第三章 连杆设计详解.ppt

第三章 连杆组设计 第一节 概述 、组成：连杆体(小头、杆身、连杆大头)、连杆盖、连杆螺栓、连杆瓦、小头衬套。 、功用：连杆组将活塞上所受的力传递给曲轴变成转矩，同时将活塞的往复运动变为曲轴的旋转运动。 、工作情况： 运动形式 连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动； 连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作旋转运动。 因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，作复杂的平面运动。 受力情况 连杆的基本载荷是拉伸和压缩，最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性力。 Fj=(m+m1)(1+λ)rω 式中， m、m1 分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量 对于四冲程发动机来说，同样是上止点，排气上止点(α=0°)、压缩上止点(α = 360°)的连杆受力是不一样的。 α = 0°时，Fg=0，Fj=Fjmax，FL=-Fj α = 360°时，Fg≈Fgmax ， Fj=Fjmax ， FL= Fgmax - Fjmax 其中，Fg和Fgmax为气压力和最大气压力，FL为连杆力，Fjmax为最大往复惯性力。 四、设计要求 总体设计要求——在尽可能轻巧的结构下保证足够的疲劳刚度和结构强度。 受力分析：连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的周期性交变载荷。 强度、刚度不足带来的后果： 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。 如果连杆组刚度不足，对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。 例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲力；大头儿的失圆使连杆轴承的润滑受到影响；杆身在曲轴轴线平面内的弯曲，使活塞在气缸内倾斜，造成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨，造成活塞组与气缸间漏气、窜机油。 为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到，因为连杆重量的增加导致惯性力相应增加，所以连杆设计的总体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，设计合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。 第二节 连杆的设计 一、主要参数的选择 1．连杆长度 l 用连杆比λ=R/ l 来说明。 连杆长度l的校核： 1)连杆摆角口角最大时，连杆是否碰气缸套下沿。 2)活塞处于下止点时，曲轴平衡重是否碰活塞裙部。 3)连杆长度精度—±0.05～±0.1mm。（连杆长度直接影响压缩比的精度） λ常用范围为1／4～1／3.2 为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计中的总趋势是尽量缩短连杆长度。目前λ值已大到1／3.2 。 λ↑连杆长度↓整机高度↓重量↓连杆质量↓平衡性能↑，连杆刚度↑可靠性↑，但侧压力↑缸套变形和磨损↑ 2．连杆小头孔径d1和宽度B1 连杆小头孔径d1和宽度B1 ，由活塞销直径确定， 即 d1 = d+2δ1 式中，d 为活塞销直径； δ1为连杆小头衬套厚度，采用锡青铜衬套δ1 =2～3mm，采用冷轧青铜带或钢背-青铜双金属带卷成的薄壁衬套，厚度仅为0.75mm，可以使结构更加紧凑。 汽油机的连杆小头宽度B1 =(1.2～1.4) d1，柴油机的B1≈ d1。对小头孔径要进行比压校核，即: 对于汽油机，[q]≤62MPa；对于柴油机，[q]≤85～90MPa。 3. 连杆大头孔径D2 ，和宽度B2。 连杆大头的孔径和宽度由曲柄销的直径D2 ，和长度确定 D2 = D2 + 2δ2 ： 式中，δ2为连杆轴瓦的厚度，对于汽油机，δ2 =1.5～2mm，对于柴油机，一般δ2 =2～3mm。 汽车用发动机的连杆大头与大头盖通常都是分体式结构，大多数采用平切口形式，一些柴油机由于连杆轴颈较粗，采用斜切口形式，主要是为了保证大头外径尺寸小于气缸直径，即大头外径尺寸B0D(气缸直径)，以实现安装。 （5）连杆小头的强度校核 连杆小头在最大惯性力的作用下产生纵向伸长的椭圆变形，在最高燃气压力作用下产生横向伸长的椭圆变形。由于一般连杆采用单圆弧过渡，最大应力发生在小头到连杆杆身的过渡处。在这里有危险截面，固定角大约120度左右，其总的应力值为动应力和静应力之和。 1）由衬套过盈装配及温升引起的受热膨胀产生的小头应力