1100柴油机连杆组动力学分析及结构毕业设计

1100柴油机连杆组动力学分析及结构毕业设计
西安科技大学-------
车辆工程系毕业设计论文
目录
1 绪论
1.1柴油机在国民经济中的的作用-----------------------------------------------------------------2
1.2小型柴油机的发展状况及趋势-----------------------------------------------------------------4
2 运动学分析及受力分析
2.1连杆的工作情况及受力分析--------------------------------------------------------------------7
2.2连杆的运动学分析-------------------------------------------------------------------------------12
2.3连杆材料和结构的选定-------------------------------------------------------------------------15
3 连杆的基本设计
3.1连杆主要比例及长度的确定-------------------------------------------------------------------16
3.2连杆小头的设计----------------------------------------------------------------------------------18
3.3连杆身的设计-------------------------------------------------------------------------------------20
3.4两杆大头的设计----------------------------------------------------------------------------------21
4 连杆的强度校核
4.1连杆小头的校核----------------------------------------------------------------------------------23
4.2连杆身的校核-------------------------------------------------------------------------------------27
4.3：连杆大头的校核--------------------------------------------------------------------------------29
5 连杆螺栓的设计及校核
5.1连杆螺栓的预紧力-------------------------------------------------------------------------------31
5.2连杆螺栓的结构设计----------------------------------------------------------------------------33
5.3连杆螺栓的强度校核----------------------------------------------------------------------------35
6 结论
6.1杆组的损坏形式及改进措施--------------------------------------------------------------------36
6.2连杆的强化工艺-----------------------------------------------------------------------------------38
6.3栓疲劳强度的措施--------------------------------------------------------------------------------39
1 绪论
1.1 柴油机在国民经济中的作用
内燃机行业是我国机械工业中的一个十分重要的行业，对国民经济的发展起着至关重要的作用。

内燃机是汽车、农业机械、工程机械、船舶、内燃机车、地质和石油钻机、军用、通用机械、移动和备用电站等装备的主要配套动力。

“十五”期间，内燃机行业将进入重大结构调整和发展时期。

内燃机行业将适应市场需要，加快技术创新步伐，为汽车、农机、工程机械等重点工业。

农业和交通领域的发展提供更多的高效、节能、低污染和高质量的新一代内燃机。

同时，随着我国改革开放步伐的加快和加入WTO，内燃机行业将面临更激烈的市场竞争，也将迎来新的发展机遇。

据1999年不完全统计，我国内燃机行业生产企业844家，生产的产品有280个以上基本型。

全行业共有76万名职工，1999年共生产内燃机1820万台，2.28亿kW，全年工业总产值775亿元，销售收入761亿元，出口创汇3.26亿美元。

1999年，我国内燃机总产量中，柴油机881.9万台，占总产量的48％；汽油机938.5万台，占总产量的52％；还有极少量的气体发动机。

改革开放以后，内燃机行业对产品结构和企业结构进行了一些调整，取得了很大的成绩。

在产品方面，通过自行开发和引进国外先进技术，发展了 360多个系列品种的新产品，有了一批可供汽车、农用运输车、拖拉机、船舶等产品选择配套的较好机型。

企业由生产单一品种向多品种、系列化转变；在科技方面，高新技术在内燃机产品中开始取得较广泛的应用。

我国已能自行开发研制中小功率内燃机，直喷燃烧系统得到推广应用，增压和增压中冷技术的应用取得突破和发展，内燃机强化程度有所提高，车用发动机已采用电控技术和多气门结构、尤其轿车用电喷汽油机已成为主流产品；在企业组织结构方面，已出现了几家市场占有率较高、有一定市场竞争能力和发展势头的大型企业或企业集团，一些产品的产量已向名牌企业集中。

通过股份制改造和建立现代企业制度，企业内部结构趋向合理，经济运行质量得到提高。

内燃机行业要以市场为导向，以改革为动力，以结构调整为重点，以提高经济效益为中心，重点支持一批有较强竞争能力的大型企业集团和重点骨干企业，坚持科技兴业和技术创新，全面提高以企业为中心的技术开发能力及核心竞争力，加快产品升级换代步伐，努力适应国内外市场需求。

为把我国由内燃机生产大国变为内燃机生产强国打下坚实基础，极大地推动我国国民经济的发展。

内燃机行业的总量目标是：根据市场分析及我国国民经济发展趋势，预测“十五”期间内燃机行业在产值产量方面的年增长率在6％－9％，内燃机商品量达到2.4亿kW，工业总产值1000亿元，其中内燃机配附件产值达到 240亿元，出口创汇达到3.5亿－4亿美元。

这些充分证明了内燃机在国民经济中不可替代的巨大作用，也是我国要成为经济强国所必须认识到的。

柴油机经过100多年的发展，已经成为国民经济中极为重要的原动机。

柴油车与汽油车相比，有
两方面的优势：首先，柴油价格比汽油低，而柴油车的单位功率油耗量（每千瓦小时耗油量g/kW·h）比汽油车低，因此柴油车的经济性好。

其次，柴油发动机没有尺寸上的限制，可以制造出大功率的发动机，如重型货车用发动机。

此外柴油车排放的一氧化碳（CO）和碳氢化合物（HC）很低。

随着全球原油市场价格的不断上涨，以及柴油机技术的不断进步，曾经刮起过一股车市“旋风”的柴油车，近来又被提上日程，日益受到消费者和国内外各大汽车厂商的垂青。

柴油发动机油耗经济早已得到业界公认。

作为动力的主要来源，柴油的能量密度比汽油高出10%以上。

在燃烧过程中，柴油的热效达到40%，而等量的汽油热效最多只能达到30%。

较之汽油发动机，柴油车在功率和加速性上虽然略逊一筹，但同时其瞬间喷油量相对较小，燃油性自然更经济。

自90年代以来，由于排放控制技术的长足进步，柴油机在车用动力中占据着越来越重要的地位。

在中、重型汽车动力领域，柴油机保持了其独占地位；在轻型车动力领域内，柴油机的应用不断扩大；在轿车领域，低油耗、低污染的柴油轿车在欧洲得到迅速发展。

所以随着能源危机的日益严峻，环境指标的要求越来越高柴油机将成为动力的主要来源。

1.2小型柴油机的发展状况及趋势
小型通用柴油机按国际惯际，小型系指。

<100马力，通用则泛指为非特定用途，即农用、车用、工业用、船用的各种配套皆考虑，而生产企业则以多品种，多变型来满足市场配套的特定需要。

我国的小型通用柴油机从行业上分别归属于中国内燃机工业协会的单缸柴油机及多缸小柴油机两个分会，生产
企业分别有120和70余家，占全国内燃机生产企业总数的65％左右。

2007年生产台数为840万台和400万台，占全国柴油机生产总量1500万台的87％。

2007年，我国的小型通用柴油机配套机组是：
·454万台农用三轮运输车
·248万台小型拖拉机
·37万台农用四轮运输车
·30万台轻型汽车
·3．5万台中型拖拉机
·2．5万台中型联合收割机
·1．5万台中等功率工程机械
·30万台内河湖泊河船用挂浆
·30万台农排及农副业加工
·15万台小功率工程机械发电等机组配套
·115万台的单机或配套出口
表1-1 2002～2007年中国单缸柴油机殛配套机具产量单位：万台
由表1-1罗列的一系列数据表明，结束徘徊、走出谷底是业内焦虑的中心。

我国的单缸柴油机“九五”期间国内市场中用于小型拖拉机和农用三轮运输车配套平均为62．5％，单机出口供应量平均为10％，出口的也主要供农用，还有8％供农排、农副产品加工、农村船用，因此单缸机产量中80％以上直接为农业、农村、农民服务。

我国的多缸小柴油机也是主要以“三农”服务为主，仅2006年总销售634699台中供农用四轮运输车配套427075台、中型拖拉机36314台，联合收割机3．3万台，三项合计占总量78．2％。

综上可见，“三农”动向关系到单缸及多缸小柴油机的发展，是市场研究的基础
表1-2 2005年单缸柴油机销售主要品种及市场份额
我国的单缸柴油机行业2007年现状是：
·总产量与2006年比同比分别上升0．7及2．4个百分点。

·出口量销量同比增幅17．4l％。

·行业总量收入从2006年的llg亿元下降至91亿元，降幅达22．9％。

·行业利税总额2006年为4．16亿元，2007年仅为0．84亿元，降幅高达79．9％，亏损面从30．6％，增至32．3％，总亏损额高达2亿元。

·现产品结构仍然是单缸、卧式、水冷机型的“一统天下”，卧式机型占总量的98．4％。

水冷机型占93．1％，大于10马力的产品占总量的71％
小型柴油机的前景：农机是现代农业的基础，农机化是农业现代化的标志。

当前我国农业劳动量中，农机已承担了耕地2／3、播种1／4、收获1／6。

在农业劳动力过剩的前提下，农机具的运行成本，加上化肥、农药购置成本的一应上涨，另外还有其他负担的上涨，这些因素均将制约农机化发展。

柴油机工作存在冒烟极限，不允许柴油机在冒烟极限下工作。

对于多缸柴油机，它的燃油油泵中附带的调整系统有油量限制和弹簧校正装置，能控制循环最大油量，从而避免了柴油机在冒烟极限下超负荷工作。

而对于单缸柴油机，因其结构限制及低成本的考虑，装用的单体燃油泵中不带上述装置，分置的调整器上也没有油量限制和扭矩校正，如果单缸机不装限油器，或限油器质量低劣，当柴油机已达到标定工况工作时，随着荷的增加，不断增加循环供油量，柴油机将超负荷工作。

当负荷增加至“冒烟极限”时，再加大循环供油量。

则柴油机就吐出滚滚的浓烟，并导致活塞、燃烧室积炭，内燃机过热，造成机器“短命”和对环境的严重损害。

现代的国外单缸柴油机都有限油装置，它提供了限油及起动加浓的基本工能，从而保证了柴油机动力性，经济性、环保性基本要求，也确定了制造者和使用者的合法权益和责任界面。

从国家拖拉机质量监督检验中心2001—2002年对小型拖拉机配套的单缸柴油机检查结果来看，装有油量限制器的单缸柴油机环保指标的合格率仍然较低。

2 运动学分析及受力分析
2.1 连杆的工作情况及受力分析
连杆是柴油机的主要运动部件之一，连杆组由连杆，连杆衬套，连杆螺栓及连杆轴瓦等零件组成，它把活塞的直线往复运动转变为曲轴的旋转运动，并在曲轴和活塞之间传递作用力，对外输出转矩驱动汽车车轮转动。

曲柄连杆机构的动力分析是柴油机结构设计的基础，它是分析曲柄连秆机构中力的作用情况，并从中找出影响柴油机曲轴的输出扭矩、曲轴旋转的均匀程度和动力不平衡的根本原因，从而确定改善
柴油机动力性能的措施。

动力分析还为柴油机主要零件的强度、刚度、磨损、振动和轴承负荷等计算提供必要的数据。

运转着的柴油机，其曲柄连杆机构中作用着气体对活塞的压力、往复或旋转运动质量的自重和惯性力、外部载荷对柴油机的反作用力、摩擦副间的摩擦阻力等。

在动力分析中，不甘及自重和摩擦阻力，主要是分析气体压力和惯性力(活塞组作往复运动产生的惯性力、曲轴的不平衡质量作旋转运动产生的惯性力和连杆摆动产生的惯性力)在曲柄连杆机构中的作用情况。

2.1.1 连杆的工作情况
连杆小头与活塞销连接，同活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销连接，同曲轴一起做旋转运动，因此在发动机工作时连杆做复杂的平面运动。

连杆组主要受拉伸，压缩和弯曲等交变负荷。

最大压缩载荷出现在做功行程上止点附近，最大拉伸载荷出现在进气行程上止点附近。

在压缩载荷和连杆组做平面运动时产生的横向惯性力的共同作用下，连杆组可能发生弯曲变形。

根据连杆组的工作条件，连杆组应具有足够的抗疲劳强度和结构刚度，质量应尽可能小。

若强度不足，连杆螺栓，连杆盖甚至连杆体都可能断裂。

若刚度不够，则可能因为连杆大头变形而使螺栓弯曲；由于大头孔失圆而使连杆轴承的润滑遭到破坏；由于杆身弯曲而造成活塞与气缸壁，连杆轴承与曲柄销偏磨，气缸漏气和窜机油等弊端。

2.1.2连杆的受力分析
1.沿气缸中心线的作用力
j g p p p += (2-1)
p g g p g g F p p F p P )(''-'== （2-2）
式中 g p ——往复惯性力 j p ——气体压力
g p ——单位活塞面积上的气体压力kgf/cm 2
g p '——从示功图上量得的气体压力kgf/cm 2
p ''——曲轴箱内的气体压力kgf/cm 2
α
j j m p -=
（2-3）
ca
p j m m m +=
(2-4)
式中 α——活塞加速度；
j m ——往复部分的质量；
p m ——集中在活塞销中心质量； ca m ——换算到连杆小头的质量； p m ——集中在活塞销中心质量 ； ca m ——换算到连杆小头的质量。

1）
g p '的求法：在压缩行程中g p '=g p '（压缩始点）
在膨胀行程中
g p '=b
p '（膨胀终点） 2）
g p ''的求法：a.四冲程柴油机和带扫气泵的二冲程柴油机，g p ''=1kgf/cm 2
b.曲轴箱换气的二冲程柴油机g p ''取自曲轴箱内的气体压力示功图
计算得 ：
kg m j 72.1= j p =6298 kgf/cm 2
1） N 75.3)195.0(-=-=P g F p 2) N 5.187)150.3(=-=P g F P
所 以： p =6295 kgf/cm 2 或
p =6484 kgf/cm 2
2.1.3 P 分解和传递
cr N P P P += （2-5） βPtg P N = （2-6）
式中 cr P —— 沿着连杆中心线的作用力 β
cos P P cr =
（2-7）
ra t cr P P P +=
式中 t p ——作用在曲柄销中心的切向力 β
βαcos )
sin(+=
t P （2-8）
ra p ——作用在曲柄销中心的法向力 β
βαcos )
cos(+=P P ra (2-9)
2.1.4． 规定（图2-2）
g P j P ——朝曲轴旋转中心为正；
cr P ——压缩连杆为正；
N P ——对曲轴中心产生的力矩方向与曲轴旋转方向相反为正； t P ——顺着曲轴转向的为正； ra P ——超想曲轴旋转中心的为正；
图2-1作用在曲柄连杆 图2-2作用在曲柄上力和
机构中力分解和传递 力矩的作用方向和符号
所 以：曲轴不同角度下对应的各个力的具体比值见下表
表1-1P ，cr P ，ra P 的比值
2.2 连杆的运动学分析
2.2.1 活塞的运动学
1.活塞的位移：活塞的位移由上止点开始计量
βαcos cos )(l R R L X --+= ( 2-10)
又 αβsin sin R L = （2-11） 推导得 )2cos 1(4)cos 1[(αα-+
-=L
R
X （2-12）
m m 119max =X 2.活塞的速度: 将位移对时间求导
)sin (sin dt
d dt d R dt dx V ββλα+==
（2-13）
又 dt d L R dt d α
βαβcos cos = 且
ωα=dt
d 所以 β
βαωcos )
sin(+=R V 知 πω72=
s m 7.1312max =+=λωR V 3.活塞的加速度：对式（2-13）求导
)cos 1cos sin cos sin (cos 2dt
d dt d dt d R dt dv j ββααββααω+-==
（2-14） 整理得 ]cos cos cos )cos([3
2β
α
ββαωL R R j ++= 当00=α
时 22max m 3662)1(=+=λωR j
4.活塞的平均速度：m 8230≈==π
ω
R Sn C m 5.连杆的角位移： )sin arcsin(αβL R
= （2-15）
摆角速度： 2
1
22)
sin 1(cos cos cos αλαωλβ
αωλβω-===
dt d L （2-16）
当 0027090⋅=α时 01.1)61
1(2max ≈+±=λβrad
当 0180=α时
rad 63max -=-=ωλωL
6.连杆的加速度：
])cos sin (cos cos sin [2dt
d dt d R L dt d L L β
βαααβαωωξ+==
（2-17）
将式2-17整理得：
2
32222
)
sin 1(sin )1(αλα
λλω
ξ---=L （2-18）
当0027090⋅=α达极值
222
12max s rad 14897)
1(±=-±
=ωλλ
ξL
2.2.2 曲柄连杆机构的质量换算：
1.连杆组的质量换算 连杆组包括连杆体，连杆盖，连杆衬套，连杆轴瓦，连杆螺钉及油管等。

1）换算原则 a.质量不变，即c i
i ci m m =∑=1；
b.中心位置不变，即01=∑=i
i i ci l m ；
c.转动惯量不变，即c i i
i ci I l m =∑=21
；
式中 i —— 连杆组的零件序号； c m —— 连杆组的重量；
ci m —— 连杆组各个零件的换算质量；
i l —— 连杆各个零件重心到连杆组重心的距离；
图2-3连杆组的双质量
c I —— 连杆组绕其重心的转动惯量 代替系统
2）双质量代替系统
换算三原则在双质量代替系统中的应用：
c cb ca m m m =+
=-b cb a ca l m l m
（2-19）
c b cb a ca I l m l m =+22
由上式可得
l
l m m b
c
ca = l
l m m a c
cb =
（2-20）
β
c c I M ∆-=∆ 式中 ca m )(cb m ——集中在连杆小（大）头的连杆换算质量；
a l )(
b l —— 连杆重心到连杆小（大）头中心的距离；
c M ∆ ——修正的连杆力矩。

捷尔斯基公式 5
.0)001.0(3
.0)001.0(8
.02max 2max ++=n n l l a (2-20) mac n 柴油机最高转速。

从而得：
79.0=l
l a
a l =158mm
b l =42mm 查得45钢密度为：2cm g 85.7
所以计算估计连杆的质量为：1000g
2.3 连杆材料和结构的选定
连杆既是传力构件，又是运动件，因此，不能单靠加大连杆的尺寸来提高其承载能力。

必须从材料选用、构形设计、热处理及表面强化等方面采取措施，来解决连杆尺寸、重量和 强度、刚度之间的矛盾。

为此．在连杆设计过程中，应广泛采用实验应力分折，针对连杆的 应力分布决定连杆构形，使材料合理利用，满足连杆既轻巧，又耐用的要求。

2.3.1 对连杆组的要求:
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，尽可能减轻重量，以降低惯性力。

3)尽量缩短比度，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。

6)易于制造，成本低。

2.3.2 连杆材料的选定：45钢锻造而成。

2.3.3 连杆结构的确定：
1.大头选择平切口 优点：连杆易于加工，连杆螺栓不受剪切力，在小型柴油机上应
用广泛。

缺点：大头横向尺寸较大，曲柄销直径加大受限制，在杆身与大头圆
弧过渡区需制成螺栓头的支撑面，对该处强度有影响。

3 连杆的基本设计
3.1 连杆长度及主要比例的确定
连杆的长度l (即连杆大小头孔中心距)与结构参数R =λ(R 为曲柄半
径)有关。

连杆长度越短，即λ越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但λ大使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平平衡块和活塞，气缸套相碰的可能
性。

所以连杆长度l 和λ的数值具体参考下图可得。

表 3-1 λ的一般范围
选取 28.0=λ
mm 200=l
图3-1高速柴油机的连杆长度 查柴油机设计手册表8-1可得：
28.0=l R 30.0=D d 75.0=d δ 25.112=d d 60.01=D D 1=d
C
65.012=D b 23.111=D l
125.0=D d M 30.0=D H 645.0=H B 19.0=H
t
上式中各符号见下图
图3-2连杆的主要尺寸
3.2 连杆小头的设计
3.2.1 小头结构形式
选择如下图：
图 3-3连杆小头的结构形式
此种结构结构简单，制造方便，材料能充分利用，在小型柴油机撒和那个广泛应用
3.2.2 小头结构尺寸
小头主要尺寸为连杆衬套内径d 和小头宽度1b ，1b 取决于活塞销座间隔b 与连杆小头的端面间隙
1∆，即11∆-=b b 。

这些尺寸在活塞组设计时已基本上确定，这里需要校核一下小头轴承的比压，可
按下式计算：
1
db P q Z
=
式中 Z P ——最高燃气作用力，24D p P z Z π
=;
d ——衬套内径； 1b ——衬套支承长度。

所以 易求得 q=5252cm kgf
而 q 的许用值与材料润滑条件等因素有关，其值一般如下： 高速柴油机青铜衬套 2cm kgf 630≤ 强化柴油机 2cm kgf 800≤ 所以 选择青铜衬套小头比压合格。

连杆小头主要尺寸比例范围大致如下：
d =（0.28~0.42）D;
δ= (0.04~0.08) d ;
1b =（0.9~1.2）d ; 2d = (1.2~1.4) 1d .
初步选定如下：d =30mm
δ=2.25mm 1b =30mm
2d =42mm b =35mm 1d =34.5mm
3.2.3 连杆衬套
1.衬套与小头孔的配合 衬套与小头孔为过盈配合常用je,jd,jb,jc 等青铜衬套与活塞的配合间隙∆大致在（0.0004~0.0015）的范围内 所以 选03.0001.0==∆d
2.衬套的润滑方式 在小头上方开有集油孔靠曲轴箱中飞溅的油雾经进润滑，润滑油的均匀分布可通过衬套上开布油槽来达到。

3.衬套材料 锡青铜ZQsn5-5-5.
3.3 连杆杆身的设计
高速柴油机连杆杆身广泛采用工字形截面。

工字型截面的长轴y-y 处于连杆的摆动平面内，使连
杆身截面对垂直于连杆摆动平面的x 轴的惯性矩X J 大于对位于摆动平面的y 轴的惯性矩X J ，一般
Y X J J )3~2(=,这样符合连杆身的实际受力情况，并有利于杆身向大,小头过度。

某些连杆杆身宽度较
小，而地板与筋板的过渡圆角较大，这虽然牺牲了垂直于摆动平面的刚度，但可延长锻模寿命，锻件毛坯尺寸较准确，重量较轻。

批量小而尺寸大的工字型杆身也可以自由锻造在经机械加工而成。

工字型截面杆身尺寸参阅柴油机设计手册表8-1选取。

多数连杆杆身高度H 变化，而宽度B 不变，统计表明，
25.1~04.1min
max
=H H 。

连杆杆身的最大拉应力一般发生在杆身与大小头圆角过渡处，最大压应力发生在杆身中部。

选取范围如下 d =(0.25~0.35)D; 0d =(0.2~0.5) d .
图3-4 连杆的截面形式
所以 H=30mm B=19mm 槽厚 t=6mm
3.4 连杆大头的设计
3.4.1 大头的选型
图3-4连杆大头的结构形式
大头选择平切口 优点：连杆易于加工，连杆螺栓不受剪切力，在小型柴油机上应用广泛。

缺点：大头横向尺寸较大，曲柄销直径加大受限制，在杆身与大头圆弧过渡
区需制成螺栓头的支撑面，对该处强度有影响。

3.4.2 大头尺寸
1.连杆大头尺寸主要取决于曲柄销直径2D ,长度2L 及连杆轴瓦厚度δ'和连杆螺栓直径
δ',,22,L D d M 等尺寸，由曲轴和轴承设计决定，,M d 则根据强度校核要求设计（见第五章。

）
2.为使活塞连杆组能从气缸中装拆，要求大头的最大横向尺寸小于气缸直径。

3.连杆大头螺栓孔中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓中心孔距一般为1,1)3.1~2.1(D l =。

螺孔外侧厚度不小于2~4mm 。

4.连杆大头高度)(1,1H H '，,2H 对大头的刚度影响较大，其一般范围如下： 平切口连杆 11)58.0~41.0(D H =;
斜切口连杆 11
)24.0~19.0(D H ='; 平切口和斜切口连杆 12)58.0~41.0(D H =. 选取 1H =27mm 1D =60mm
2b =39mm
b =35mm 1l =74mm δ'=0.25mm
3.4.3 大头的定位方式
图3-5连杆大头的定位方式
螺栓定位用连杆螺栓定位带定位，以防止连杆体和连杆盖安装时错位，连杆螺栓不承受剪切力作用常用于平切口连杆的定位方式。

3.4.4 连杆大头强度的增强方式
1.连杆盖上设各种加强筋如图3-6
2.螺栓头支撑面或螺母支撑面要用圆弧过渡，避免加工尖角，可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中，但必须提高圆弧沉割处的光洁度。

图3-6 加强肋
4 连杆强度的校核
4.1 连杆小头的校核
4.1.1 由衬套过盈配合及受热膨胀产生的应力由于衬套过盈配合及受热膨胀产生的径
向均布力
P=
⎥⎥⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡'+-+++-+∆+∆E u d d d
d E u d d d d d t
2
21
2
2121
22
212
2 kgf/cm 2
（4-1）
式中 △ ——衬套压配过盈量；
△t ——衬套和小头膨胀不一致产生的过盈量，△t =(a-a ´) △t d 1;
a ——连杆材料线膨胀系数， C 051100.1-⨯=α;
α' ——衬套线膨胀系数， C 051100.1-⨯='α;
t ∆ ——连杆工作时温升，约100-130C 0;
u ——泊桑比 u =0.3；
E ——连杆材料的弹性模量， 对于钢26cm kgf 102.2⨯=E ； E ' ——衬套材料的弹性模量，对于青铜26cm kgf 102.2⨯='E ；
d ——衬套内径;
1d ——小头内径； 2d ——小头外径。

由p 引起的小头应力
内表面：
2
cm kgf 101621
222122=-+'
=p
d d d d i
σ
外表面： 22
1
222
1cm kgf 5.7962=-='p d d d a σ 4.1.2 有惯性力拉伸引起的小头应力：
当ϕ=0的截面上 )0297.000033.0(max 0-'=c j r P M ϕ （4-2）
0N =)0008.0527.0(max c j P ϕ-' （4-3）
090c ϕϕ≤<时 )cos (sin 5.0)sin 1(max 002c c j c r P r N M M ϕϕϕ-'--+=
)cos (sin 5.0cos max 02c c j C P N N ϕϕϕ-'+=
易知0120=c ϕ且内表面最大应力发生在090=ϕ处，外表面发生在c ϕϕ=处。

22
max cm kgf 6.484)1(=+'=
'λωR g
G P j 式中 G '——换算到活塞小头的质量
所以 cm kgf 75.60⋅=M cm kgf 7.2300⋅=N 当0120==c ϕϕ时 cm kgf 14.1332⋅=M
cm kgf 1402⋅=N
外表面最大应力 2122cm kgf 5451*)2(62=⎥⎦⎤⎢⎣⎡+++=h b KN h r h h
r M aj σ
式中 m ax j P '——活塞组的最大惯性力， )1(2
max λω+'=
'R g
G P j ; r ——小头平均半径， r=
4
1
2d d +; c ϕ ——固定角， ρ
ρ
ϕ+++=20
2arccos 90r H c ；
h ——小头壁厚， 2
1
2d d h -=； 1b ——小头宽度；
K ——考虑衬套过盈配合影响的系数，F E EF EF
K '
'+=
；
F ——小头截面积， 112)(b d d F -=； F '——衬套截面积， b d d F )(1-='；
4.1.3．有最大压力C P 引起的应力
max
2
4
j Z
C P
D P P '+=π
（4-4）
计算得： kgf P C 4.5515= 取最高爆发压力kgf P z 80= 当0
090c ϕϕ≤<时:
2M = )()cos 1(00c C c rf P r N M ϕϕ--+ (4-5)
2N =C P *)(c f ϕ+0N c ϕcos (4-6)
式中 ϕπ
ϕπϕαϕcos 1
sin 2sin )(--=
c f 0M 0N 可由柴油机设计手册图8-36查得0M =14 0N =17.4 所以 7.652-=M kgf 9.860=N kgf
212cm kgf 7.6431)2(62-=⎥⎦⎤⎢⎣⎡+++=h
b KN h r h h
r M ac σ
4.1.4．小头的安全系数：
m a
z n σψεσσσσ
+''=
-1 （4-7）
式中 z 1-σ——材料在对称循环下的拉压疲劳极限； a σ——应力幅； m σ——平均应力；
σ
ε''——考虑表面加工情况的工艺系数，取σε''=1； σψ——角系数， 0
12σσσψσ-=
-；
1-σ——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限； 0σ——材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限。

因 为 应力幅 2
1
=
a σ（-aj σac σ）=594.32cm kgf
平均应力 )2(2
1'
++=a ac aj m σσσσ=7472cm kgf 计算得 n >1.5(合格)
4.1.5．小头横向直径减小量1δ
EJ
d p c m j 62
003
max 110)90(-=
ϕδ (4-8)
式中 m d ——小头平均直径； J ——小头截面惯性矩，12
3
1h b J =。

易求得 J =0.028 4cm 1δ=0.00133 所以 1δ<2
∆
(合格)
4.2 连杆杆身的强度校核
4.2.1. 杆身计算力
最大拉伸力
j P =
)1(2
λω++'R g
G G =5532kgf (4-9) 式中G '，G 分别为活塞组重量和位于计算截面上那一部分连杆重量。

最大压应力
C P =j Z
P D P +4
2
π=5514.42cm kgf (4-10)
4.2.2．杆身中间截面I--I 处的应力和安全系数 1.由j P 引起的拉应力 F
P j j =
σ=1782cm kgf (4-11)
2.由C P 压缩和纵弯曲引起的合应力
在摆动平面内 C X
c P J l C F P 2
1+=σ=19792cm kgf (4-12)
在垂直于摆动平面C y c P J l C F P 42
2'+=σ=19632cm kgf (4-13)
式中 F ——杆身中间截面积；
C ——系数，对于各种钢材C=0.0002~0.0005; E σ——材料弹性极限；
X J ——杆身中间截面对其垂直于摆动平面的轴线惯性矩，[]
33)(12
1
h t B BH J X --=；
Y J ——杆身中间截面对其位于摆动平面的轴线惯性矩 []
33)(12
1
ht B h H J Y +-=。

计算得 X J =3.3 y J =0.61 3. 应力幅a σ和平均应力m σ 在摆动平面内 2
1j
ax σσσ-=
=1079 2cm kgf (4-14)
2
1j
mx σσσ+=
=9002cm kgf (4-15)
在垂直于摆动平面 2
2j
ay σσσ-=
=10712cm kgf (4-16)
2
2j
ay σσσ+==8932cm kgf (4-17)
4.安全系数
my ax
z x n σψεσσσσ
+''=
-1=1.7 (4-18)
my ay
z
y n σψεσσσσ
+''=
-1=1.7 (4-19)
因为安全系数均在1.5~3.0之间所以合格
4.2.3．在杆身最小截面Ⅱ--Ⅱ处的应力和安全系数
拉应力 213min
==
F P j j σ2cm kgf (4-20)
压应力 234min
=+=
F P P Z j c σ2cm kgf (4-21)
由上式4-12 和4-13可求得：23571=σ2cm kgf
22cm kgf 2281=σ
所以在摆动平面 2cm kgf 1285=a σ
2cm kgf 1072=m σ 图4-1杆身计算简图
同上可求得 x n =1.57 y n =1.55 因为此安全系数也在1.5~3.0之间所以安全。

4.3 连杆大头强度的校核
大头计算简化如下：盖与大头作为一个整体，外在压力为余弦分布，轴瓦与大头变形一致，大
头为等截面，计算简图如下：
图4-2连杆大头计算简图
4.3.1 连杆大头受惯性力拉伸负荷
R g G G g
G G P j 2
22max )1(ωλ⎥⎦⎤⎢⎣⎡-+++'='' （4-22） 式中'
G ，G ，2G ，3G 分别为活塞组重量，连杆组往复部分，连杆组旋转部分及连杆大头盖
的重量。

计算得： m ax j P ''=7532cm kgf 连杆盖中央截面D —D 上的应力为：
⎥⎥
⎥⎥
⎦
⎤⎢⎢⎢⎢⎣⎡'++'+''=F F J J Z l P j 4.0)1(023.0max σ （4-23） 式中 l ——螺栓中心线之间的距离；
J J ',——连杆盖和轴瓦中央截面的惯性矩； F F ',——连杆盖和轴瓦的中央截面积；
Z ——连杆盖计算截面积的抗弯断面系数。

又知 2i i i r F J J ∑∑+==1.364cm
12
3
δ'='b J =0.00464cm
∑∑=
F
y F y i
i
c =0.51mm
m m 99.05.1max =-=c y y max
y J Z =
=1.37
所以 σ=2612cm kgf
4.3.2．连杆大头横向直径减小值
)
(0024.03
max 1J J E l P j '+''=
δ （4-24）
计算得 1δ=0.0024
所以在选取轴承时使轴承间隙的一半小于1δ即可。

图4-3连杆盖大头截面
5 连杆螺栓的设计
5.1 连杆螺栓的预紧力
连杆螺栓主要承受由预紧力引起的拉伸和扭转静负荷，以及活塞连杆组惯性力拉伸变动载荷，其受力和变形如下图：
图 5-1连杆螺栓的受力和变形 图中
0P ——螺栓预紧力;
1P ——保证轴瓦过盈所必须的压紧力；
2P ——保证连杆大头不分离所必需的压紧力；
'
2P ——连杆大头的参与压应力；
P ——作用在螺栓上的总拉力；
jl P —— 每个螺栓有惯性力引起的工作负荷，i
P P j jl max ''=
；
m ax j P ——活塞连杆组往复惯性力及连杆旋转质量（不包括大头盖）惯
性力之和的最大值；
i ——螺栓数目；
ψ
——大头剖分面和杆身中心线的夹角；
P ∆——工作负荷传递到螺栓上的基本负荷部分，jl P P χ=∆；
P '∆——工作负荷传递到大头上的负荷部分，jl P P )1(χ-='∆；。