4d襯套內徑；b襯套支承長度；3、連桿桿身連桿桿身采用典型的工字形截面。尺寸如圖4-1所示。4、連桿大頭定位方式連桿大頭定位方式為舌槽定位。這種定位方式定位可靠，貼面緊密，抗剪切能力強尺寸緊湊。但要注意舌槽部位要減小應力集中，以防疲勞損壞。5、連桿大頭、小頭的結構形式連桿大頭的剖面形式：從上面選取

6、的參數dD 0.69 0.65 0.70，所以采用斜切口。連桿蓋的定位方式： 斜切口連桿蓋一般采用止口定位、鋸齒定位。在本設計中采用止口定位 連桿小頭的結構形式：由于活塞銷的大小一般由活塞設計所決定，所以在連桿的設計中，應盡可能加桿小頭襯套的承壓面積以降低比壓，結構設計如圖4-2所示。4.3連桿螺栓連桿螺栓將連桿蓋和連桿大頭連在一起，它在工作中承受很大的沖擊力，如果折斷或松脫，將造成嚴重事故。因此，連桿螺栓為M14采用標準細牙螺紋，都采用優質合金鋼 40Cr制造，并精加工和熱處理特制而成。安裝連桿蓋擰緊連桿螺栓螺母時，要用扭力板手分23次交替均勻地擰緊到規定的扭矩，擰緊后為了防止連桿螺栓松動，

7、還應可靠的鎖緊。連桿螺栓損壞后絕不能用其它螺栓來代替。連桿螺栓必須用中碳合金鋼制造，經調質以保證高強度。4.4連桿軸瓦為了減小摩擦阻力和曲軸連桿軸頸的磨損，連桿大頭孔裝有瓦片式滑動軸承，簡稱連桿軸瓦。軸瓦分上、下兩個半片。 連桿軸瓦上制有定位凸鍵，供安裝時嵌入連桿大頭和連桿蓋 的定位槽中，以防軸瓦前后移動或轉動，有的軸瓦上還制有油孔， 安裝時應與連桿上相應的油孔對齊。目前多采用薄壁鋼背軸瓦，在其表面澆鑄有耐磨合金層。耐磨合金層具有質軟， 容易保持油膜，磨合性好，摩擦阻力小，不易磨損等特點。連桿軸瓦的背面有很高的光潔度。 半個軸瓦在自由狀態下不是半圓形，當它們裝入連桿大頭孔時，又有過盈，故能均勻

8、地緊貼在大頭孔壁上，具有很好的承受載荷和導熱的能力，并可以提高工作可靠性和延長使用壽命。軸瓦厚度和寬度根據柴油機設計手冊上提供的圍分別別取2.5mm和38mm4.5連桿小頭的強度計算連桿小頭承受的作用力Pjn的拉伸，在上止點附近之值為1. 連桿小頭在進氣和排氣沖程中承受活塞組往復慣性力最大。65Pnm r 2(1)-2.05 X 0.065 X 162.1 2 X (1+)-4585.3 Nr為曲柄半徑，其值為 65毫米。r為曲柄半徑與連桿長之比值0.31L2. 連桿小頭在膨脹行程開始點所承受的壓縮力Pck Pf Pjn(80.052 1) 105 才 1102 10 6 4585.3 705

9、40.3 N式中：Pf為最高燃氣作用力3. 由于溫度過盈和壓配襯套而產生的力(1)溫度過盈量小頭襯套有青銅，也可用粉末冶金代之。現以青銅襯套進行計算。dt1.8 10 5 1 10 5411500.0492 毫米式中：B為青銅襯套材料的熱膨脹系數B =1.8 X 10為鋼的小頭材料熱膨脹系數10t為連桿小頭的溫升推薦 t 100200 C取 t 150 Cd為小頭襯套的外徑 d=41毫米(2 )襯套與小頭配合面上由總過盈量所決定的單位壓力D22d 2.D22d 2d -ETd2d2 d12Eb0.0680.049260241 2 門 c220.34160 24122.2410541 238.5

10、2 門。220.341238.521.1710519.5MPa式中：D2 小頭外徑 D 2 =60毫米D小頭徑 d=41 毫米d1 襯套徑小訐38.5毫米泊桑系數0.3E連桿材料的抗拉彈性模數E =2.24 X 105 MPaEb青銅襯套的抗拉彈性模數Eb=1.17 X 105MPa0.068毫米。襯套裝配過盈為0.016 0.068毫米，可取由于裝配過盈與溫度過盈所產生的應力1、外表面的應力2d2a PD7V19.52、表面的應力D22 d2 iPD19.52 41260241260241260241234.15 MPa53.65 MPa許用值 a和 i在100150 MPa 故屬安全。4.

11、5.3由活塞的慣性力在連桿小頭中引起的拉應力1、當活塞在上止點時PjnPjn4585.32.27 MP aP 2F 2rcpA2 25.25 40式中：小頭平均半徑D2 d604125 25 毫米Icp44小頭寬度A=40毫米29 58 MPa故安全2、按小曲率曲桿公式計算彎矩和法向力計算可作下述假定:曲桿固定于小頭和桿身的銜接處。即在連桿小頭外圓和過度圓半徑R相切的位置;連桿小頭下部支承在剛性很大的桿身上，因而不變形;小頭沿連桿的縱向對稱線切開，用彎矩M0和反向力N代替的小頭右半部的作用。小頭川一川剖面彎矩M和法向力N （圖4-3 ）。Mo NoG(1 cos ) 0.5Pjcp(sin1.

12、108 21863 25.25 (1 cos119) 10cos )30.5 4585.3 25.25 (sin 119cos119 )4.359N m103式中： N。、M。為當 0斷面上的軸力和彎矩。No和M °值有下列經驗公式求得:N0Pjn (0.572 0.0008 ) 4585.3(0.572 0.0008 119 )2186.3 NMo Pjnrcp (0.000330.0297)4585.3 25.25 (0.00033 1190.0297) 10 31.108N mcos111930 75H R1 2式中:90 cos -290 D2 RN N0cos0.5Pjn

13、(sincos )2186.3 cos1190.54585.3(si n119cos119)2057.6N(3)外側纖維應力aj2M 6rcph(2G h)KN丄Ah234.359 1025.259.5式中:9.5(225.259.5)0.9362057.61 -40 9.510611.55MPa為小頭計算壁厚D2 d2604129.5毫米E F2F 2Eb FbEb2.24 10552.24 105 (60 40) 40 1.17(60 41) 405105 2.50.936(4)側纖維應力ij 2M6Lp h h(2rcph)KN丄Ah404.359 10325.25 9.50.936 2

14、057.69.5(2 25.25 9.5)140 9.51063.296MPa由壓縮力引起的應力計算假定載荷在連桿小頭下部成正弦分布1、川-川剖面上的彎矩和法向力M 0Nocp(1cos)Peg (駕sinCOS )式中M0和N。由曲線查得M00.0012Pck rcp0.0012 70540.3 25.25 10 32.14N mNoPck0.0035N00.0035 70540.3246.9 N彎矩MsinM0N°rcp(1 cos )PcJcp(sin cos )2.14 2469 2525(1 cos119) 103705403 2525 10 汽119 彳斶119 cos1

15、19法向力214 9.26 267119.59N msin cos 、)N°cos70540.3 (sin1192.07si n119cos119 )1058.1 N2、外側纖維應力ac 2M6rcph(2rcph)KN丄Ah32 19.59 1025.25 9.59.5(2 25.25 9.5)0.936 1058.140 9.5 10626.52MPa3、側纖維應力ic2M6 rcphh(2rcp h)KN1Ah32 19.59 106 25.25 9.59.5(2 25.25 9.5)0.936 1058.1140 9.510640.195MPa連桿小頭的安全系數2 12aja

16、c(ajac2 a)R處）的外側纖維上安連桿小頭應力按不對稱循環變化，在小頭和桿身銜接處（即固定角全系數最小。式中：12為材料拉伸及壓縮疲勞極限（材料45鋼）12190250MPa 取 12240 MPaajac12(ajac2 a)8.622 24011.55 26.52 0.33 (11.55 26.52 2 34.15)小頭的安全系數n 般取2.5 5 故安全連桿小頭橫向直徑的減少量0.000776 毫米Pjndcp3(90 )24585.3 50.53 292656EJ 102.24 102857.9 10式中：J3Ah 112 1240 9.532857.9 毫米 24.6連桿桿身的

17、強度設計1、連桿桿身最小截面（I - I）（1）連桿桿身在不對稱交變循環載荷下工作，它受到位于計算截面（I - I）以上往復慣性質量力的拉伸及氣體壓力的壓縮。則最大工況時的往復慣性力為:2Pjm(m m p)r (1)(2.05 0.65) 0.065 162.12 (16038.9N圖4-4連桿桿身圖式中：m p為截面（I - I）以上連桿小頭質量（2）桿身（I - I）計算斷面的應力由于慣性力拉伸（I - I）計算斷面處引起的應力minPjm6038.94Fmin 4.9 1012.32MPa 由于壓縮力在（I - I）斷面處所引起的應力12maxminmaxmin )2 240141.0

18、 12.320.2(141.0 12.32)2.681式中：取系數0.2巳k1PfPjm(80.052 1)105 1102 10 66038.9 69086.7N4Pck169086.7max亠 一 4141.0MPaF min4.9 10桿身（I-1)斷面處的安全系數：12為材料拉伸及壓縮疲勞極限（材料45鋼）12190250MPa 取 12240MPa由燃機設計手冊推薦n 1.5 2.5,所以設計安全。2、桿身中間斷面的強度計算壓縮力（1）桿身中間斷面的受力往復慣性力Pj(mmm )r 2(1)265(2.05 2.5756) 0.065 162.12(1)210 10347.7NPck

19、Pz Pj80.052 1 10541102 10 10347.764777.9N（2） 桿身n - n斷面應力的計算由慣性力引起的拉應力minPj10347.7Fcp4.9 10421.12MPa由壓縮力引起的應力（a）在擺動平面彎曲時由壓縮和縱向彎曲圖4-5桿身橫截面圖所引起的合成應力按納維-蘭金公式計算(如圖4-5所示)xmax字(1 c-Fcp)Fcp-式中：L為連桿長度，C為系數。c 飛 0.0002 0.0005取 C=0.00035。gBH3 (B b)h3右28 363 (28 6) 20363999.3x max64777.9“4.9 102 10 60.00035 應24.

20、9 10 )147.82MPa63999.3(b)垂直于擺動平面方向的應力(圖4-6 )y maxPck2L1石(1苛FLi式中:y為對丫軸的慣性矩coOdI1 y 12 丄36 12HB3h(B b)3283 20 (28 6)326284.8Li為連桿長度減去連桿大小頭孔半徑之和。y max64777.94.9 102 106 (1 O.。035 4151.5226284.84.9(3 )中間斷面處的安全系數xmax2 12min( xmaxmin )ny2 12ymax min( y maxmin )而 n 1.5 2.5故屬安全rdH 36圖4-6桿身縱截面圖210 )189.14MP

21、a2 2402.47147.8221.120.2(147.8221.12)2 240189.14 21.12 0.2(189.14 21.12)1.974.7連桿大頭蓋的強度計算連桿大頭蓋之受力連桿大頭蓋在進氣沖程開始即當活塞在上止點時承受往復運動質量和連桿大頭的旋轉質量的慣性力。Pj(mmmp) (1(mmk8274.6N(2.05 0.6466)(1 0.3095) (1.929 0.6155) 0.065 162.12式中：m 為活塞組的質量，m =2.05千克。ml (l l )mmk =mc m2 me - j =0.6466Kgm皿k為連桿作旋轉運動的質量1 、一 me為曲拐幾集中

22、在曲柄銷中心的當量質量；且me =mi斤,mi是曲拐各單兀的質量；r仃是各單元的旋轉半徑。做平面運動的連桿組，根據動力學等效性的質量，質心和轉動慣量守恒三原則進行質量換算。實際計算結果表明，m3與m2, m1相比很小，為簡化受力分析，常用集中在連桿小頭和大頭的2個質量m2, m1近似代替連桿，從動力學等效的頭兩個條件(即忽略轉動慣量守恒)可得m (1 -)m- m1 =-, m2=- 式中，m-是連桿組質量；l是連ll桿組質心到小頭孔中心的距離。mkp為連桿大頭蓋的質量，mkp =0.6155Kg。連桿大頭蓋的強度計算1、強度計算的假定(1) 以一定過盈安裝在大頭中的軸瓦和大頭一起變形，這樣彎

23、矩在軸瓦和大頭蓋之間的分 配就與二者的斷面的慣性矩成正比。(2) 大頭上部和大頭蓋沿剖分面緊密貼合，以至可將它們看成是一個整體。以大頭蓋中間斷 面(即為斜切口與軸線成 45角的斷面)作為計算斷面。而以二螺栓軸線間距的一半 C/2作 為彎曲梁的曲率半徑。(3) 慣性力Pj對大頭蓋的壓力按余弦規律分布。這時計算應力與實測應力最符合。2、由慣性力在大頭蓋中引起的壓力(如圖 4-7所示)式中:0.023CPj (1上)WI0.4F FI和Ib大頭蓋和軸瓦橫斷面的慣性矩F和Fb大頭蓋和軸瓦的橫斷面積W大頭蓋計算斷面的抗彎斷面模數C螺栓中心線間的距離。C= 84毫米按大頭蓋截面的簡化圖形求得形心軸YC，按

24、公式由FiYIFYc，44 22 110.5102(10 口°312) 41017770.9YYC7178.9770.99.31mm2JiFiY344 9.31344(22 9.31)3(22 9.31)210962.04mm44 10334 10 (129.31門82 102w亠 1.5210962.04Lmax22 9.31863.8mm3I B為軸瓦斷面慣性矩1 1Ib=存t3 石(446) 2325.3mm4軸瓦寬度L=44-6=38毫米軸瓦厚度t 25厘米8274.6 H0.023(198863.825.3 )10962.03)0.425.4Mpa770.9 38 2許用值推薦為60200 Mpa故屬安全。3、連桿大頭橫向的直徑變形變形值不應超過連桿軸徑之間的間隙0.0024RC3E(l Ib)0.0024 82748 98352.24 105(10962.04 25.3)0.00759mm根據A?C?奧爾林推薦0.06 0.2毫米。4.8連桿螺栓的強度計算連桿螺栓的受力由于連桿打頭是斜切口,連桿螺栓在工作中除承受予緊力外，在上止點時還承受往復運動質量慣性力和連桿旋轉質量離心力沿螺栓軸線分量之拉伸。1、每只螺栓所受的慣性力Pj sin 45P j-28274.6 sin 452925.5N2式中:45切口與軸線夾角i=2 螺栓數2Pj(mn mmk