上汽集团奇瑞汽车有限公司发动机部设计指南
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1总成说明
1.1连杆总成的功用
1.2 适用范围
1.3 连杆总成爆炸图
2. 连杆总成设计
2.1设计原则。

2.2主要设计参数的决定因素和最优化的目标。

2.2.1 连杆长度的确定
2.2.2 连杆小头结构
2.2.3 连杆杆身结构
2.2.4 连杆大头结构
2.3环境条件需要满足的工作温度、压力范围等相关条件
3 基本设计要求
4 影响装配位置因素
5.材料要求
5.1材料的成分
5.2材料处理方法
6、试验
6.1 主要试验设备
6.2 试验执行标准及方法
参考文献列表
1 总成说明
1.1 连杆总成的功用
连杆总成的作用上将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴。

1.2 适用范围
用于I4 1.6L CBR （87KW），I4 1.6L MPI（80KW，低成本），还有2.0L CBR VVT（104KW），2.0L MPI（95KW，低成本），2.0L DGI TCI（144KW），2.0LTCI MPI （125KW，低成本）系列发动机
1.3 连杆总成爆炸图
2 连杆总成设计
2.1 设计原则。

连杆一般由连杆体、大头盖、连杆螺栓、轴瓦和连杆小头衬套等组成。

连杆体包括连杆小头、杆身和连杆大头的上部，连杆大头的上部与连杆大头盖一起组成连杆大头。

连杆组的运动情况比较复余小头部分随活塞组作往复方线运动，大头部分随曲轴的收柄销作旋转运办杆身部分作由往复运动与摆动所组成的复合运动。

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运动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(见下图)。

上述两种载荷的大小和方向都是变化的。

此外，连杆组装配时还造成静载荷，
在小头是因压入衬套而引起，在大头则是内于拧紧连杆螺栓所引起。

由动力学分析可知．沿连仟中心线的纵向载荷F为：
式中：
Pg——燃气作用力，单位为Nt
Pf——活塞连杆组的往复惯性力，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为正值时，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面互相分离，连杆螺栓必须建装配时给予足够的拧紧力。

对于二冲程内燃机的连杆，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裁荷的值要大得多。

根据上述分析．连杆在设计时必须首先保证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。

2.2 主要设计参数的决定因素和最优化的目标。

连杆主要结构尺寸
2.2.1 连杆长度的确定
为使发动机结构紧凑和轻量化，应当根据发动机的总体布置，保证连杆在运动时不与其它机件相碰的条件下具有最短长度。

通常，连杆长度以λ=r/l来衡量，常用范围是1/3~1/3.8。

从理论上分析，连杆缩短会使活塞侧压力Pn加大，可能增加活塞与气缸的摩擦和磨损。

但是根据经验，直到λ=1/3，这种影响并不大。

2.2.2 连杆小头结构
现在高速内燃机普遍采用浮式活塞销，连杆小头在传力过程中相对于活塞销往复运动，为了耐磨，在小头孔内压入耐磨衬套。

作为初步设计，衬套孔径和宽度按名义比压q=Pz/d1B1选择，一般汽油机B1=（1.2~1.4）d1，柴油机B≈d1。

许用名义比压根据衬套材料选用。

一般发动机名义比压高达62Mpa，高强化发动机高达85~90Mpa。

连杆小头结构型式见下图。

实践表明，连杆小头到杆身的过度部是薄弱部位，该处的应力集中大。

为了缓和应力集中，宜用圆弧过度。

2.2.3 连杆杆身结构
连杆杆身普遍采用刚性较好的“工”字形断面。

考虑到连杆的弯曲应力，一般把杆身断面H从小头向大头逐渐加大，H man/H min值最大到1.3左右。

在杆身到大、小头的过度部用足够大的圆弧相连，以缓和应力集中。

2.2.4 连杆大头结构
连杆大头与曲柄销的配合是内燃机中最重要的配合之一，这一配合是通过压入连杆大头内的轴瓦来实现的，而铀瓦的可靠工作对内燃机的可靠性和寿命有很大的影响。

大头的刚度不足往往是导致抱轴、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的原因之一。

因此连杆大头设计的核心问题是保证有足够的刚度。

连杆大头的尺寸不仅取决于曲柄销的直径和长度，而且还要求装卸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，因此连杆大头的设计要兼顾刚度与外形尺寸两个方面。

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至平衡重的大小都是有利的。

当然连杆大头也需有足够的强度，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，从杆身到大头的过渡应尽可能圆滑，连杆螺栓支承面到大头
的过渡处不应采用尖角，宜选用较大的过渡半径r：或沉割槽(见下图)。

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的，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。

斜切口还有利于减小连杆螺钉承受的拉伸负荷。

一般来此斜切口的连杆大头，其所连接的曲柄销的直径D2可以增大到o．67 一o．80D，而直切口的相应值只能到o．60—o．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。

斜切口连杆
斜切口相对于连杆轴线的斜角ф’愈小，大头上半部的横向宽度愈小，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~60°之间。

连杆大头的形状和受力都较复杂，一般采用有限元法或实验应力法来测定其应力分布大头盖的构形应保证有足够刚度，以防轴瓦产生变形，为此可以采用加强筋等措施。

2.3环境条件需要满足的工作温度、压力范围等相关条件
连杆环境温度：100℃~150℃
3.基本设计要求
连杆在工作时承受三方面的力：活塞项上的气体力，活塞组和连杆小头的往复惯性力，以及连杆本身绕活塞销作变速摆动时的横向惯性力。

由于上述力的大小和方向都以工作循环为周期发生变化所以对连杆的刚度和疲劳强度都要求较高。

如果强度不够出现连杆断裂，就可能产生整机损坏的重大事故。

如果刚度不足，使大头孔变形失圆，大头轴承的润滑条件受到破坏，则轴承会发热而烧损。

连杆杆身变形弯曲，会造成气缸与活塞伯磨，引起漏气和窜机油。

4 影响装配位置因素
连杆杆身的宽度受缸孔大小的限制，保证装配时连杆体能穿过缸孔
5. 材料要求
含微量合金的钢C 70 S6 BY是锻造业内为了涨断技术而特地开发的一种材料.
5.1 材料的成分
根据EU 2000/53/EG禁用材料
不得使用以下材料：
铅（Pb）；汞（Hg）；镉（Cd）；铬AI（CR VI）
5.2材料处理方法
By处理。

“BY”是热处理的名称。

这是一种在锻造之后使用可控制的空气冷却淬火法。

5.3耐久试验之后的化学要求
能够抵抗下列物质的腐蚀和处理（在发动机里）
-燃料（汽油，柴油）根据标准EN 228；
-机油；
-机油里的添加剂；
-燃料里的添加剂（比如10%的乙醇）；
-进排气系统的冷凝剂；
-额外的灰尘，臭氧，水；
-氧化和还原。

5.4机械性能
在零件的机加工设计工作中，要评估零件的强度，硬度，噪音，振动，热性能，耐磨性能和疲劳性能，当然，如果有需要的话，这些性能指数可以更改。

5.5耐腐蚀性要求
没有特殊的要求
5.6探伤检验
制造之前所有的材料都要用超声波检验是否有材料缺陷。

有问题的材料不得使用。

6、试验
连杆疲劳试验：
6.1 主要试验设备
6.2 试验执行标准及方法
试验依据标准：GB 3075-82 金属轴向疲劳试验方法；
7.参考文献列表
7.1陈家瑞. 汽车构造.长春.人民交通出版社
7.2张锦星，原勇.汽车构造与原理.北京. 人民交通出版社。