连杆设计地详细计算.doc

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1、word第四章 典型零部件(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，最适宜的连杆长度应该是，在保证连杆与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。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与活塞组的设计。在连杆的设计中，主要考虑的是连杆中心距以与大、小头的结构形式。连杆的运动情况和受力状态都比拟复杂。在燃机运转过程中，连杆小头中心与活塞一起作往复运动，承受活塞组产生的往复惯性力；大头中心与曲轴的连杆轴颈一起作往复运动，承受活塞连杆组往复惯性力和不包括连杆大头盖在的连杆组

2、旋转质量惯性力；杆身作复合平面运动，承受气体压力和往复惯性力所产生的拉伸.压缩交变应力，以与压缩载荷和本身摆动惯性力矩所产生的附加弯曲应力。为了顺应燃机高速化趋势，在开展连杆新材料、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，有能减轻质量，缩小尺寸。对连杆的要求：1、结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用；2、在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能的减轻重量，以降低惯性力；3、尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量；4、大小头轴承工作可靠，耐磨性好；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。结合发动机工作特性,发动机连杆材料应当满足发动机

3、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，一般选用中碳钢或中碳合金钢，如45、40Cr等，本设计中发动机为中小功率发动机，应当选用一般的45钢材料根本可以满足使用要求。1、连杆长度曲柄连杆比一般均大于0.3，这样可以使柴油机的机体高度降低，净质量减少，而且连杆长度减小后，其材料也相应减少，从而本钱降低。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与实践中指出：当曲柄连杆比左右时，对柴油机寿命与可靠性影响不大。参照原机与总体布置，选择曲柄连杆比为：。2、连杆的结构尺寸小头主要尺寸为连杆衬套径d

4、和小头宽度。柴油机设计手册中介绍的各个尺寸围为：由 查 柴油机设计手册 毫米 毫米 小头径 毫米 小头外径 毫米 大头径 毫米 小头厚度 取 毫米 大头厚度 取 毫米 取 毫米 螺栓直径毫米图4-2 衬套承压面段面图图4-1连杆杆身断面示意图取毫米 毫米 毫米 校核小头轴承的比压：柴油机设计手册中给出，q 许用值为630bar,可见是在安全围之的。注：式中 ；3、连杆杆身连杆杆身采用典型的工字形截面。尺寸如图4-1所示。4、连杆大头定位方式连杆大头定位方式为舌槽定位。这种定位方式定位可靠，贴面严密，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

5、连杆大头的剖面形式：从上面选取的参数，所以采用斜切口。连杆盖的定位方式：斜切口连杆盖一般采用止口定位、锯齿定位。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，应尽可能加杆小头衬套的承压面积以降低比压，结构设计如图4-2所示。连杆螺栓将连杆盖和连杆大头连在一起，它在工作中承受很大的冲击力，如果折断或松脱，将造成严重事故。因此，连杆螺栓为M14采用标准细牙螺纹,都采用优质合金钢40Cr制造，并精加工和热处理特制而成。安装连杆盖拧紧连杆螺栓螺母时，要用扭力板手分23次交替均匀地拧紧到规定的扭矩，拧紧后为了防止连杆螺栓松动,还应可靠的锁紧。连杆螺栓

6、损坏后绝不能用其它螺栓来代替。连杆螺栓必须用中碳合金钢制造，经调质以保证高强度。为了减小摩擦阻力和曲轴连杆轴颈的磨损，连杆大头孔装有瓦片式滑动轴承，简称连杆轴瓦。轴瓦分上、下两个半片。连杆轴瓦上制有定位凸键，供安装时嵌入连杆大头和连杆盖的定位槽中，以防轴瓦前后移动或转动，有的轴瓦上还制有油孔，安装时应与连杆上相应的油孔对齐。目前多采用薄壁钢背轴瓦，在其外表浇铸有耐磨合金层。耐磨合金层具有质软，容易保持油膜，磨合性好，摩擦阻力小，不易磨损等特点。连杆轴瓦的背面有很高的光洁度。半个轴瓦在自由状态下不是半圆形，当它们装入连杆大头孔时，又有过盈，故能均匀地紧贴在大头孔壁上，具有很好的承受载荷和导热的能

7、力，并可以提高工作可靠性和延长使用寿命。轴瓦厚度和宽度根据柴油机设计手册上提供的围分别别取2.5mm和38mm。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，在上止点附近之值为最大。(1+)-4585.3 N式中：为活塞组件的质量，其数值为2.05千克。为曲柄半径，其值为65 毫米。为曲柄半径与连杆长之比值2. 连杆小头在膨胀行程开始点所承受的压缩力 N 式中：为最高燃气作用力3. 由于温度过盈和压配衬套而产生的力（1） 温度过盈量 小头衬套有青铜，也可用粉末冶金代之。现以青铜衬套进展计算。 毫米式中： 为青铜衬套材料的热膨胀系数10为钢的小头材料热膨胀系数 为连杆小头的温升 推

8、荐 取 为小头衬套的外径 d=41 毫米2衬套与小头配合面上由总过盈量所决定的单位压力P 式中： D 小头外径 D=60 毫米D 小头径 d=41 毫米 衬套径 =38.5 毫米 泊桑系数 连杆材料的抗拉弹性模数 10MP 青铜衬套的抗拉弹性模数 10MP 衬套装配过盈为 毫米，可取 毫米。1、外外表的应力 MP2、外表的应力 MP许用值和在 MP 故属安全。1、当活塞在上止点时 MP式中：小头平均半径 毫米 小头宽度 A=40 毫米 MP 故安全2、按小曲率曲杆公式计算弯矩和法向力计算可作下述假定： 曲杆固定于小头和杆身的衔接处。即在连杆小头外圆和过度圆半径R相切的位置； 连杆小头下部支承在

9、刚性很大的杆身上，因而不变形； 小头沿连杆的纵向对称线切开，用弯矩 和反向力N代替的小头右半部的作用。 小头剖面弯矩M 和法向力N图4-3。图4-3 连杆小头剖面图式中： 、为当断面上的轴力和弯矩。和值有如下经验公式求得： N式中：毫米 毫米 毫米3外侧纤维应力 式中： h为小头计算壁厚 毫米系数4侧纤维应力由压缩力引起的应力计算假定载荷在连杆小头下部成正弦分布1、-剖面上的弯矩和法向力式中和由曲线查得 N弯矩法向力2、外侧纤维应力3、侧纤维应力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： 为材料拉伸与压缩疲劳极限材料45钢 取角系数 取 小头的

10、安全系数一般取 故安全毫米图4-4 连杆杆身图式中：1、连杆杆身最小截面- 1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与气体压力的压缩。如此最大工况时的往复惯性力为：式中：为截面-以上连杆小头质量2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 由于压缩力在-断面处所引起的应力 杆身-断面处的安全系数：式中：取系数为材料拉伸与压缩疲劳极限材料45钢190250MPa 取240MPa由燃机设计手册推荐, 所以设计安全。2、杆身中连续面的强度计算1杆身中连续面的受力 压缩力 往复惯性力（2） 杆身-断面应力的计算 由惯性力引起的拉应力 2836由

11、压缩力引起的应力图4-5 杆身横截面图(a) 在摆动平面弯曲时由压缩和纵向弯曲所引起的合成应力按纳维-兰金公式计算(如图4-5所示) 式中：L为连杆长度，为系数。 取=0.00035。(b)垂直于摆动平面方向的应力图4-6图4-6 杆身纵截面图 式中：为对Y轴的惯性矩 为连杆长度减去连杆大小头孔半径之和。3中连续面处的安全系数而 故属安全4.7.1 连杆大头盖之受力 连杆大头盖在进气冲程开始即当活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。式中：为活塞组的质量，=2.05千克。=0.6466Kg 为连杆作旋转运动的质量 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

12、；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，质心和转动惯量守恒三原如此进展质量换算。实际计算结果明确，与，相比很小，为简化受力分析，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个条件即忽略转动惯量守恒可得=，= 式中，是连杆组质量；是连杆组质心到小头孔中心的距离。 为连杆大头盖的质量,=0.6155Kg。4.7.2 连杆大头盖的强度计算 1、强度计算的假定1 以一定过盈安装在大头中的轴瓦和大头一起变形，这样弯矩在轴瓦和大头盖之间的分配就与二者的断面的惯性矩成正比。2大头上部和大头盖沿剖分面严密贴合,以至可将它们看成是一个整体。以大头盖中连续面即为斜

13、切口与轴线成角的断面作为计算断面。而以二螺栓轴线间距的一半C/2 作为弯曲梁的曲率半径。3惯性力对大头盖的压力按余弦规律分布。这时计算应力与实测应力最符合。2、由惯性力在大头盖中引起的压力如图4-7所示图4-7 大头盖尺寸结构图式中：I和大头盖和轴瓦横断面的惯性矩F和大头盖和轴瓦的横断面积W 大头盖计算断面的抗弯断面模数C 螺栓中心线间的距离。 C= 84毫米 按大头盖截面的简化图形求得形心轴，按公式 由 ， 得 W=为轴瓦断面惯性矩=轴瓦宽度 L=44-6=38毫米轴瓦厚度 厘米许用值推荐 为60200 故属安全。3、连杆大头横向的直径变形 变形值不应超过连杆轴径之间的间隙根据A奥尔林推荐。

14、4.8.1 连杆螺栓的受力由于连杆打头是斜切口,连杆螺栓在工作中除承受予紧力外,在上止点时还承受往复运动质量惯性力和连杆旋转质量离心力沿螺栓轴线分量之拉伸。1、每只螺栓所受的惯性力式中：切口与轴线夹角i=2 - 螺栓数连杆大头所受惯性力2、螺栓应加的予紧力据奥尔林所著“燃机第二卷推荐=24 现取=4 3、每只螺栓所受的拉力=+X根本负荷系数4.8.2 螺栓所受拉应力1、螺栓杆身的最大拉应力 式中：d=14毫米螺栓直径2、螺栓杆身的最小拉应力4.8.3 螺纹所受拉应力1、最大拉应力 式中：=12毫米螺纹径2、最小拉应力=4.8.4 螺栓安全系数1、 动载安全系数 =式中：拉伸强度极限； 对40取静载疲劳极限； =490对称循环拉伸强度极限 取应力集中系数； 螺栓杆身取=4.0， 螺纹取=4.5。工艺系数； 尺寸系数；外表质量系数；角系数； = =0.33，1螺栓杆身安全系数 式中： 2螺栓安全系数 式中： 2、 静载安全系数1螺栓杆身安全系数 =2螺栓安全系数 = 据斯捷诺夫所著汽车拖拉机发动机结构与计算推荐螺栓各部安全系数2为宜。现计算所得均大于2，故设计安全。18 / 18