连杆设计说明书.pdf

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1、实用文档.发动机连杆设计说明书 学 院：机电工程学院 专业年级：08 交通2班 姓 名：沈娟娣 学 号：20210503B076 指导教师：朱春侠教师 2021 年 12 月 10 日 实用文档.1 连杆的设计 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 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构造钢度。如果强度缺乏，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故。所

2、以设计连杆的一个主要要求是在尽可能轻巧的构造下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料；合理的构造形状和尺寸。3、材料的选择 为了保证连杆在构造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构造钢 45 模锻，外表喷丸强化处理，提高强度。连杆长度确实定 设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l它通常是用连杆比lr/来 说 明 的，通 常25.00.3125，取27.0，mmr23.40，那 么mml14923.4027.0。连杆小头的构造设计与强度、刚度计算 1、连杆小头的构造设计 连杆小头主要构造尺寸如图 1 所示。为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬

3、套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为3mm2，取2.2mm，那么小头孔直径25mmd，小头外径d)35.12.1(D1，取mm28252.1D1。2、连杆小头的强度校核 以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。假设衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，那么随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进展疲劳强度计算。实用文档.图 1 连杆小头主要结果尺寸 1衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力 计算时

4、把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，那么在两零件的配合外表，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为：MPadDdDEdDdDEddt11)(p21212121221221 1 式中：衬套压入时的过盈，mm；一般青铜衬套0015.00002.0d1，取mm0176.0220.0008，其中：t工作后小头温升,约C 150100；连杆材料的线膨胀系数，对于钢)/1(100.15C；衬套材料的线膨胀系数，对于青铜)/1(108.15C；、连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取3.0；E连杆材料的弹性模数，钢MPa102.4.E510；E衬套材料的弹性模数，青铜MPa5102.2E；计算小头承受

5、的径向压力为：3.022252225102.213.025282528102.4125100.18.1120250176.0p22225222255）（16.74N 由径向均布力p引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，实用文档.外外表应力 63.54252825274.16D2dp2222212da2/mmN 2 内外表应力 37.7125282528865.31DdDp2222221221di2/mmN 3 i和a的允许值一般为1501002/mmN，校核合格。2连杆小头的疲劳平安系数 连杆小头的应力变化为非对称循环，最小平安系数在杆身到连杆小头的过渡处的外外表上为：ma1-n

6、 4 式中：1-材料在对称循环下的拉压疲劳极限，21-105.35.22N/mm合金钢，取21-1032/mmN；材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；a应力幅，63263.5437.71a2/mmN；m平均应力，87.9263.5437.71m2/mmN；工艺系数，6.04.0，取 0.5；那么 344.287.92.05.063103n2 连杆小头的疲劳强度的平安系数，一般约在5.02.0范围之内4。3、连杆小头的刚度计算 当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经历公式为:6233jmax10)90(PEIdm 5 式中：连杆小头直径变形量

7、，mm；md连杆小头的平均直径，mm；实用文档.I连杆小头断面积的惯性矩，433143.61312534.6388.2612BImmh 那么 mm0053.01043.613102.49010522528681.10519652）（对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为mm031.0012.0，那么校核合格。1.4 连杆杆身的构造设计与强度计算 1、连杆杆身构造的设计 连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度B约等于D)3.026.0(D为气缸直径)，取mmDB87.2127.0，截面高度BH)8.15.1(，取mmBH08.3665.

8、1。为使连杆从小头到大头传力均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。2、连杆杆身的强度校核 连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，那么受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度平安系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。1最大拉伸应力 由最大拉伸力引起的拉伸应力为：mjfPmax1 6 式中：mf连杆杆身的断面面积，汽油机Afm)035.002.0(，A为活塞投影面积，取mmDfm45.154403.02。那么最大拉伸应力为：11.6845.154681.105191MPa 2杆身的压缩与纵向弯曲应力 杆身

9、承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力maxgp时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：jgcPpPmax 7实用文档.N614.17521)681.10519(933.7001 连杆承受最大压缩力时，杆身中连续面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为mml149；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为mmll11328.4722.24，因此在摆动平面内的合成应力为：mcmxxfPfIlc)1(2 8 式中：c系数，对于常用钢材，004.00003.0c，取002.0c；xI计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，4mm。)22.2473

10、4.30()374.487.21(08.3087.21121)(1213333htBBHIx 902.491554mm；将式8改为：mcxfPk1 9 式中 1k连杆系数，14.145.154902.49155149002.011221mxfIlck；那么摆动平面内的合成应力为：33.12945.154614.1752114.1xMPa 同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：mcmyyfPfIlc)41(2 10 374.422.24734.3087.21)22.24734.3008.30(121)(1213333htBhHIy 57.233954mm 将式10改成 mcyfPk2 11 式中

11、：2k连杆系数，1.145.15457.233954149002.0141222myfIlck。实用文档.那么在垂直于摆动平面内的合成应力为：79.12445.154614.175211.1yMPa x和y的许用值为400250MPa，所以校核合格。3连杆杆身的平安系数 连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把x或y看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳平安系数。循环的应力幅a和平均应力m，在连杆摆动平面为：61.30211.6833.12921xaMPa 12 72.98211.6833.12921xmMPa 13 在垂直摆动平面内为：34.28211.6879.1

12、2421yaMPa 45.96211.6879.12421ymMPa 14 连杆杆身的平安系数为：ma1-n 15 式中：1-材料在对称循环下的拉压疲劳极限，21-105.35.22N/mm合金钢，取21-105.22N/mm；材料对应力循环不对称的敏感系数，取；工艺系数，6.04.0。那么在连杆摆动平面内连杆杆身的平安系数为：实用文档.8.272.982.045.061.30105.2n2 在垂直摆动平面内连杆杆身的平安系数为：0.345.962.045.034.28105.2n2 杆身平安系数许用值在35.1的范围内，那么校核合格。1.5 连杆大头的构造设计与强度、刚度计算 1、连杆大头的

13、构造设计与主要尺寸 连杆大头的构造与尺寸根本上决定于曲柄销直径2D、长度2B、连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径md。其中大头宽度mmb73.262，轴瓦厚度mm）（35.12，取mm5.22，大头孔直径mmd502。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度221)5.035.0(dHH，取mmdH64.2245.021，取mmdH63.2143.022，为了提高连杆大头构造刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离2)31.124.1(dC，取mmdC881.6327.12，一般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。2、连杆大头的强度校核 假

14、设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为0，0通常取40，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中连续面一致，大头的曲率半径为2C。连杆盖的最大载荷是在进气冲程开场的，计算得：NPPPrj48.17443799.6923681.10519max2 作用在危险断面上的弯矩1M和法向力1N由经历公式求得：2.255454000083.00127.02881.6348.17443)00083.00127.0(2021）（CPM实用文档.NPN71.11198)40003.0522.0(48.17443

15、)003.0522.0(021 16 由此求得作用于大头盖中连续面的弯矩为：IIMM11 17 作用于大头盖中连续面的法向力为：AANN11 18 式中：I，I大头盖及轴瓦的惯性矩，4mm，433232727.55791223.50881.63(73.2612)2(12mmdCBhBI）43323281.34125.273.261212mmBhBI，A，A大头盖及轴瓦的断面面积，2mm，2251.18123.50881.6373.26mmhBA，22825.665.273.26mmBA，在中连续面的应力为：ANWM 式中：W大头盖断面的抗弯断面系数，32293.13946)23.50881.6

16、3(73.266mmhBW 计算连杆大头盖的应力为：29.6351.18151.181825.66171.1119893.1394727.557981.34118.255451111AAANWIIMMPa 一般发动机连杆大头盖的应力许用值为200150MPa，那么校核合格。2 连杆螺栓的设计 2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力 根据气缸直径D初选连杆螺纹直径Md，根据统计DdM)12.01.0(，取mmDdM09.81.0。实用文档.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jP，预紧力由两局部组成：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

17、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2P15。连杆上的螺栓数目为 2，那么每个螺栓承受的最大拉伸载荷jP为往复惯性力jP和旋转惯性力rP在气缸中心线上的分力之和，即 NPPPrjj01.18633213cos799.6923681.105192cos 19 轴瓦过盈量所必须具有的预紧力1P由轴瓦最小应力MPa300200min，由实测统计可得1P一般为N6510，取 30N，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，2P应较理论计算值大些，一般取max28.075.0jPP）（，取NPP11.1304375.0max2。2.2 连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算 连杆螺栓预紧力

18、缺乏不能保证连接的可靠性，但预紧力过大那么可能引起材料超出屈服极限，那么应校核屈服强度，满足 nFPsmin 20 式中：minF螺栓最小截面积，222min38.51409.84mmdFM；P螺栓的总预紧力，NPPP11.1307311.130433021；n平安系数，0.25.1n，取 1.7；s材料的屈服极限，一般在 800MPa以上16。那么连杆螺栓的屈服强度为：MPa43.25438.5111.13073 MPans59.4707.1800那么校核合格。实用文档.3 小结 本文在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头、连杆杆身、连杆大头的主要构造参数，并进展了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。如有侵权请联系告知删除，感谢你们的配合！