内燃机设计讲稿 第五章 连杆组
第五章 连杆组 第一节 连杆组的工作情况
连杆组由连杆体、大头盖、连杆轴瓦及连杆螺栓等组成。
连杆的运动情况比较复杂：小头部分随活塞组作往复直线运动。连杆工作时受到两种载荷：一是燃气作用力和曲柄连杆机构中往复惯性力所引起的纵向载荷；一是连杆杆身复合运动所引起的横向载荷。上述两种载荷的大小和方向都是变化的。此连杆组装配时还造成静载荷，在小头是因压入衬套而引起，在大头是由于拧紧连杆螺栓所引起。
由动力学分析可知，沿连杆中心线的纵向载荷F为： F?pg?pjcos? （N）
式中 Pg——燃气作用力，单位N；
Pj——活塞连杆的往复惯性力，单位为Ｎ； β——连杆摆角，单位为度。
在四冲程内燃机中，力F使连杆杆身承受拉压疲劳载荷。当F为正时，杆身受压，由于连杆为细长杆件，在摆动平面和与其垂直的平面内，F力还使连杆产生纵向弯曲，造成轴承不均匀磨损。当F为负值时杆身受拉。为了在负值最大时，不致使连杆体与大头盖的接合互相分离，连杆螺栓必须在装配时给予足够的拧紧力。对于二冲程式内燃机的连杆，在整个循环中自始至终都受压。 横向载荷为杆身摆动所产生的附加弯矩此附加弯矩为杆身的转动惯量与连杆摆动的角加速度的乘积。
作用在连杆上的纵向载荷比横向载荷的值要大得多。
根据上述分析，连杆在设计时必须首先有足够的疲劳强度和结构刚度。若疲劳强度不足，往往会造成连杆杆身或连杆螺栓断裂，进而产生整机破坏的重大事故。若刚度不足，就会造成杆身弯曲变形及连杆大头的失圆变形，这将导致活塞、气缸、轴承及曲柄销的偏磨，加大了连杆螺栓的附加弯矩。另一方面，连杆是运动件，必须尽可能地减小它的重量。因此，连杆设计必须从选材、结构设计及制造工艺等方面来综合考虑，采取措施。
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第二节 连杆的结构形式
连杆的结构形式随内燃机结构而异，一般有三种结构：直列式内燃机的连杆或V形内燃机的并列连杆；V形内燃机的叉形连杆和主副连杆。
直列式连杆结构简单而具有代表性，是本章讨论的重点。
V形内燃机的并列连杆是左、右两排气缸均采用同样的连杆，两个连杆并列于同一个曲柄销上。其主要优点是结构简单，互换性好，便于维修更换；左、右两排气缸活塞和连杆的运动学及受力情况完全相同；杆身油路易于安排，有利于小头的润滑和活塞的冷却。采用并列式连杆的主要缺点是左、右排气缸必须错开一个距离，这种内燃机的长度增加；左、右气缸错开必然造成曲轴箱横隔板扭曲，使曲轴箱刚度下降。
叉形连杆是左、右排气缸采用长度相等、结构不同的连杆，其中一个连杆的大头作成叉形的，称为叉连杆，另一个称为平连杆，它与普通连杆相似，平连杆的大头插在叉连杆大头的中间，两个连杆的中心面在同一平面内。采用叉形连杆的主要优点是左、右排气缸不必错开一个距离，因此内燃机总长度较采用并列连杆时为短；左、右排气缸活塞连杆的运动学相同。叉形连杆的缺点是：叉子部分强度与刚度都较差，容易损坏；叉连杆很难从气缸中取出，修理不便。 主副连杆又称为关节连杆，是将一排气缸的连杆（副连杆）连接在另一排气缸的连杆（主连杆）上（图5-2）。采用主、副连杆的主要优点为：主、副连杆在同一平面内，而且副连杆装在主连杆的大头上，可采用较短的曲柄销，这可较大的缩短内燃机的长度；连杆大头有足够的强度和刚度，这可保证连杆销和曲轴有较好的润滑。
主、副连杆的缺点是：主、副缸活塞运动规律不同， 图5-2 主副连杆
这使两排气缸内的热力过程和功率输出都有差异；副连杆对主连杆产生附加弯矩，并使主缸活塞受到附加侧压力；维修时必解体整个内燃机，很麻烦。
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由于并列连杆在生产和使用方面有显著的优点，因此在V形内燃机中获得广泛的应用。叉形连杆和主副连杆只在某些坦克内燃机上才被采用。
第三节、连杆的结构设计
一、连杆小头
连杆小头与活塞销连接，承受巨大的燃气作用力。连杆小头位于活塞内腔，其特点是：尺寸小，轴承比压高，温度较高（一般为100~120oC）。轴承表面相对运动速度低，且属摆动，这不利于形成油楔或承载油膜。
连杆小头的结构形式取决于活塞销的尺寸及其固定方式，一般情况下，浮式活塞销使用最广泛。连杆小头多为薄壁圆环形结构（图5-3），形状简单，重量轻，受力后应力分布比
较均匀。 图5-3 连杆小头形状
在增压柴油机上，由于燃气作用力比往复运动惯性力要大得多，作用于在小头上、下两面的载荷差别较大，为增大小头下表面的支承面积，将小头作成梯形（图5-3b）或阶梯形。在有的强化柴油机上，将连杆小头顶部的厚度作得大于两侧的厚度，以利于增大小头的整体刚度。
在二冲程内燃机上，由于小头单向受力，小头顶部的壁厚可以适当减小，以利减轻连相重量。 连杆小头在燃气压力和往复惯性力的作用下往往会产生横向和纵向的变形，其应力分布也很复杂（图5-4）。由图可见，其应力峰值发生在A-A，B-B，C-C截面处。连杆小头与杆身过渡处的形状与尺寸对小头的强度与刚度有很大的影响。由图5-5可见，当连杆小头与杆身之间采用单圆弧过渡时，其过渡处的应力峰值高，而当采用双圆弧过渡时，应力峰值就低得多。除此之外，小头衬套与活塞销之间的间隙对小头应力也有影响，间隙过大，小头载荷趋向为集中载荷，局部区域的应力峰值加大。
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图5-4 连杆小头外表面的应力分布 图5-5 连杆小头与杆身过渡处的形状对小头应力的影响 （a）单圆弧过渡； （b）双圆弧过渡。 为了耐磨，在小头孔内压入衬套与小头内孔为过盈配合。衬套材料有锡青铜（中小功率内燃机）、铅青铜（强化柴油机）及铁基或铜基粉末冶金。粉末冶金由于具有良好的减摩性、耐磨性、抗咬合性和较高的导热性，而且制造成本低（仅为青铜衬套的25~30%），而成为一种值得推广的材料。 衬套内孔与活塞之间的间隙约为0.0004~0.0015d（d为活塞销直径）。
为了校正连杆的总重量或调整大、小头的重量分配，在设计连杆小头时，需考虑留有去重部位（如图5-3中的凸起A）。
小头的外表面一般应具有拔模斜度以便于模锻。
小头衬套有时利用空心销钉来固定，空心孔还兼有作润滑油孔。衬套内孔与活塞之间的间隙约为0.0004~0.0015d（d为活塞销直径）。
小头的外表面一般应具有拔模斜度以便于模锻。 小头衬套有时利用空心销钉来固定，空心孔还兼有作润滑油孔。 二、连杆杆身
连杆杆身为连杆小头与大头的部分。高速内燃机的连杆杆身断面都作成“工”字形的。
杆身断面的高度H与宽度B就是杆身的主要结构尺IILP'2P'2寸。其一般范围为H=0.2~0.3D(汽油机),H=0.3~0.4(柴油II机).H/B=1.4~1.8。
连杆的支承在轴线（图5-6）的摆动平面内相当于铰
连杆杆身支承，在与摆动平面垂直的平面，即通过轴线的平面内相 图5-6 连杆杆身
当于固定支承。根据欧位方程，在连杆运动平面内的临界载荷为Pk??EJx/L,在与其垂直的平面内的临界载荷为Pk?4?EJy/L1,如满足Jx?4Jy，则杆身在这两个平面内几乎具有相等的刚度。实际使用上大致为Jx?2~3Jy，这是为了使连杆在垂直摆动平面内有较大的抗弯能力。
除了连杆长度以外，杆身断面的高度H与宽度B就是杆身的主要结构尺寸。其一般范围为H=0.2~0.3D(汽油机),H=0.3~0.4(柴油 机).H/B=1.4~1.8。
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为使连杆杆身受力均匀，杆身断面通常由小头至大头逐渐增大。 三、连杆大头
连杆大头与曲柄销的配合是内燃机中最重要的配合之一，大头的刚度不足往往是导致抱瓦、烧瓦、减磨材料剥落和连杆螺栓因附加弯矩而折断等一系列故障原因之一。因此连杆大头设计的核心问题是保证足够的刚度。连杆大头的尺寸不仅取决于曲柄销的直径和长度。而且还要装配时活塞组及连杆体能从气缸中“通过”。这对于缸体曲轴箱的结构尤为重要，因此连杆的设计要兼顾刚度与外形尺寸两方面。大头的外形尺寸小，可避免连杆在运动中与其它机件干涉的可能性，并有利于提高内燃机结构的紧凑性；而且较小的连杆大头可以减小旋转惯性力，这对于减小连杆轴承及曲轴轴承的负荷与磨损以到平衡重的大小都是有利的。当然连杆大头也需要足够的强度，特别要防止局部应力集中过大时，造成疲劳破坏。
为了使连杆体能通过气缸，连杆螺栓中心线应尽量靠近轴瓦，这也可以减小连杆大头所承受的弯矩。
为了避免过大的应力集中，从杆 图5-7连杆大头
身到大头的过渡应尽可能圆滑，连杆 （a）斜切口； （b）、（c）直切口； （d）过渡处的沉割槽 螺栓支承到大头的过渡处不应采用尖角，宜选用较大的过渡半径r2或沉割槽（图8-7b,d）。实验证明,适当的圆弧过渡代替圆角，最大应力可下降30~50%。
连杆大头的剖分面，一般情况下是与杆身轴线相垂直，有些内燃机为了既能增大曲柄销的直径，又能使连杆通过气缸，把剖分面作成斜切口还有利于减小连杆螺钉承受的拉伸负荷。一般说来，斜切口的连杆大头，其所连接的曲柄销的直径D2可以增大到0.67~0.80D, 而直切口的相应值只能到0.60~0.67D。斜切口的连杆不能采用螺栓连接，只能采用螺钉或螺柱，这使螺钉距离有所增加，连杆体有所削弱，而且连杆螺钉承受了剪切力。
斜切口相对于连杆轴线的斜角ψ’愈小，大头上半剖的横向宽度愈小，在连杆体能通过气缸的条件下，容许加大曲柄销直径的可能性愈大。但斜角愈小，螺钉或螺柱穿进杆身的深度也愈大，使杆身削弱过多。因此斜角一般在30o~60o之间。
斜切口的方向与曲轴转向有关（图5-8）。最大燃气压力在上止点过后产生，此时曲柄销的反作用力PR一般也达到最大，其大小为燃气作用力、往复惯性力与连杆大头旋转离心力的向量和，方向如图所示。显然在PR作用区段图示l弧段内形成油膜所要求的油压非常高，否则油膜承受不
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