内燃机设计内燃机设计11 连 杆 组 件11. 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. 连 杆 组 件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和各为曲柄半径和连杆比，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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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b和s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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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,h1d1,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. 连 杆 组 件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d20.65D时，采用平切口很难做到使连杆体的最大宽度BD，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40-5011. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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bo，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PWo），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. 连 杆 组 件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，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. 连 杆 组 件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max的同时，连杆大头被压紧部分的变形量减小了max，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：此处叫做“螺栓的基本载荷系数”，Plmax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. 连 杆 组 件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 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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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(Pcmin0），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. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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2-3mm11. 连 杆 组 件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. 连 杆 组 件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=1.5-1.811. 连 杆 组。