连杆部件设计规范2010-10-31 - 图文

零部件设计手册 EDS-6200-A

连杆部件设计手册

（内部资料）

版本 修改记录 编制人 审核人 曾小春 批准人 段翔 日期 20101031 第一版 新版制订 姜立镇

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目 录

一、连杆部件的作用及工作条件

二、连杆部件主要结构型式

三、连杆部件的材料选择

四、连杆部件的表面处理

五、连杆部件的设计要点及相关计算

六、连杆部件潜在失效模式

七、连杆部件DV试验及试验目的

八、连杆部件评价标准（或设计准则）

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一、连杆的作用及工作条件

连杆把活塞和曲轴连接起来。连杆小头与活塞销连接，并与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲轴的曲柄销连接，和曲轴一起作旋转运动；连杆的其余部分则作复杂的平面运动。作用于活塞上的力经连杆传给曲轴。

连杆大头必须具有足够刚度。刚度不足是导致轴瓦发生抱轴、烧瓦、减摩材料疲劳剥落和连杆螺栓断裂等一系列故障的原因之一。因此连杆大头的设计应使连杆大头具有足够的刚度，杆身与大头之间具有平滑的过渡。如果强度不足，在发动机运转过程当中一旦发生连杆杆身、大头盖和连杆螺栓断裂，就会使机器遭到严重的破坏。

连杆大头轴承的润滑性能也决定了能否正常工作和承载。

连杆的最大拉伸应力出现在进气冲程上止点附近，最大的压缩应力出现在膨胀冲程上止点附近。

二、连杆主要结构型式

1. 大小头孔直径及宽度取决于活塞、活塞销、曲轴的设计

2. 连杆大小头孔中心距，取决于总体的设计，原则上尽可能取短值以减少机器的总高和增

强连杆的刚度，但是也要平衡选择，因为短的连杆会使活塞侧向力大、曲轴平衡块可能

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碰活塞的裙部，目前推荐值曲柄连杆比λ在0.28-0.32之间（其中JMC产品中E802的为0.32、 JX493系列的为0.32、 puma2.4的为0.31）。

3. 杆身从弯曲刚度和锻造工艺考虑一般为工字形断面，断面积与活塞面积比柴油机在

3%-5%（JX4D30的为4.7%），汽油机在2%-3.5%。

4. 小头及衬套，设计时优先采用楔形结构以尽可能的加大承压面积，小头衬套多用含铜的

表面合金层的钢卷制而成，内表面开T形润滑油槽。

5. 大头剖分形式及定位，剖分主要有平切口和斜切口，当曲柄销直径大于0.65D（D为气

缸直径）需用斜切口。平切口常用定位销、螺栓杆定位，斜切采用止口或锯齿定位，现在的胀断工艺可形成不规则的断面来定位。

三、连杆的材料选择

高速柴油机的连杆一般用碳钢或合金钢模锻而成，常用材料有45、45Mn、40Cr、35CrMo、42GrMo、胀断连杆常用C70S6，锻后须经过调质处理，控制硬度在HBS217-320，还可通过喷丸处理进一步提高连杆的疲劳强度，成品须经磁力探伤。

合金钢有较好的综合机械性能，但是当存在产生应力集中因素时，它的耐疲劳能力急剧下降，所以合金钢连杆的形状设计、过渡圆滑性、毛坯表面质量等必须给予充分的重视，另外连杆纵向断面内宏观金相组织要求金属纤维方向与连杆外形相符，纤维无紊乱中断现象。

四、连杆的表面处理

连杆一般用钢锻造，机加工前要经过调质处理（淬火后高温回火），以得到较高的综合机械性能，即强又硬，为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理，锻件锻后一般要经过BY（锻后冷控），以达到合适的硬度，一般硬度：HB10/3000 250～295，同一只连杆表面硬度差应不大于15 HB，断面硬度差应不大于15 HB。另一种工艺是粉末冶金连杆，使用较少。

五、连杆的设计要点及相关计算

设计要点

1. 在确保足够的强度和刚度的条件下尽量减轻其质量

2. 注意过渡圆角及细节的设计，特别是连杆小头与杆身的过渡圆角和连杆大头盖的螺栓支

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撑面的过渡圆角的设计，防止应力集中。

3. 必须根据总体设计的要求合理确定结构参数和连杆体与连杆盖的剖分形式。

4. 轴瓦的定位方式有止口定位和过盈定位，如 JMC产品中puma系列的都是靠过盈定位

的，而JX4D30和JX493的都是靠止口定位。 相关计算

1.连杆小头结构设计

现代高速发动机上连杆小头一般采用薄壁圆环形设结构，这种结构简单轻巧，制造方便，工作时应力分布均匀。

设计连杆小头的任务是确定其结构尺寸（小头轴承孔直径d1和宽度B1、外形尺寸D1和衬套外径d）和润滑方式，其中d1和B1已在活塞组设计中确定，一般汽油机B1=（1.2-1.4）d1，柴油机B1约等于d1。承压面的比压q?p?F, q的许用值一般为620bar，高强化发

d1?B1动机为850-900bar，比压过大时，可把小头做成楔形或阶梯形，以增大受力侧承压面。小头到杆身过渡处的形状及尺寸对小头的强度、刚度影响很大，应采用合适的过渡加强结构。为改善磨损，小头孔处要以一定的过盈量压入耐磨衬套。

小头轴承由于比压较大，滑动速度低，一般不能形成理想的液体润滑，目前大多采用飞溅供给润滑油，因为交替的载荷引起活塞销相对连杆的上下移动，这个泵油作用可促成油膜恢复，故连杆小头和衬套上应开有油孔或油槽。

2.杆身的结构设计

杆身承受交变载荷，可能产生疲劳破坏和变形，连杆高速摆动时的横向惯性力也会使连杆弯曲变形，因此杆身必须有足够的断面积，并消除应力集中因素，常用工字形断面，经验设计尺寸如下：H/D=0.2-0.3(汽油机)，0.3-0.4（柴油机）。高宽比H/B=1.4-1.8。B=

1DS. 6其中D、S分别为气缸直径和冲程。为使连杆小头到大头的传力均匀，一般把杆身断面H由小头到大头逐渐增大，Hmax/Hmin值最大达1.3左右，杆身到小头和大头的过渡处须有足够大的圆角半径。 3.连杆大头设计

大头的结构尺寸基本上决定于曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度δ2、和连杆螺栓直径dm。其中D2、B2根据曲轴强度、刚度和轴承承压能力。在曲轴设计中确定，连杆螺栓尺寸则根据强度设计，

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为提高大头的结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离应尽量小，对平切口连杆，C=（1.24-1.31）D2，螺栓孔外侧壁厚一般不应小于2mm，否则连杆大头的刚度将过小，受拉时易产生椭圆变形。在高中速柴油机中，广泛采用D2＞（0.65-0.7）D，这时为了使连杆大头在拆下连杆盖时能从缸孔中抽出，这时采用斜切式，斜角在30°-60°之间。大头盖的定位方式分为：1.止口定位 2.销套定位 3.锯齿定位 4.舌槽定位 5.涨断面啮合定位 5. 螺栓的拧紧方式

A. 扭矩拧紧法

扭矩拧紧法式最常用的螺栓拧紧方法，操作简单、直观。但散差很大，波动极限约为±40%，所以如果采用扭矩法拧紧螺栓，其计算载荷需要1.3倍最大工作载荷。拧紧螺栓时的拧紧力矩计算如下：

M?1.3?KQd?10?3 （14）

式中：

M——拧紧力矩 Q——预紧力 K——计算系数 d——螺栓的公称直径 B. 旋转角度拧紧法

旋转角度拧紧法可以使预紧力的分散度降到±15%.具体做法是，先对螺栓施加一密合扭矩，使各接触面接触良好、密实，然后继续将螺母旋转一定角度，使螺栓接近塑性变形状态。

施加初始（密合）扭矩的目的是为了保证连接面处于密合状态，一般说它造成的轴向力约占总预紧力的±20%。旋转角度θ是这样计算的，若螺栓接近屈服的预紧力P已知，则刚度为c1的螺栓伸长量为λ01，刚度为c2的被连接件的压缩量为λ02，即有：

P?c1?01?c2?02则螺母旋转角为：

（15）

??360?式中： s——螺纹的螺距 C. 螺栓伸长量计算法

?01??02s （13）

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螺栓伸长量计算法可以控制误差范围为±3.5%,缺点是需要测定装置，带来很多不便，有些螺栓根本无法测得伸长量。由下列公式可得：

P??l?iFiE （14）

式中：

li——螺栓不同直径各段的长度，其中头部和螺母一般都从中点算起 ——螺栓不同直径各段的截面积

Fi E——螺栓材料弹性模数（厂家提供的数据为11.7~12.0GPa，一般查的数据为206GPa）

?——螺栓的预变性量

?li?537.724Fi

拧紧螺栓方法有三种，力矩拧紧法方便但准确度不高，螺栓伸长量计算法准确度高但不方便，只有旋转角度拧紧法方便且准确度较高，常用的是使螺栓达到90%的塑性变形，以保证所需的轴力。

5.中心距分组

为了达到配合精度，同时降低对加工工艺的要求，可对连杆中心距分组

六、连杆潜在失效模式

1. 将活塞传来的气体力传递给曲轴

失效模式1.连杆杆身由于疲劳而断裂 2.小头断裂 3.塑性变形

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后果：发动机严重受损，不能正常运转

可能原因：1.大头孔、曲柄设计不合理2.材料选取、热处理方式不当。3.制造中存在初始裂纹。

2. 为连接螺栓提供安装螺栓孔

失效模式：螺钉断裂，连杆与盖脱开，撞击机体，此时活塞向上冲击气缸盖，向下与曲轴、机体相撞

可能原因: 1.超速 2. 缺油或断油使0.3mm厚的铅青铜合金轴瓦（包括镍栅）已荡然无存，轴瓦背被撕成粉碎性碎片且完全变色 3.螺栓沉孔存在应力集中。4.材料强度不足。

3.失效模式：大头孔失圆，使连杆轴承的润滑受到影响，杆身在曲轴轴线平面内弯曲，使活塞在气缸内歪斜，造成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨，活塞组与气缸间漏气、窜

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油

可能原因：连杆刚度不足。

七、连杆DV试验、目的

1. 材料化学成分及金相检验

按GB/T13320-91金相组织评级图及评定方法 2. 锻件材料的机械性能检验

按GB/T228-2002金属材料室温拉伸试验方法 3. 全尺寸检测

按图纸标准

4. 毛坯内应力（方法，接受标准）

锻件内应力检验的方法及限值如下：内应力评价指标测量方法：将连杆锻件加工至胀断前尺寸，测量连杆大头孔内径尺寸，然后将连杆大头一侧用线切割切开，测量及切开位置如三图所示，按图三位置测量连杆大头孔内径，一般切开前后大头孔的内径尺寸差应小于0.06mm。

图 连杆内应力检验位置

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5. 连杆产品疲劳试验，国标标准

连杆疲劳试验规范，GB/T4336-2002，检验连杆的抗疲劳能力 6. 连杆总成理化性能及质量检测

分脱碳层：GB 224-87 钢的脱碳层深度测定法：≤0.1mm 不允许有完全脱碳 晶粒度：ANSI/ASTM E 112-81金属的平均晶粒度评定图：≥5级或更细 夹杂物：GB 10561-89 钢中非金属夹杂物显微评定方法

A≤4,B≤2,C≤1,D≤1

流线（宏观组织）：QC/T527-1999汽车发动机连杆技术条件：

连杆纵向剖面上的金属宏观组织的纤维方向应沿着连杆中心线并与连杆外形相符，无絮乱及间断现象倍组织

磁粉探伤：JB/T6722-93允许有裂纹 7. 发动机总成耐久 8. 整车耐久

八、连杆评价标准（或设计准则）

1、典型部位许用应力如下表：MPa (视连杆材料而定，极限应力要材料疲劳极限）

部位 连杆杆身应力幅 连杆小头 无应力集中处 有应力集中处 连杆大头 无应力集中处 有应力集中处 300 200 250 170 工作转速范围内 250 550 350 450 300 超速工况时

2、连杆大头轴承

★连杆大头轴承承载合适，满足轴承材料的使用要求。通常，在民用车发动机上，中高级轴瓦的液动油膜压力小于150MPa左右，粗暴接触压力小于50MPa左右。最小油膜厚度则取决于轴颈与轴瓦的表面粗糙度情况。

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3、连杆轴承过盈量

★轴瓦过盈量不足，在冲击负荷作用下瓦背与大头孔表面反复错动，将会引起背面摩擦锈蚀和损坏。过盈量太大，瓦背发生塑性变形，同样会导致配合松动。故其数值必须合理选择，严格控制。不同尺寸和配合的轴瓦过盈量应根据尺寸链和CAE计算和选择。

★在螺栓预紧力作用下，分型面处的最大位移应不大于轴瓦瓦口的削薄量，以满足大头孔的圆柱副要求。

4、 连杆疲劳强度

★在最大超速的拉工况下，分型面处不能出现分离，接触压强应大于0。

★连杆应力应不超过材料的使用要求，疲劳安全系数FOS≥1.5-2.0

5、 胀断连杆的接受标准（柴油机）

★ 胀断面的金属掉渣应小于4个且为片状，厚度不大于2mm，最大掉渣不大于10mm2; ★ 胀断面上不允许有次级裂纹，胀断面上微观几何轮廓峰或谷的高度应不大于2mm; ★ 胀断面在拧入螺栓前需清渣处理，清渣后胀断面上不允许有可松动的金属颗粒杂质； ★ 连杆每个外侧壁允许存在一个可见掉渣区域，其长度不大于4mm,宽度不大于2.5mm,厚度不大于3mm.

参考文献：

1.《燃机设计》杨连声

2.《高速柴油机结构设计概要》上海内燃机研究所 3.《连杆毛坯技术标准》JMC

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3、连杆轴承过盈量

★轴瓦过盈量不足，在冲击负荷作用下瓦背与大头孔表面反复错动，将会引起背面摩擦锈蚀和损坏。过盈量太大，瓦背发生塑性变形，同样会导致配合松动。故其数值必须合理选择，严格控制。不同尺寸和配合的轴瓦过盈量应根据尺寸链和CAE计算和选择。

★在螺栓预紧力作用下，分型面处的最大位移应不大于轴瓦瓦口的削薄量，以满足大头孔的圆柱副要求。

4、 连杆疲劳强度

★在最大超速的拉工况下，分型面处不能出现分离，接触压强应大于0。

★连杆应力应不超过材料的使用要求，疲劳安全系数FOS≥1.5-2.0

5、 胀断连杆的接受标准（柴油机）

★ 胀断面的金属掉渣应小于4个且为片状，厚度不大于2mm，最大掉渣不大于10mm2; ★ 胀断面上不允许有次级裂纹，胀断面上微观几何轮廓峰或谷的高度应不大于2mm; ★ 胀断面在拧入螺栓前需清渣处理，清渣后胀断面上不允许有可松动的金属颗粒杂质； ★ 连杆每个外侧壁允许存在一个可见掉渣区域，其长度不大于4mm,宽度不大于2.5mm,厚度不大于3mm.

参考文献：

1.《燃机设计》杨连声

2.《高速柴油机结构设计概要》上海内燃机研究所 3.《连杆毛坯技术标准》JMC

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