汽车发动机曲柄连杆机构结构设计及其实例分析

【摘 要】曲柄连杆机构的运动件主要包括活塞组、连杆组、曲轴与轴承组。在进行零部件设计时，首先，要分析其工作情况及对零件的要求，然后，根据内燃机的总体设计指标以及工厂生产条件选择适当的材料，并采取适当的措施以满足提出的要求。最后，决定零件的主要尺寸，并进行强度、刚度等方面的校核计算。

【关键词】曲柄连杆；结构设计；整体稳定性；空间刚度；疲劳断裂；组合变形；强度校核；经济性

0 引言

曲柄连杆机构即活塞组、连杆组和曲轴组。曲柄连杆机构是发动机中的能源转化机构，它将化学能转化为机械能，将活塞的往复运动传递给曲轴带动外设运转。

1 曲柄连杆机构的结构设计

1.1 活塞的结构设计

1.1.1 活塞的载荷

在内燃机中，活塞组是工作强度最大的组件之一。活塞的工作条件比较恶劣，其受到的主要载荷有以下几点：

1）承受很大的机械载荷

在内燃机工作中，活塞组承受的机械载荷包括气体压力、惯性力以及由此产生的侧向作用力。

近代内燃机中，汽油机的最大气体压力Pg max约为3-6MPa，非增压柴油机Pg max值约为6-9MPa，而增压柴油机Pg max值约为13-15MPa。

由于内燃机的转速不断提高，活塞的往复运动也日益增大，一般车用内燃机活塞平均速度一般可高达9～13m/s。由于加速度很大，活塞组在往复运动中会产生很大的惯性力，同时，内燃机在速燃期，其压力升高率dp/dφ可达0.6-0.8MPa/（°）。所以对曲柄连杆机构来说，具有很大的冲击作用。

活塞各部位在机械载荷的作用下产生不同的压力：活塞顶部有动态弯曲压力，活塞销座承受拉力及弯曲，环岸承受弯曲及剪应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。

2）承受很高的热载荷

在内燃机工作过程中，内室中燃气的最高温度一般可达到2000℃左右，因为活塞顶是直接和燃气接触的，因此活塞承受的温度很高。除此之外，它还需要接受摩擦生成的热量。同时，由于活塞向汽缸壁散热的条件不好导致活塞的工作温度达到更高。内燃机活塞温度状况与很多因素有关，例如内燃机的类型、功率大小、采用的燃烧系统、活塞的结构形式以及采用的材料等。

1.1.2 活塞基本尺寸的确定

活塞的主要尺寸参数如图1所示。

图1 活塞的主要尺寸参数

1）压缩高度H■

压缩高度的选取将直接影响内燃机的总高度，以及汽缸套、机体的尺寸和质量。从图1可以看出压缩高度H■是由顶岸高度h1、环带高度h2和上裙尺寸h3构成的，即：

H■=h■+h■+h■

（1）顶岸高度h■

顶岸高度确定了第一环的位置，由于第一环最靠近燃烧室，热载荷很高，h■值应取得大些，可使第一环离燃烧室远一些，以减轻第一环槽的热载荷。但为了减小活塞组质量和降低压缩高度，以缩小活塞头部与气缸套件的间隙容积，又希望h■值取得小些。同时h■取小些，还可有利于充分利用燃烧室容积，并减小在此间隙内因不完全燃烧而产生的炭化氢。顶岸高度还受到顶部形状和冷却腔位置的影响。总之，顶岸高度的选取原则是：在满足第一环槽热载荷要求的前提下，尽量取得小些。

（2）环带高度h■

环带高度h■主要取决于活塞环数目，活塞环高度和环岸高度。在保证密封燃气和防止机油上蹿的前提下，为了减少摩擦损失、减小活塞质量和降低内燃机高度，总希望减少环数。目前中速内燃机一般用3-4道气环和1-2道油环。

（3）上裙尺寸h■

选取活塞上裙尺寸一般应使销座上方油环槽的位置处于销座外径上面，并且保证销座的强度不致因开槽而消弱，同时也不致因销座处材料分布不均引起变形，影响油环工作。

综上所述，可以得到活塞的压缩高度H■的计算方法。对大功率柴油机而言，活塞压缩高度H■的大致范围为：

d≤200mm时，H■=（0.05～0.80）d

d>200mm时，H■=（0.80～1.0）d

2）裙步高度场

活塞裙部的主要功能是引导活塞运动并承受侧压力。因此，在决定活塞裙部长度时应保证足够的承压面积，以减少比压和磨损。一般按下式校核比压q：

q=P■/D·H■

式中：P■为最大侧作用力，有动力计算求得，可近似取最大气体压力的8%-12%，N；D为活塞直径，m；H■为裙部高度，m。

一般内燃机活塞裙部比压值约为0.5-1.5MPa，强化内燃机、锻铝活塞裙部q值可达2MPa。

上裙尺寸h■和下裙尺寸h■之间应有适当的比例，也就是要合理确定活塞销座孔中心的位置，防止活塞在工作时发生倾斜而造成局部的强烈磨损。一般情况下，有下式计算：

h■=（0.60～0.75）H■

一般H■=（0.65～0.90）d，近来有缩短裙部尺寸的趋势。

3）活塞总高度H

H=h■+h■+h■

一般H=（1～1.4）d。

4）活塞销座孔直径d■

通常情况下活塞销座孔直径就是活塞销直径。希望尽量加大活塞销直径，减小销座孔、销及连杆小头孔的比压，改善活塞销的受力和润滑情况，减小活塞销的工作应力和变形。统计表明，随着缸径加大，d■/d也加大。

1.2 连杆的结构设计

1.2.1 连杆的特点分析

连杆由连杆体和连杆盖两部分组成。工作时，连杆体、连杆盖和曲轴通过螺栓和螺母装配在一起，连杆小头和活塞销通过活塞装配在一起。连杆它能够将活塞的往复直线运动转化为曲轴的旋转运动。下面介绍连杆的一些细节特点：

1）连杆共有两个互相垂直的对称面，其中一个平行于连杆的圆环形端面，另外一个则通过两端圆孔的轴线。

2）因为连杆毛坯包括连杆体上的槽和凸台都是通过锻造成型的，所以连杆体和连杆盖都具有模锻斜度。

3）连杆毛坯成型以后，主要加工表面集中在两端面和孔。

4）连杆体和连杆盖属于配对零件，需要同步加工，在装配和工作时具有唯一性。

1.2.2 连杆的设计要点

连杆主要设计尺寸如图1所示。其基本尺寸有连杆长度l、小头孔直径d■、小头宽度B■、大头孔直径d■和大头宽度B■，还有连杆工字形断面尺寸H■和B■等。

图2 连杆主要尺寸

连杆长度l是内燃机重要的尺寸参数选择之一，它的选择会影响连杆本身的设计和内燃机的总体设计。连杆长度一般越短越好，因为采用较短的连杆，可以缩短内燃机的总高度，同时增强了连杆的结构刚度。但是l减小使连杆比λ增大，使二阶惯性力增大，又由于连杆最大摆角增大，使活塞侧向力增大。

连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，多用工字形断面。中央断面的工字形高度H■与宽度B■之比多为1.4-1.8，而B■/D=0.25-0.35。现代汽油机连杆杆身平均断面积等于活塞面积的2%-3.5%。

在进行连杆设计时，要同时考虑连杆小头孔壁厚，还要注意小头到杆身过渡的圆滑性使尽量减少这里的应力集中尽量减小。连杆小头孔中压入由锡青铜板材的衬套，其厚度汽油机为0.5-1.5mm。

进行连杆大头孔形状设计时也应该要特别注意降低应力集中的要求。例如，连杆螺栓的支撑面往往是裂纹的源头，应有足够的过渡圆角，并仔细加工。连杆大头多采用平切口结构，它形状简单，结构紧凑，工作可靠。不过，从内燃机装拆方便性出发，要求连杆大头在拆卸连杆盖后能通过气缸孔。实践表明，当曲柄销直径超过0.65D时，具有足够强度的平切口连杆大头就不能满足上述要求。这时就采用斜切口连杆。

2 曲轴的结构设计

2.1 曲轴的特点分析

为了保证发动机长期可靠的工作，曲轴具有以下特点：

1）曲轴上的连杆轴颈偏置于曲轴的中心线，在连杆轴颈的相反方向上都设有平衡重，以避免曲轴旋转时，产生严重的振动。

2）曲轴上有钻通的油孔，润滑油经过油道，从主轴颈流到连杆轴颈，进行润滑。

2.2 轴的结构设计要点

曲轴从总体结构看可分为整体式和组合式两种。随着复杂结构锻造和铸造技术的进步，现代中、小功率高速内燃机几乎都采用整体式曲轴。因为它结构简单，加工容易。

为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，现代多缸内燃机的曲轴都采用全支撑结构，即每一曲拐之间都有主轴承。

为了降低曲拐旋转惯性力引起的曲轴内弯曲和主轴承的附加动载荷，即使整体看来已经动平衡的多拐曲轴也大多带有平衡块。

2.3 曲轴的形状系数计算

所谓形状系数是指曲柄上实测的最大应力与不考虑应力集中计算所得到的名义应力的比值，它与曲轴各部分的结构及尺寸密切相关。曲轴的形状系数通常根据实验应力分析法求得。

1）圆角弯曲形状系数

根据定义，弯曲形状系数可表示为：

α■=σ■/σ■

式中：σ■为曲轴圆角处实测的最大弯曲应力，MPa；σ■为弯曲应力，MPa。

2）圆角扭转形状系数

圆角扭转形状系数α■可定义为：

α■=τ■/τ■

式中：τ■为曲轴圆角出实测的最大剪切应力，MPa。

3 曲柄连杆机构设计算例

本文以四行程汽油机为研究对象，排量2.0L，最大功率112kw，转速6000r/min。下面给出曲柄连杆机构各主要尺寸参数的选定过程。

3.1 气缸直径的确定

根据所选研究对象汽油机发动机的排量为2.0L，平均有效压力：P=0.8-1.2MPa，活塞平均速度Cm<18m/s。内燃机学的基本计算公式如下：

P■=P■·V■·i·n/30τ

？自■=S·n/30

V■=D2·S·π/4

式中：P■为发动机的有效功率；P■为发动机的平均有效压力，依据研究对象为0.8-1.2MPa；V■为气缸的工作容积，依据研究对象为0.5L；i为发动机的气缸数目，本文中为4；n为发动机的转速，本论文中为6000r/min；？自■为活塞的平均速度，本文中<18m/s；S为发动机的行程；D为发动机气缸直径；τ为发动机的行程数，本文中为4。

将上诉条件代入上述三式得：

85=■

计算化简后取D=85mm，S=90nun。

3.2 缸径行程比S/D

汽油机S/D的取值范围为0.8-1.2，本文中S/D=1.06。

3.3 缸心距的确定

由于汽油机缸套的缸心矩LO/D为1.12-1.24，所以初选LO/D=1.2，得LO=102mm。

3.4 活塞主要尺寸的确定

根据活塞的主要尺寸比例如表1所示，确定活塞主要尺寸：

表1 活塞主要尺寸比例

活塞高度H=D=85mm；压缩高度H1=0.8D=68mm；顶部高度h=0.07D=59.5mm；环带高度取15mm。

活塞顶部厚度σ为0.06～0.10D，取σ为6mm。

活塞头部要安装活塞环，侧壁必须加厚，一般取（0.05-0.10）D，取0.1D，厚度则为8.5mm。

为改善散热状况，活塞顶与侧壁之间应该采用较大的过度圆角，一般取R=0.05-0.10D，则圆角半径取为4mm。

活塞销座间距B一般取0.35-0.40D，则取活塞销座间距为34mm。

活塞销外径d一般取0.25-0.30D，则取d=0.3D=25.5mm。

活塞销内径d2一般取0.48-0.6d，则取d2=12.8mm。

活塞销长度l一般取0.9-0.95D，则取l=80mm。

3.5 连杆主要尺寸确定

连杆长度L与结构参数λ=R/L有关，根据本文研究对象的参数，选择λ=0.28则取L=134mn。

连杆小头孔内径R11=0.12-0.15D，本文取为12mm。

连杆大头孔内径R22=0.45-0.60D，本文取为48mm。

3.6 曲轴主要的尺寸确定

根据前面的计算我们知道：曲轴是全支承的，曲轴对称布置，但是平衡重是不对称布置的，曲轴半径R=38.7mm，连杆长度l=133.45mm。根据有关曲轴各部分的主要结构关系，曲轴轴颈的外径我们取下列曲轴曲拐的主要参数：

D4=0.62D=52.7，长度l1=0.3D=25.8mm。

连杆轴颈的外径D3=0.59D=50，1max=0.5D=42.5mm；

曲柄臂的计算截面，宽度b=1.0D=85mm，厚度h=0.2D =17mm。

4 结束语

总之，随着汽车行业的不断进步对汽车各种性能要求也在不断提高。低噪声发动机的设计已成为一个重要的研究方向，其中研究的重点是具有高平衡性的曲柄连杆机构。

【参考文献】

[1]夏长高，王凌云.车用发动机曲柄连杆机构动力学分析[J].拖拉机与农用运输车，2004（5）：29-32.

[2]高秀华，郭建华.内燃机[M].北京：化学工业出版社，2006.

[责任编辑：王静]

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