(整理)4105连杆机构设计.

第2章 连杆组的设计
2.1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
（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。

（6）易于制造，成本低。

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，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。

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。

2.2连杆长度的确定
近代中小型告诉柴油机，为使发动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。

连杆长度l 与结构参数l
R
=λ（R 为曲柄半径）有关，此次设计选取286.0=λ。

mm S R
l 210286
.021202=⨯==
=
λλ
2.3连杆小头的设计
小头主要尺寸为连杆衬套内径d 和小头宽度1b 。

1.连杆衬套内径d
mm D d 3810536.036.0=⨯==
2.衬套厚度δ
mm d 5.238066.0066.0=⨯==δ
3.小头内径1d
mm d d 435.223821=⨯+=+=δ
4.小头宽度1b
mm d b 403805.105.11=⨯==
5.小头外径2d
mm d d 524321.121.112=⨯==
2.4连杆杆身的设计
连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形截面。

1.杆身截面高度H
mm D H 3410532.032.0=⨯==
2.杆身截面宽度B
mm H B 223465.065.0=⨯==
3.杆身截面中间宽度t
mm H t 53415.015.0=⨯==
为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。

2.5连杆大头的设计
本次大头采用斜切口大头的结构形式，切口角︒=45ψ 1.大头孔直径1D
mm D D 7610572.072.01=⨯==
2.大头宽度2b
mm D b 457659.059.012=⨯==
3.连杆轴瓦厚度'δ
mm 3'=δ
4.连杆螺栓直径M d
mm D d M 1410513.013.0=⨯==
5.连杆螺栓孔中心距1l
mm D l 927621.121.11=⨯==
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。

6.大头高度21,H H
11)24.0~19.0(D H = 取0.21 mm D H 1621.011== 12)58.0~41.0(D H = 取0.50 mm D H 385.012==
7.定位方式
定位方式采用锯齿定位，齿形角为︒60，齿距为mm 4
2.6连杆强度计算
1.连杆小头计算
（1）由衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力 衬套最大装配过盈量
mm 0304.0381084=⨯⨯=∆-
衬套温度过盈量
mm td t 041.04312010)0.18.1()(51'=⨯⨯⨯-=∆-=∆-αα
式中α为连杆材料线膨胀系数，对于钢C ︒⨯=-1100.15α 'α为衬套材料线膨胀系数，对于青铜C ︒⨯=-1108.15'α 由总过盈量产生的径向均布压力
2
62
22
262222'
2212
21212
221221/2.179]
10
15.13.08.33.48.33.4102.23.03.42.53.42.5[3.40041
.0003.0]
[cm kgf E d d d d E d d d d d p t
=⨯--++⨯+-+⨯+=
--+++-+∆+∆=
μμ 式中E 为连杆材料的弹性模量，对于钢26/102.2cm kgf E ⨯= 'E 为衬套材料的弹性模量，对于青铜26'/1015.1cm kgf E ⨯= μ为泊桑比，3.0=μ 小头外表面由p 引起的应力
2
2
22212221'/07.7752.1793
.42.53.422cm kgf p d d d a
=⨯-⨯=-=σ （2）由惯性力拉伸引起的小头应力 活塞组的最大惯性力
kgf R g G P
j 494)286.01(06.015781
.955.2)1(22''
max
=+⨯⨯⨯=+=λω 式中'G 为活塞组重量 ω为角速度 固定角
︒︒
︒=+++=+++=11850
2650
234
arccos 902arccos 902ρρϕr H c
小头平均半径
cm d d r 375.24
4
.32.5412=+=+=
小头中心截面（︒=0ϕ）上的弯矩
cm
kgf r P M c j ⋅=-⨯⨯⨯=-=84.10)0297.011800033.0(375.2494)
0297.000033.0('max 0ϕ
小头中心截面（︒=0ϕ）上的法向力
kgf P N c j 93.235)1180008.0572.0(494)0008.0572.0('max 0=⨯-⨯=-=ϕ 小头固定截面（c ϕϕ=）上的弯矩
cm
kgf r P r N M M c c j c ⋅=⨯⨯⨯--⨯⨯+=---+=︒12.41352.1375.24945.0)118cos 1(375.293.23584.10)
cos (sin 5.0)cos 1('max 002ϕϕϕ 查表可知352.1118cos 118sin =-︒︒ 小头固定截面（c ϕϕ=）上的法向力
kgf
P N N c c j c 18.223352.14945.0118cos 93.235)cos (sin 5.0cos 'max 02=⨯⨯+⨯=-+=︒ϕϕϕ 小头壁厚
cm d d h 45.02
3
.42.5212-=-=
小头截面积
21126.30.4)3.42.5()(cm b d d F =⨯-=⨯-=
衬套截面积
21'20.4)8.33.4()(cm b d d F =⨯-=⨯-=
系数K
77.02
1015.16.3102.26
.3102.2666''=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=+=F E EF EF K
小头受拉时固定截面处外表面应力
2
122
/49.38245
.00.41
]18.22377.0)45.0375.22(45.045.0375.2612.412[)2(cm kgf h
b h r h aj =⨯⨯⨯++⨯⨯+⨯⨯
⨯=+
（3）由最大压缩力c P 引起的应力 小头承受的最大压缩力
kgf P
D p P j z
c 55644944
5.1014.3704
2
'
max
2
=-⨯⨯=+=π
辅助参数
c
c P N
r P M 00和 查表可得
0025.00010.00
=-=c
c P N r P M
小头受压时中央截面上的弯矩和法向力
kgf
P N cm kgf r P M c c 91.1355640025.00025.021.13375.255640010.00010.000=⨯==⋅-=⨯⨯-=-=
小头固定截面处（c ϕϕ=）的)(ϕf 值 查表得 01228.0)118()(==︒f f c ϕ 小头受压时固定截面处（c ϕϕ=）的弯矩和法向力
cm
kgf rf P r N M M c c c ⋅-=⨯⨯--⨯⨯+-=--+=︒94.12601228.0375.25564)118cos 1(375.291.1321.13)
()cos 1(002ϕϕ
kgf N f P N c c c 80.61118cos 91.1301228.05564cos )(02=⨯+⨯=+=︒ϕϕ
小头受压时固定截面处外表面应力
2
122
/85845
.00.41
]8.6177.0)45.0375.22(45.045.0375.26)94.126(2[)2(cm kgf h
b h r h a
c -=⨯⨯⨯++⨯⨯+⨯⨯-⨯=+
（4）小头安全系数 材料的机械性能
查表可得 45钢2/60cm kgf B =σ
2
110211121/45005.1)6.1~4.1(/24008.0)9.0~7.0(/30005.0)55.0~45.0(cm kgf cm kgf cm kgf z B B =========------σσσσσσσσσ 角系数
33.04500
4500
3000220
1=-⨯=
-=
-σσσψσ
在固定角c ϕ截面的外表面处
应力幅2/2.620)]858(49.382[21
)(21cm kgf ac aj a =--=-=σσσ
平均应力2'
/3.537]07.7752)858(49.382[21)2(21cm kgf a ac aj m =⨯+-+=++=σσσσ
小头安全系数
69.13.53733.05
.02
.6202400"1=⨯+=
+=
-m a
a
z
n σψεσσσ
小头安全系数应不小于1.5，所以满足要求 （5）小头横向直径减小量 小头平均直径
cm r d m 75.42==
小头截面的惯性矩
43310304.012
45.00.412cm h b J =⨯==
横向直径减小量
cm
EJ
d P c m j 000621.00304.0102.210)90118(75.449410)90(662362
3
'max 1=⨯⨯⨯-⨯⨯=
-=
︒ϕδ 为保证活塞销和连杆衬套不致咬死，应使21∆<δ，实际计算结果2
1∆
<δ，所以满足要求。

2.连杆杆身计算
（1）杆身中间截面处最大拉伸力j P 和最大压缩力c P
kgf R g
G G P j 708)286.01(06.015781.91.155.2)
1(22
'=+⨯⨯⨯+=++=λω
kgf P D p P j z
c 53507084
5.1014.37042
2
=-⨯⨯=+=π 式中G G ,'分别为活塞组重量和位于计算截面以上那一部分连杆重量。

（2）杆身中间截面处的应力和安全系数 由最大拉伸力引起的拉伸应力
2/25.2212
.3708
cm kgf F
P j j ==
=
σ 式中F 为杆身中间截面积，计算约为：
22.3)88.04.3(5.0244.02.2cm F =-⨯+⨯⨯≈
杆身中间截面的惯性矩
4
333394.4]52.2)5.02.2(4.32.2[12
1
])([121
cm h t B BH J x =⨯--⨯=--=
4
333381.0]5.052.22.2)52.24.3[(12
1
])[(121
cm ht B h H J y =⨯+⨯-=+-=
由最大压缩力引起的合成应力
22
21/1839535094.41.200035.02.35350cm kgf P J l C F P c x c =⨯⨯+=+=σ
22
2'2/1803535081
.0405.1500035.02.353504cm kgf P J l C F P c y c =⨯⨯⨯+=+=σ
式中C 为系数，对于各种钢材0005.0~0002.0=C cm D d l l 05.152
6
.73.421211'=+-=+-
= 杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力
2
12
1/8092
)221(18392/10302
)
221(18392cm kgf cm kgf j mx
j
ax =-+=+==--=
-=σσσσσσ
在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力
2
22
2/7912
)221(18032/10122
)
221(18032cm kgf cm kgf j my
j
ay =-+=+==--=
-=σσσσσσ
在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数
23
.179133.06.01012
2400
21
.180933.06.01030
2400
"
1"
1=⨯+=+==⨯+=
+=
--my
ay z y mx ax z
x n n σψεσσσψεσσσσ
σσ
安全系数满足要求。

3.连杆大头计算 大头盖所受惯性力
kgf
R
g G G g G
G P
j 95606.0157]81.965.1)286.01(81.965.3[])1([2232'"max
=⨯⨯++⨯=-+++=ωλ 根据大头盖截面图（图1）计算重心坐标
cm
F y F y i i c 75.07
.07.022.15.4)]2.127.0(7.07.0[222.12.15.4=⨯⨯+⨯+⨯⨯⨯+⨯
⨯=
∑∑=
大头盖截面的惯性矩
422332
44.1)75.027.02.1(7.07.02)22.175.0(5.42.17.0127.022.1125.4cm r F J J i i i =-+⨯⨯⨯+-⨯⨯+⨯⨯+⨯=
∑+∑=大头盖计算截面的抗弯断面模数
3max
25.175
.09.144
.1cm y J Z =-=
=
轴瓦计算截面的惯性矩
43
3''
0081.012
3.06.312cm b J =⨯==δ
大头盖中央截面上的应力
2
''"max /212]08
.138.64
.0)
44
.10081.01(25.12.9023.0[956]4
.0)
1(023.0[
cm kgf F F J
J Z l P j =+++⨯⨯⨯=+++=σ
大头盖横向直径减小值
cm J J E l P j 0006.0)
44.10081.0(1022.99560024.0)(0024.063'3"max 1=+⨯⨯⨯⨯=+=
δ 经轴承选择，1δ值小于轴承间隙的一半，所以满足要求。

2.7连杆螺栓设计
1.连杆螺栓的结构尺寸和材料选择
根据气缸直径D 初选连杆螺纹直径M d
mm D d M 1410513.013.0=⨯==
根据M d 选择螺栓，螺母，垫片标准件如下：
螺栓 GB/T 5782 M14x80
螺母 GB/T 6170 M14
垫片 GB/T 848 14
螺栓与螺母材料均采用40Cr 。

2.螺栓装配预紧力和屈服强度校核
（1）装配预紧力
每个螺栓由惯性力引起的工作负荷
kgf i P P j jl 3382
45sin 956sin "max =⨯==︒ϕ
式中ϕ为斜切口大头的切口角。

发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P 和最大拉伸载荷j P ，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1P ；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0P 。

kgf P P P jl 19443382.21200)5.2~2(10=⨯+=+=
（2）
（3）材料屈服强度校核
确定0P 后，校核螺栓材料是否屈服，应满足：
n F P s
σσ<=min 0
式中min F 为螺栓最小截面积，经计算2min 86.153mm F =
s σ为材料的屈服极限，一般2/80mm kgf s ≥σ
n 为安全系数，一般为0.2~5.1
于是经计算 2
2
/7.4575.180/6.1286.1531944mm kgf n mm kgf s ====
σσ 得n s σσ<
，所以满足要求。