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内燃机设计 连 杆 组 件 11.1 概述 1、连杆组件的组成 连杆体，连杆盖，连杆螺栓，小头衬套和连杆轴瓦等。 2、连杆组件的作用 连杆组件作为整体连接着活塞销和曲轴销。活塞的 往复运动要经过连杆和曲拐变成曲轴的旋转运动。 3、连杆组件的工作条件 连杆组件要承受缸内气体作用力和惯性力的作用。 PA和PL与连杆自身所有微元的惯性力总和平衡。 连杆的受力情况如图，在其杆身的每一横截面上会 有弯矩，剪力和法向力，不过弯矩和剪力都不大， 杆身的主要载荷还是交变的拉压载荷。 11.1 概述 当曲拐转角为0°时（进、排气上止点），PA和PL均与连杆中心线重合，且PA达到其最大负值（向上），PL也达到其最大负值（向下），这时连杆杆身受到最大的拉伸载荷，可以忽略此时的气体作用力而近似认为： 式中mhz、mA、mB各为活塞组件、连杆小头和连杆大头的质量， r和λ各为曲柄半径和连杆比，ω是曲轴角速度。 当PA和PL在连杆中心线方向的分力PAx和PLx达到各自的最大正值时，连杆杆身受到最大的压缩载荷。 11.1 概述 从曲柄连杆机构动力计算所得出的 连杆轴承载荷极坐标图可以看出， PLx达到其最大正值时的曲拐转角 α’可能是压缩上止点后的370°左 右（柴油机以及高速汽油机的中 低转速工况），也可能是膨胀下 止点前的530°左右（高速汽油机 的某些高转速工况）。

11.1 概述 连杆杆身所受到的最大压缩载荷可近似的认为是以下两组中数值较大的一组：或 连杆的小头和大头各受方向和大小都在变化的分布力PA和PL的作用，每一截面上都有交变的弯矩、法向力和剪力。连杆螺栓则担负着保证连杆体和连杆盖的结合面彼此压紧的任务。在装配状态，螺栓就因被拧紧而产生相当大的拉应力。最大拉应力出现在进、排气上止点时。 11.1 概述 4、连杆组件的设计要求 设计连杆首先应该保证连杆体、连杆盖和连杆螺栓有足够的疲劳强度，能经受上述交变机械载荷而不发生断裂。连杆体和连杆盖还必须有足够的刚度，以避免大头的变形影响到轴承润滑与磨损，或是连杆螺栓受到附加弯矩载荷；避免杆身失稳弯曲使活塞在缸中歪斜，加剧磨损、漏气和窜油。为减轻曲轴和机体所承受的惯性力载荷，连杆应尽可能地轻巧，必须先用高强度材料，合理设计结构形状，并采取提高强度的工艺措施。 5、连杆组件的材料 连杆螺栓必须用优质中碳合金钢制造，调质处理。连杆一般用中碳45号钢模锻，强化程度高的发动机连杆用中碳合金钢。锻钢连杆在机械加工前都要进行调质处理以提高材料的σb和σs。为提高连杆的疲劳极限，杆身非加工表面的粗糙度不得大于0.1mm ，通常还要进行喷丸处理。

高强化发动机则采用全加工连杆。连杆还必须经过磁力探伤，以确保没有裂纹。 除钢材外，高强度可锻铸铁也可用来制造连杆。 11.1 概述 连杆的危险部位通常是应力相对较大，应力集中比较严重的部位，对这些部位的形状和尺寸设计要特别仔细，力求使连杆各处的应力差不多，并且在疲劳极限以内。 连杆的小头和大头轴承的条件比压（即折算到轴承单位投影面积上的载荷）总是比主轴承的比压大。设计时必须使大、小头轴承的条件比压水平与所用衬套或轴瓦的材料相适应。11.2 连杆的结构设计 11.2.1 连杆的结构形式和基本尺寸 连杆的基本结构尺寸是连杆大小头中心距（连杆长度）l，小头的轴承孔直径d1和高度h1，大头的轴承孔直径d2和高度h2，连杆螺栓中心距C和连杆体大头宽度B。 11.2 连杆的结构设计 1、连杆长度 为减小发动机的高度和重量，宜在不发生曲轴和活塞运动干涉的前提下尽可能缩短连杆，现有汽车发动机的连杆长大多为曲轴半径r的（3.25-3.65）倍，少数发动机因曲轴上平衡重尺寸大，l有大到3.8r的。 2、连杆大小头高度h2、h1及直径d2、d1 连杆小头高度h1应与活塞上销座部分的设计协调，大头高度h2则应与曲拐其它部分的纵向尺寸协调。

通常是应选定h1和h2，再根据小头衬套和连杆轴瓦材料的许用条件比压来确定d1和d2 ，以满足于 11.2 连杆的结构设计 式中PAmax和PLmax各为小头最大载荷和连杆轴承最大载荷，h1’和h2’各为小头衬套和连杆轴瓦去除倒角后的有效高度，[p]为许用比压。一般汽车发动机连杆采用锡青铜衬套，[p]约为62MPa；高强化发动机连杆则采用铅青铜衬套，[p]约为85-90MPa 。 由上确定的d2还要经过曲轴强度分析才能最终确定。 据统计，车用汽油机的 d1=(0.25-0.28)D,h1=(1.2-1.35)d1,d2=(0.55-0.63)D,h2=(0.4-0.65)d2； 车用柴油机的 d1=(0.31-0.38)D,h1≈d1,d2=(0.63-0.7)D,h2=(0.4-0.7)d2； 直列发动机连杆的h1和h2常相等。此处D为缸筒内径。 11.2 连杆的结构设计 3、连杆大头的剖分形式 连杆体和连杆盖的分界面通过大头轴承孔中心线。 若分界面垂直与大小头中心线所在的平面，是平切口连杆；若分界面与该平面成一斜角，就是斜切口连杆。平切口连杆的结构刚度较好，轴承孔变形较小，制造费用较低，宜优先采用。

但是当连杆轴承孔直径d2＞0.65D时，采用平切口很难做到使连杆体的最大宽度B＜D，为了保证连杆体能从缸筒中抽出来，就不得不采用斜切口连杆。增压柴油机因曲柄销载荷大而d2较大，连杆就多是斜切口的，倾斜角多为40°-50°。 11.2 连杆的结构设计 4、连杆体与连杆盖的连接元件及螺栓中心距 绝大多数平切口连杆的连杆体和连杆盖用螺栓固紧而不用螺钉，因为用螺钉就必须在连杆体中加工出螺纹孔，而螺纹有较大应力集中，会降低连杆的疲劳强度。斜切口连杆无法在连杆体上加工出螺栓头支承平台，所以不得不采用螺钉固紧连杆盖。 螺栓（螺钉）的中心距C要尽可能小些，平切口连杆的C大多在（1.25-1.31）d2之间，斜切口连杆的C有大到1.38d2的。实际上往往是以螺栓（螺钉）孔边到连杆轴承底孔的最小距离不小于1mm为限。 11.2 连杆的结构设计 5、连杆体与连杆盖的定位 为了保证连杆体和连杆盖不因装拆而错位，轴承孔不因装拆而失圆，连杆盖在横向和纵向上都必须对连杆体定位。 平切口连杆大头剖分面上的横向剪切力较小， 通常就用连杆螺栓上的定位带双向定位。 斜切口连杆大头剖分面上有较大的剪切力，为避免使连杆 螺钉增加负担，必须采取其它横向定位措施。

图11-5中给出了两种常用的定位方式： （a）为横向锯齿定位，纵向用螺钉的定位带定位； （b）为横向用舌槽定位，纵向用小销钉定位。 11.2 连杆的结构设计 11.2.2 连杆螺栓（螺钉）的设计与计算 图11-6中画出了连杆螺栓和连杆大头被螺栓压紧部分的内力与变形的情况。 在装配状态，连杆螺栓被拧紧而发生拉伸变形λbo，则螺栓的预紧力（内力）为，kb为螺栓的抗拉刚度，。在将螺栓拧紧到 Pbo的过程中，先是把轴瓦对孔座的凸出量压平，然后才压缩连杆体和连杆盖（轴瓦也一起压缩）。假设螺栓紧到PWo时轴瓦被压平，则就是连杆体和连杆盖结合面在装配状态的压紧力（含轴瓦对接面压紧力增量ΔPWo），而对应的压缩变形量为，此处kc是连杆大头被压紧部分（含轴瓦）的抗压刚度，。 11.2 连杆的结构设计 在工作状态，当连杆大头受到指向连杆盖的PL的作用时leyu·乐鱼(中国)体育官方网站，每一连杆螺栓上加了一个外力Pl。可近似的认为最大的外力是： 式中ψ是连杆大头剖分面对连杆大、小头中心线所在平面的倾斜角，i是连杆螺栓数目，mj是曲柄连杆机构往复运动质量，mB是连杆大头质量。 11.2 连杆的结构设计 当每一连杆螺栓受最大外力Plmax时，螺栓截面的拉力并不等于（ Pbo+ Plmax ），因为在螺栓受外力而拉伸变形量增大了Δλmax的同时，连杆大头被压紧部分的变形量减小了Δλmax，连杆体与连杆盖结合面的压紧力从Pco降到Pcmin，所以这时螺栓截面上的拉力为： 此处χ叫做“螺栓的基本载荷系数”，χPlmax是螺栓内力的增幅。

上式表明工作时螺栓内力的最大增量只是所受最大外力Plmax的一部分。 11.2 连杆的结构设计 此式表明，要减小螺栓应力的变化幅度，提高其疲劳强度，宜采用较大的刚度比kc/kb来减小χ。这就是说，宜用柔度较大的连接件（螺栓）去压紧刚度较大的被连接件（连杆大头）。这一螺栓连接的基本设计原则对于主轴承螺栓和气缸盖螺栓也是同样适用的。实际发动机连杆的kc/kb多在4-5之间，即χ在0.2-0.25之间者居多。 柔性螺栓（螺钉）设计原则:螺栓杆部直径d通常略小于螺纹根部直径，并以杆部截面积不小于螺纹根部截面积的80%为下限，只有螺栓(螺钉)定位带的直径d0略大于螺纹外径ds。 11.2 连杆的结构设计 为减轻应力集中，螺栓（螺钉）的各个截面变化处均应有适当的过渡圆角，圆角半径ρ不小于0.2d0；螺钉的头几道螺纹顶端可以切除一切。如图11-7中做成锥面A，以利于各螺牙分担拉力。为保证拧紧螺母时螺栓不跟着转，螺栓头部常铣出一个平面（图11-7中），此时宜将其对称的一面也铣去，以避免因支承力与螺栓中心线不重合而产生附加弯曲载荷。 螺栓（螺钉）头部通常是镦锻出来的，使材料的宏观纤维方向与外形一致；螺纹在切削出后还要进行光整滚压；这些都有助于提高连杆螺栓的疲劳极限。

11.2 连杆的结构设计 为保证连杆体和连杆盖的结合面不分开(Pcmin＞0），应取螺栓预紧力? 实际上考虑到连杆大头的变形，超速的可能性，以及需要结合面上的摩擦力来防止连杆体和连杆盖错位等等因素，Pbo一般都取得较大，即取为式中Pwo取自轴承计算结果。 初步设计时连杆螺栓的ds可参考现有同类型发动机连杆的数据给出，然后进行强度验算。 11.2 连杆的结构设计 螺栓预紧力对螺栓的工作可靠性有很大影响，装配时应严加控制。以前常用的办法是通过控制预紧力矩来间接控制螺栓预紧力，近年来开始推广一种新方法，即先用扭力扳手把螺栓紧到一个较小的扭矩，使连杆体和连杆盖结合面密合达到约0.2倍的预紧力，然后分两次将螺母转过一定角度，使螺栓产生一个确定的变形增量，相应的预紧力增量也就是确定了的。这种方法称为扭矩转角法。 连杆螺栓（以及主轴承螺栓和缸盖螺栓）通常用细牙紧配合螺纹，无需采用辅助锁紧装置（如锁片.开口销等）。 11.2 连杆的结构设计 11.2.3 连杆体和连杆盖 ? 11.2.3.1 连杆小头 现代汽车发动机连杆小头一般采用薄壁圆环形结构，小头孔内压配耐磨衬套。小头顶上常留有附加的工艺凸台作为粗加工基准，或作为调整连杆质量的去重处。

二冲程柴油机和增压四冲程柴油机的连杆，由于其小头下半部分承受的载荷大而承载时间又长，常将小头做成楔型。 小头衬套的常用材料有铸造锡青铜和铸造铅青铜，以及由冷轧青铜带或钢背-青铜双金属卷成的薄壁衬套。薄壁衬套的厚度可以小到0.75mm，而铸造青铜衬套的厚度为2-3mm。 11.2 连杆的结构设计 外表面不加工的连杆，其小头外表面的最大直径为衬套孔径的1.35-1.45倍。 连杆小头中应力较大的截面，小头至杆身的过渡圆角处要采用较大的过渡圆角半径，有的连杆甚至用正反两个圆弧过渡。有的连杆小头外圆相对于内孔中心向上下偏心。 11.2 连杆的结构设计 除高强化柴油机外，连杆小头大多不用压力润滑（即由连杆轴承经杆身中的油孔供油），而只在小头上半部开油孔接受飞溅润滑。油孔最好开在与连杆中心线成45°斜角的位置上，避免在应力大的截面上再加上应力集中。 11.2.3.2 连杆杆身 连杆杆身一般都采用便于模锻或铸造的工字形截面。截面的宽度由小头到大头逐渐加大，并以大圆弧向大、小头过渡，其高度和中间筋厚在接近小头和大头处也都逐渐加大，这样可使杆身等强度并提高大、小头的刚度。杆身中间截面的宽度Br=（0.90-1.05）d1，Br/Hr=1.5-1.8。

11.2 连杆的结构设计 11.2.3.3 连杆大头 连杆大头容易出现裂纹的部位在螺栓头和螺母支承平面的根部，此处连杆大头断面应有足够的厚度、光滑的不小于1mm的过渡圆角或把根部做成凹形圆角。对斜切口连杆，还应注意螺纹孔，因螺孔正好在应力集中较严重的区域穿过，所以最好两个螺孔都做成盲孔，并周围要有足够的厚度。 11.2 连杆的结构设计 连杆大头的变形是在垂直于连杆中心线的方向向内收缩。同时连杆盖在连杆中心线方向向外扩。此变形不利于形成承载油膜，还可能破坏轴瓦在大头孔中的配合，引起轴瓦和连杆大头配合面的磨蚀，还会因变形使螺栓受到附加弯曲载荷，因此设计时尽可能提高刚度，减小大头的变形，使连杆大头下半部的壁厚要适当加厚，并设置加强筋。 (a)和(b)适用于连杆盖和连杆体一起模锻。(c)则适用于连杆盖单独模锻。连杆盖上还常有调整大小头质量的去重块。 设计连杆螺栓时连杆大头 被螺栓（螺钉）压紧部分 的刚度应尽可能大一些， 螺孔周围应布置较多的 金属。 11.3 连杆的应力和变形的计算 连杆的应力和变形的计算方法有简单解析方法和有限元素法。用简单解析方法时要对连杆的受力情况和几何形状都进行较大简化，因此所得应力和变形很不精确，但其计算工作量较小。

在初步设计阶段可以使用简单解析方法。而对连杆某一关键的细部尺寸进行优选，或对连杆整体进行优化设计时必须采用有限元法计算其应力和变形。 11.3.1 连杆的简化解析计算法 11.3.1.1 连杆小头的应力与变形 连杆小头的应力由两部分组成，一是压入衬套所引起的装配应力，这部分应力是不变的;二是发动机运行中由小头载荷PA引起的应力（小头自身惯性力的作用忽略不计），PA引起的应力是交变的，而且不同点的应力不一定同时达到最大和最小值。 11.3 连杆的应力和变形的计算 此算法假定小头上每一点的最大应力和最小应力都同时出现。因此可算出连杆最大拉伸和最大压缩两种受力状况下的小头各点应力，再与装配应力叠加，得出各点的σmax和σmin，对危险点计算疲劳安全系数。 连杆最大拉伸状况下的小头应力 把连杆小头（不包括衬套）看成是两端固定于杆身过渡圆角处的等截面曲梁，其曲率半径rm取为小头轴承孔半径r2和小头外圆半径r0的均值，即 ? 曲梁的固定角 为: 式中Bmin是过渡圆弧ρ与杆身相切处的杆身宽度。 11.3 连杆的应力和变形的计算 连杆受最大拉伸时，其小头载荷是PA1（PA(0°)）。假定此PA1在小头上半部180°范围内均布，则用这样的模型可得出其中间对称截面0—0上的弯矩M0和法向力N0为： 在0—0与1—1截面之间任意一个位置角φ处的 截面弯矩和法向力为： ? ? 在1—1与2—2截面之间的截面弯矩和法向力则为： 11.3 连杆的应力和变形的计算 连杆小头孔内的耐磨衬套是过盈配合的，可认为它与小头孔的变形相同，但因衬套壁厚较薄，弹性模量也比钢的数值小，因而可忽略衬套所承担的弯矩，而只是认为它分担了部分法向力。

这样，去掉衬套的连杆小头内、外表面的应力就是： 外表面 ? 内表面 ? 式中h1为连杆小头高度，衬套的法向载荷分担系数 E和E′各是连杆材料和衬套材料的弹性模量，F和F′各是连杆小头和衬套的截面积，s和δ各是小头底孔壁厚和衬套壁厚，F=h1s，F′=h1δ。 11.3 连杆的应力和变形的计算 小头应力分布如图，图中所 示为两种固定角（α2＜α1） 情况下小头内、外应力的 分布。可看出，当固定角 α增大时，应力变化梯度和 峰值应力都增加。因此， 强化连杆小头的有效结构 措施就是减小固定角α 。 11.3 连杆的应力和变形的计算 对于刚度较小的连杆小头，以上计算结果误差较小。当小头刚度较大时，则宜假设PA1 为在180°范围内成余弦分布。在中央0—0截面上的弯矩及法向力为： 在0—0与1—1之间任意一个位置角φ处的截面弯矩和法向力为： 在1—1与2—2之间任意一个位置角φ处的截面弯矩和法向力为： ? ? 11.3 连杆的应力和变形的计算 连杆小头孔内、外表面的应力计算仍用式（11—16）。 连杆最大压缩状况下的小头应力 连杆最大压缩状况下小头载荷为PA2 （PAx(α′) ）。

假设PA2在连杆小头下 半部180°范围内成余弦分布，可借 助图11—19来求得M0和N0的相对数 值M0/PA2rm和N0/PA2，从而进一步 求出M0和N0。 ? 11.3 连杆的应力和变形的计算 在0—0和1—1截面之间任意位置角φ处的截面弯矩和法向力为： ? 在1—1和2—2截面之间任意位置角φ处的截面弯矩和法向应力为： 连杆小头孔壁内、外表面受压时的应力仍可用式（11—16）计算，分别记为 σ2φ,o（外表面）和σ2φ,i （内表面）。 11.3 连杆的应力和变形的计算 连杆小头的装配应力 连杆小头衬套以一定的过盈Δ0压入小头孔内，使小头孔壁产生一定的拉应力。发动机工作时连杆小头温度要升高Δt（约为100—150C°），而衬套的膨胀系数α′大于连杆体的膨胀系数α，这里相当于过盈又增加Δt。此时连杆小头衬套总的过盈量为：? 式中di为衬套与小头配合孔径的名义尺寸。 由此过盈量 在小头底孔内表面产生的径向均布压力为 ? ? 式中d1和d0各为小头衬套内孔及小头外圆的直径，μ和μ′各为连杆体和衬套材料的泊桑比。 11.3 连杆的应力和变形的计算 相应地在连杆小头底孔内、外表面产生的应力为： 外表面：内表面： 连杆小头的疲劳安全系数 通过以上分析可见固定角α处的截面是连杆小头的最危险的截面。

大多数情况下，该处外表面的最大拉应力和应力变化幅值最大，其内表面处也可能有较大的应力变化。同时验算内、外表面疲劳安全系数。危险点的极限应力为： 外表面 内表面 11.3 连杆的应力和变形的计算 最后计算疲劳强度安全，式中的表面质量影响系数β可取0.4，应力集中影响系数 Kσ=1。 连杆小头的疲劳安全系数n不宜小于1.5。也可以直接与同类型发动机可靠连杆已知的小头危险点的σmax或n作比较后，作出判断。 以上小头应力和疲劳安全系数的计算，只计算最大功率工况，或比最大功率工况超速10%的工况。 连杆小头的变形 当连杆在最高转速工况受最大拉伸时，连杆的小头孔在横向的直径收缩量最大。据经验公式，小头孔内径的减小量为： ? 式中dm为小头的平均直径，J为小头断面的惯性矩