关于柴油机连杆设计

1.1 课题的意义及主要工作 1.1.1 课题的背景和意义

近百年来，柴油机因其功率范围大、效率高、能耗低，在各型民用船舶和中小型舰艇推进装置中确立了其主导地位。新材料、新工艺、新技术的不断开发使用，为柴油机注入了新的活力，使其在动力机械，尤其在船舶动力方面依然发挥着无法替代的作用。据统计，在 2000吨以上的船舶中， 柴油机作为动力的超过 95％，预计这一情况仍将持续下去。受油价的影响，以及一些柴

1油机的缺点（比如烟度和噪声）被一一克服，现在在乘用车市场，柴油动力开始渐渐显示其独特魅力。

但是，由于受各种因素的影响，我国的柴油机研究还是落后于世界先进水平。经历多年的市场实践，国内柴油发动机生产企业已不再满足于凭借引进产品获得市场上的暂时领先，而认识到核心技术是最关键的，只有通过引进、消化、吸收的途径，自己掌握了核心技术，企业才会有发展后劲并获得可持续发展的条件。随着我国造船事业的进一步发展，作为船舶配套中最重要的一个环节，柴油机技术的发展瓶颈已日益凸显。因此，必须研发具有我国自主知识产权的柴油机，以提高我国船舶制造的国产率。

发动机是船舶的心脏，而发动机连杆则是承受强烈冲击力和动态应力最高的动力学负荷部件，其在工作中承受着急剧变化的动载荷，再加上连杆的高频摆动产生的惯性力,会使连杆杆身发生形变，轻则会影响曲柄连杆机构的正常工作,使机械效率下降。重则会破坏活塞的密封性能，使排放恶化，甚至造成活塞拉缸、拉瓦，使发动机无法正常工作。因此对其刚度和强度提出了很高的要求。

以往，连杆的的制造以铸造法和锻造法为主；20世纪80年代以来，由于采用粉末锻造法大批量生产的粉锻连杆具有力学性能优、尺寸精度高、质量较轻及质量偏差很小等特点，因而相继在发达国家快速发展，逐渐取代铸造和锻造连杆2。而高密度烧结法制造连杆也快速发展，并具有良好的力学性能。

1.1.2 主要工作

本课题的工作可以分为三大部分。第一部分为连杆的结构和基本尺寸的设计过程；第二部分为运用UG对所设计的连杆进行三维建模装配；第三部分为柴油机连杆的有限元分析及强度校核。

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1.2 柴油机数字化建模技术

采用三维模型进行产品开发，其过程如同实际产品的构造或加工“制造”装配过程一样反映产品复杂的几何形状及相互之间的位置或装配关系，使产品开发过程更加符合开发工程师习惯和思维方式。这样，工程师可以更加专注于产品设计本身，而不是产品的图形表示。利用三维装配模型实现动态模拟后，可以进行干涉检验，还可以观察模型中某点的运动轨迹，绘出位置速度、加速度曲线，并分析其运动特征，为相关计算提供依据，保证了产品开发的可靠性，同时有利于缩短产品的开发周期。

目前，我国船舶柴油机的研发、生产制造已具有一定的基础，具备了一批科研、开发、试验、制造等基础设施条件。表现在各研发机构和生产部门在单项上基本积累了初步的研发、制造经验，引进了一些较为先进的计算设计仿真软件。但是，由于国内研发体系起步较晚，技术深度不足，总体技术水平还是较差。

数字化设计技术是实现大型复杂装备系统快速研制的必要手段。本课题对数字化设计在船用柴油机设计中的技术进行基础性研究，并将该技术应用于某型柴油机的研发中，这对船用柴油机实现设计、制造的集成 ，缩短柴油机研制周期 ，降低研发成本，实现我国船舶工业跨越发展有着一定的推动作用。

1.3 有限元分析法在产品设计中的应用

当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩短了设计周期，而且也大大提高了设计精度。连杆是发动机中重要零件，也是易发生故障的零件，目前对它的设计、分析已广泛地采用有限元法3。

1.4 本章小结

本章主要介绍了本课题的工程研究背景和主要工作，并简单介绍了数字化建模技术和有限元分析在柴油机连杆设计校核方面的应用。

第二章 连杆结构设计特点及基本加工工艺

2.1国内外研究现状及存在的问题

2.1.1 船用高速柴油机的特点及发展现状

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近年来，我国船用柴油机的技术水平获得较大发展，通过技术引进，不但使我们掌握了国外柴油机先进技术，同时对我国柴油机制造工厂进行了相应的技术改造，补充和更新了一批关键工艺装备，健全了工厂的基础设施，加强了质保管理系统，相应培养了一批专业人才，积累了他们对先进柴油机的制造和试验的经验，在消化、吸收国外先进技术同时，给我国自行研制柴油机奠定了良好的基础。与此同时，在各研究设计院所、高等院校和制造企业通力合作下，我国也研制了不少新一代船用柴油机产品，通过大量研究和试 制工作，也取得 了不少丰硕成果。

80年代初以来，我国陆续引进了一些较先进机 型的生产许可证，如 Deutz MwM604B和 234，$20， ATL25，DL22，SEMT Pielstiek PA6 和 PC2，MTU331／396等，1991年又引进了 MTU956／1163．02。其中，有的机型已投产，有的正在准备投产，这些对我国柴油机的发展起到了积极作用。在吸收国外先进技术的同时，我国对老机型作了改进提高，如 12VE230柴 油 机 将 功 率 从 1618kW 提高到 2426kW，同时也开发了一些新机型。但总的说来， 我国现有的船用柴油机主要技术指标如强载度、可靠性和燃油消耗率等与国外先进机型相比，尚存在不少差距1。

我国船用中高速柴油机产业发展现状是：设计、研究和生产体系初具规模，总体水平不高，关键零部件制造工艺落后，达不到高质量水平。

2.1.2 连杆设计制造的现状与特点

随着汽车、船舶等工业制造技术的发展，对于发动机的动力性能及可靠性要求越来越高，而连杆的强度、刚度对提高发动机的动力性及可靠性至关重要，因此国内外各大发动机研制公司对发动机连杆用材料及制造技术的研究都非常重视。

目前，碳素钢和合金钢连杆、非调质钢连杆、粉末冶金连杆、钛合金连杆等都有很广泛的应用，但在力学性能、生产成本等各个方面又各有优劣。非调质钢由于其材料的成本不高，作为一种廉价的节能钢种，非调质钢正在逐步地取代调质钢，国外几乎完全采用非调质钢生产连杆。随着发动机轻量化的要求，连杆的设计应力提高，中碳锰钒系列非调质钢的强度无法满足要求，目前德国在该钢种的基础上开发了强度级别更高的钢种，正在推广应用。粉末烧结锻造连杆的特点是经济效益显著，一般认为粉末烧结锻造连杆与锻钢连杆相比，材料可节约40%，生产成本可降低10%，能源消耗可节；但前些年由于金属粉末的种类极少，又受到成本的限制，发展不快。钛合金连杆可大幅度地降低连杆的质量，但金属钛的抗拉强度比较低2。

高强度、轻量化、低成本是发动机连杆的发展趋势，我国的发动机锻钢连杆制造技术与国外差距不大，但在连杆轻量化方面还相当落后。我国的钛合金连杆、纤维强化铝合金连杆、粉末冶金锻造连杆的研究才刚刚起步。

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虽然连杆加工本身所包括的工艺内容并不复杂，但由于材质、外形尺寸以及要求的加工精度，经常给加工带来不少困难。锻造毛坯的精度及刚性差、孔加工的精度低、连续带状切屑的断屑、平面加工的毛刺、因夹压和内应力的重新分布而产生的几何变形等，是加工工艺长期以来需要研究和解决的主要技术问题。所以，连杆的工艺设计只有通过现场的不断改善，才能最终达到设计的目标。

2.2 连杆的结构设计特点分析

在分析连杆的设计结构之前,应充分了解连杆的运动情况和受力情况。

2.2.1 连杆的运动分析

连杆是柴油机传递动力的主要运动件,在机体中作复杂的平面运动,连杆小头随活塞作上下运动,连杆大头随曲轴作高速回转运动。连杆杆身在大、小头孔运动的合成下作复杂的摆动。其作用是将活塞顶的气体压力传给曲轴。又受曲轴驱动而带动活塞压缩气缸中的气体4。

2.2.2 连杆的受力分析

连杆组在工作时工作条件恶劣承受着三方面的作用力； (1) 气缸内的燃气压力；

(2) 活塞连杆组的往复运动惯性力； (3) 连杆高速摆动时所产生的横向惯性力。

这三种力的大小和方向随着曲轴转角的变化而不断地变化4。综合起来的结果使连杆处于一种交变的复杂受力状态。

由于连杆为一细长杆件，当受压缩和横向惯性力作用时，若连杆杆身刚度不足，则会产生弯曲变形。若在垂直于摆动平面内发生弯曲，则危害更大，造成轴承不均匀磨损，甚至烧瓦。

2.2.3 连杆的结构分析

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连杆组一般由连杆体、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3。连杆结构如图2-1所示：

1- 连杆衬套 2- 连杆小头 3- 连杆杆身 4- 连杆螺钉 5- 连杆大头 6- 连杆轴瓦 7- 连杆端盖 8- 连杆轴瓦凸键 9- 连杆轴瓦定位槽

图 2-1 连杆结构图

连杆把活塞和曲轴连接起来，连杆小头与活塞销相连接，并与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连接，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。

连杆必须具有足够的结构刚度和疲劳强度。在力的作用下，杆身应该不致被显著压弯，连杆大小头也应该不致显著失圆。杆身弯曲会使活塞相对于气缸、轴承相对于轴颈发生歪斜；也的失圆会使轴承失去正常配合3。如果强度不足，在发动机动转过程中一旦发生连杆杆身、大头盖和连杆螺栓断裂，就会使机器受到严重的破坏。

2.3 连杆的工作条件和设计要点

连杆在高速运动中承受由活塞组传递的气缸压力和往复惯性力的反复压缩和拉伸，由此可能产生疲劳破坏，是内燃机主要受力运动件之一。连杆大小头轴承的润滑条件苛刻，工作中反复受到挤压和冲击3。

“小体积、大功率、低油耗”是高性能柴油机对连杆提出的基本要求，其设计要点如下： (1) 在确保足够强度和刚度的条件下尽可能减轻外形尺寸和质量；

(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及连杆大头盖的螺栓支承面的过渡圆角设计，防止应力集中；

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(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。

2.4 连杆的材料性能及特点

柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤其是大功率柴油机的工作条件更差，因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。这就要求在连杆材料的选择上针对具体的柴油机而采用高强度材料并辅以综合措施。

目前用于连杆的材料多为中碳钢，而对大功率柴油机连杆则多采用高强度合金钢。柴油机连杆选用中碳合金优质钢，选用中碳合金钢是因为它经过调质热处理之后能够发挥良好的机械性能加进少许合金元素是为了再提高其机械性能在钢中加入锰元素使钢具有较高的拉伸强度极限、较高的硬度及较好的韧性；加入少量铬不但能大幅度提高拉伸强度极限和硬度，还能增加钢在热处理时的稳定性；钼加入钢中能使钢具有较大的强度极限、屈服极限和很好的塑性4。这种钢经过热处理后具有纤维断面,这对受冲击、受交变载荷的连杆特别有用。

2.5 本章小结

本章内容主要是为了连杆的设计与计算作铺垫，对连杆设计结构特点进行了简要地分析，并说明了连杆的工作条件和设计要点，同时对连杆用材料进行了比较与分析。

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第三章 连杆的基本设计

3.1 连杆结构及长度的确定

单列式柴油机的连杆，根据大头的结构一般可分为平切口、斜切口连杆及分体式连杆。多列式柴油机的连杆有并列连杆、叉形连杆、主副连杆等类型。

本论文所设计的某船艇用柴油机已知的技术参数数据为： 功率P=190KW 转速 n=2500r/min 六缸水冷 四总程 直列 缸径 D=130mm 行程123.5mm 单缸容积 1.64L 六缸排量9.84L 平均有效压力 0.927MP 缸心矩 169mm 曲柄半径 61.75mm 连杆长 221.5mm 压缩比 16 增压度 30

连杆的长短直接影响到柴油机的高度及侧压力的大小,较长的连杆能使惯性力增加,而同时在侧压力方面的改善却不明显。因此在柴油机设计时,当运动件不与有关零部件相碰时,都力求缩短连杆的长度。

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连杆长度L（即连杆大小头孔中心距）与结构参数Rl（R为曲柄半径）有关。连杆长度越

短，即越大，则可降低发动机高度，减轻运动件重量和整机重量，对高速化有利，但大，使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸相碰的可能性。

在现代高速内燃机中，连杆长度的下限大约是l=3.2，即=1/3.2，上限大约是l=4R。连杆长度的确定必须与所设计的内燃机整体相适应，连杆设计完成后应进行零件之间的防碰撞校核，应校核当连杆在最大摆角位置上时是否与气缸套的下缘相碰，以及当活塞在下止点附近位置上时活塞下缘是否与平衡重相碰，它们之间的最小距离都不应小于2～5毫米4。

在机体的设计中，已经根据要求设计出连杆长度为221.5mm。

3.2连杆小头的设计

3.2.1 小头结构型式

现代内燃机绝大多数采用浮式活塞销，也就是说，在运转过程中活塞的销座中和在连杆的小头中都是能够自由转动的。

本连杆的小头的设计采用薄壁圆环形结构，优点是构形简单、制造方便，材料能充分应用，受力时应力分布较均匀4。连杆小头的构造如图3-1所示：

图 3-1 连杆小头结构型式

3.2.2 小头结构尺寸

小头主要尺寸为连杆衬套内径d和小头宽度b1（通常小头和衬套制成同样的宽度）。b1取决于活塞销座间隔b。

连杆小头主要尺寸比例范围大致如下： D=(0.28～0.42)D

=(04～0.08)d

d1=(0.9～1.2)d d2=(1.2～1.4)d1

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根据《柴油机设计手册》要求4，初步设计连杆小头的主要尺寸为： 连杆小头衬套内径 d=50mm,

小头衬套厚度 =2.5mm 宽度同小头同宽 小头孔径 d1=55mm 小头外径 d2=70mm 小头宽度 b1=48mm 小头油孔直径 d0=6mm

3.2.3 连杆衬套

衬套与连杆小头孔为过盈配合，青铜衬套与活塞销的配合间隙大致在（0.0004～0.0015）d的范围内，在采用粉末冶金衬套时，由于衬套压入后，内径会缩小，因此配合间隙应适当放大，一般大致在（0.0015～0.0020）d。在四冲程柴油机中，为减少小头轴承的冲击负荷，间隙应尽量取小些，以不发生咬合为原则4。

在小头上方开有集油孔或集油槽，靠曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑。润滑油的均匀分布可通过衬套上开布油槽来达到。

设计衬套宽度与连杆小头等宽，厚度为2.5mm，选用铅青铜材料。

3.3 连杆杆身

连杆杆身的截形十分重要,它应能在保证强度的前提下有尽量较轻的重量,此外,还要有利于该截面形状向大端、小端的过渡,因此柴油机连杆杆身常采用工字形截面。连杆杆身采用工字形截面，其长轴位于连杆摆动平面，这种截面对材料利用得最为合理。

连杆杆身截面的高H一般大约是截面宽度的1.5～1.8倍，而B大约等于（0.26～0.3）D(D为气缸直径)。为了使杆身能与小头和大头圆滑过渡，杆身截面是由上向下逐渐增大的。杆身的最小截面积与活塞面积之比，对于钢制连杆来说大约是在

125130的范围内4。

根据《柴油机设计手册》要求，本连杆设计的杆身尺寸为： 杆身高度H=48.8mm 杆身宽度B=32mm ht=6mm

3.4 连杆大头

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3.4.1 大头结构型式

连杆大头为了与曲轴相配，都用剖分式结构。从结构简单、对称和刚度、强度出发，连杆体与连杆盖的剖分面一般均垂直连杆轴线，称为平切口连杆。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应能通过所缸孔，即B0图3-2 平切口连杆的基本型式

在本设计中的某船艇用柴油机中，由于曲柄销的直径D2=80.6mm,缸径D=130mm,

D2D=0.62<0.65，所以采用平切口连杆。

3.4.2 大头尺寸

大端孔径主要取决于曲柄销直径及连杆轴瓦厚度，根据《柴油机设计手册》要求4，本连杆设计的大头主要尺寸为：

连杆大头轴瓦厚度 =3mm, 大头孔径 D1=80.6+3×2=86.6mm 大头宽度 b2=51mm

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螺栓矩 L1=(1.20～1.30)D1 取 L1=108=1.272D1

螺栓孔外侧边厚不小于（2～4）mm 取螺栓孔外侧边厚3mm 连杆大头高度 H1=H2=0.50D1=43.3mm

3.4.3 大头定位方式

平切口连杆采用螺栓定位方式，可防止连杆体和连杆盖安装错位，连杆螺栓不承受剪切作用。 本设计所采用的连杆是M12类型。

3.5 过渡区

连杆的过渡区域需要较大的过渡半径。连杆小端工作时,下半部主要承受燃气的爆发压力,而上半部则承受着活塞组的往复惯性力,所以连杆小端到杆身的过渡结构对小端的强度有很大的影响,其切点处常常是应力高峰值的所在地,因此小端和大端与杆身连接处采用大圆弧过渡,一方面提高小端与大端的刚度,另一方面也减少了这些地方的应力集中。

3．6 本章小结

本章内容是本论文的关键部分，概据已知的船艇用柴油机性能特点，严格按照《柴油机设计手册》，进行该柴油机连杆的设计，选定了连杆的结构型式、大小头及杆身的结构和尺寸，以及润滑方式、定位方式等，是以下几章三维建模和计算校核的基础。

第四章 连杆三维模型的建立

根据上一章已经设计出来的连杆结构和尺寸，运用UGNX3.0进行三维建模。因为过程中有很多的步骤，不可能一一详列，故本论文省略了一些小的过程，只将建模的一些关键过程记录下来12。

4.1 建立连杆大小头及杆身

⑴ 建立新文件

选择菜单中的【文件】→【新建】命令，出现【新建部件文件】对话框，在【文件名】栏中输入“liangan01”，选择【单位】栏中的【毫米】，单击【确定】。

⑵ 绘制连杆俯视图轮廓线

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① 调用建模模块

选择菜单中的【应用】→【建模】命令进入建模模块。 ② 环境参数设置 ③ 绘制基本曲线

运用直线、圆、倒角、剪切等命令按照设计的尺寸绘制出轮廓曲线。如图4-1所示：

图4-1 连杆轮廓基本曲线图

⑶ 建立连杆毛坯 ① 建立拉伸体

选择拉伸命令，弹出拉伸对话示。选择上上一步建立的轮廓，沿ZC伸16mm。拉伸对话框如图4-2 所示： 拉伸操作如图 4-3 所示：

框，如图4-2所轴正负方向各拉

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图4-2 拉伸对话框

图 拉伸

4-3 操作

② 建立凸台特征

选择【凸台】按钮，选择所拉伸的为放置面弹出凸台对话框，输入参数，示。点出OK按钮，弹出【定位对话框】，定位方式，如图 4-6 所示。选择【放置为定位目标，如图 4-5 所示。弹出【设对话框，选择【圆心】按钮，如图 4-8 所特征。

实体的上表面如图 4-4所选择【点到点】面】的实体边置弧的位置】示，得到凸台

图 4-4 建立凸台

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图 4-7 定位方式

图 4-5 选择圆弧边

图 4-8 设置弧的位置

用同样的方式在大小头的两面分别建立需要的凸台特征。 ③ 建立表面圆角 ④ 建立圆柱特征 ⑤ 建立拔模特征 ⑥ 移动WCS ⑦ 隐藏实体

⑧ 移动并复制部分曲线 ⑨ 隐藏部分曲线 ⑷ 杆身工字形槽的建模 ① 进入草绘命令 ② 曲线偏移

右击鼠标，改变视图方向为【俯视图】，藏边方式】为【不可见】，选择要偏移的曲线，确认，系统提示偏移方向向下，在弹出的对话入6作为【偏移量】，然后确定。按同样方法三条线。

③曲线倒圆

运用【插入】→【圆角】命令，为刚四条线分别倒圆，得到如图 4-9所示结果。

④ 完成草绘命令

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设置【隐单击中键框中，输偏移另外

才偏移的

⑤ 建立拉伸体

选择刚才所建的草绘平面，进入拉伸命令，布尔命令，选择差，如图 4-10 所示。然后可得工字形槽。

图

4-9 曲线偏移结果

图 4-10 建立拉伸体

⑤ 引用特征

点击【引用特征】命令，再点击【镜像特征】，弹出【镜像特征对话框】，然后选择刚才所建的特征为【镜像体】，如图

所示。添加之后，再选择【镜像平面】命令，选择【XC-YC平面】为镜像平面，确定后可得另一侧的工字形槽。如图 4-11 所示：

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图 4-11 镜像特征

⑸ 建立连杆大小头孔及实体倒圆 ① 建立孔特征

进入【插入】→【设计待征】→【孔命令】，选择实体上表面为孔的【放置面】，设【孔类型】为【简单孔】，输入直径55，深度60，尖角为0，点击确定按钮，然后弹出【定位】对话框，选择【点对点】定位方式，然后选择小头边缘，设置【弧的位置】为【圆心】，再点击确定按钮。如图4-12 所示：。

图

4-12 建立孔特征

用同样的方式建出大头的模型。 ② 改变视图 ③ 实体倒圆 ⑹ 建立油孔 ① 改变视图方向 ② 变换原点位置

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选择格式WCS原点命令，捕捉小头孔中心为坐标原点。如图 4-13 所示 。再偏移坐标原点至对称中心。

图 4-13 变换原点位置

③ 设置基准平面

选择【基准平面】→【固定基准】→【XC-ZC 平面】为【放

置

平面】，如图 4-14 所示：

④ 建立沉头孔

设置孔直径为6mm，建立结果如图 4-15 所示：

图 4-14 设置准平面

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图 4-15 建立油孔

⑺ 建立轴瓦定位槽 ① 变换WCS ② 变换视图 ③ 插入长方体 在已定好的位置插体，基本参数为 a=6mm,b=5mm,c=1.4mm,

④ 拉伸切割实体 布尔操作选择差运果如图 4-16 所示：

图4- 16 建立轴瓦定位槽

入一长方

算，得到结

⑻ 建立连杆螺孔特征 ① 移动WCS ② 建立基准轴 ③ 建立孔特征 ④ 建立螺纹特征

选择【插入】→【设计特征】→【螺纹命令】→【详细

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的】，如图 4-17所示：

图4-17 建立螺纹

运用同样方法建立另一边螺孔，如图 4-18 所示 ：

图 4-18 螺纹孔

4．2建立连杆端盖

建立连杆端盖的过程比较简单，很多过程与上一部分相似，这里不再赘述。建成的连杆端盖如图 4-19 所示：

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图 4-19 连杆端盖图

4．3建立连杆螺栓

⑴ 建立新文件 ⑵ 绘制圆和多边选择【插入】→【曲→【基本曲线】，单击圆钮，在【跟踪栏】对话框定指定圆的参数，半径为心为（0，0，0），按确认成一个圆。

图 4-20 绘制圆和多边

形

形 线】按中指6，圆键生

选择【插入】→【曲线】

→【多边形】命令，进入多边形绘制方式，在【多边形】对话框输入【侧面数】为6，单击确定按

钮，在【生成方式】对话框中选择【外切圆半径】，在随后弹出的对话框中输入多边形的参数。

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⑶ 拉伸多边形 ⑷ 草绘回转体轮草绘结果如图

廓线 4-21所示：

图 4-21 回转体轮廓曲线

⑸ 建立回转体

⑹ 建立螺纹，如图 4-22 所示：

图 4-22 螺栓

⑺ 移动工作层

⑻ 建立拉伸体和回转体，结果如图 4-23所示：

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图 4-23 建立回转体

4．4 装配工作部件

⑴ 加入组件

调入连杆组装配所需的文件，选择【装配】工具条上的【添加已存的】命令，出现【选择部件】对话框，在对话框中单击

按钮，出现选择【部件名】对话框，在文件夹里选择

端盖零件，单击【确定】，主窗口右下角出现一组件预览小窗口。

⑵ 定位组件

系统出现【添加已有部件】对话框，在引用集下拉框选择【实心的】选项，在【定位】下拉框选择【绝对的】选项，在【层选项】下拉框选择【原先的】选项，然后单击【确定】按钮，出现【点构造器】对话框，在此对话框中单击

⑶ 装配螺栓

按照步骤2同样的方法加入螺栓零件，然后进行定位，系统出现【添加已有部件】对话框，如图所示，在定位下拉框中选择【配对】，然后单击【确定】，出现【配对条件】对话框，在次对话框中【配对类型】工具栏选择图标。

装配结果，如图 4-24 所示：

按钮，然后单击【确定】，则加入了第一个组件。

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图 4-24 装配结果

4.5 装配质量分析

在UGNX 中，能够很方便地反映出所建模型的质量、质心、面积、体积、惯性矩、回转半径等信息。

⑴ 打开已装配好的文件 ⑵ 设置材料性能 ⑶ 分析

选择【分析】→【质量特性】→【装配质量管理】，弹出【重量管理】对话框→【工作部件】，单击【确定】，自动分析出相关的信自，如图 4-25 所示：

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图 4-25 装配质量信息

4.6 本章小结

本章类容是论文重要的一部分，在上一章设计出连杆结构类型和尺寸的基础上，运用UGNX 3.0 建立连杆的模型。在建立好连杆的各个部件之后，再进行连杆的装配。这一部分是下章连杆有限元分析及强度校核的基础。

第五章 柴油机连杆的有限元分析及强度校核

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5.1连杆几何模型的建立

5.1.1 连杆的材料性能及特点

柴油机连杆在整个工作过程中受拉伸、压缩以及惯性力和连杆力矩所生成的交变的载荷，尤其是大功率柴油机的工作条件更差,因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度及结构刚度。这就要求在连杆材料的选择上针对具体的柴油机而采用高强度材料并辅以综合措施。目前用于连杆的材料多为中碳钢，而对大功率柴油机连杆则多采用高强度合金钢。

本论文中由于不考虑温度的影响，材取为常数。连杆和连杆端盖的材料均为服强度可达800MPa，弹性模量为2.2E+5(N/mm2),密度取

7.83E-5

性。 料系数可40Cr，其屈

（kg/mm3）。并认为考虑范围仅限于线弹

5.1.2 几何模型的建立

当前，有限元分析技术在发动机零部程中发挥着越来越重要的作用，它不仅缩周期，而且也大大提高了设计精度。该软互式将有关连杆几何形状、材料特征和计参数输入后，软件就可进行如下处理：(1)有限元网格及变厚度处理等有关参

元分析结构网格图

图5-1 有限

件设计过短了设计件采用交算工况的生成连杆

数；(2)自动进行载荷处理；(3)计算单元刚度；(4)计算节点位移；(5)计算节点应力；(6) 计算各节点的主应力，并求出最大主应力及其位置；(7)计算各强度理论中的相当应力，并求出最大相当应力及其位置；(8)绘制单元网格图、边界应力图和边界变形图。结构程序如图 5-1 所示：

利用UGNX3.0建立三维立体模型首先建立准确、可靠的计算模型 ,是应用有限元法进行分析的重要步骤之一。在进行有限元分析时 ,应尽量按照实物来建立有限元分析模型 ,但对结构复杂的物体 ,完全按照实物结构来建立计算模型、进行有限元分析有时会变得非常困难 ,甚至是不可

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能的 ,因此可进行适当的简化。一般来说 ,因模型带来的误差要比有限元计算方法本身的误差大得多。所以 ,结构有限元计算的准确性在很大程度上取决于计算模型的准确性。

为了较准确地计算出连杆的应力情况 ,本文的连杆计算模型只对连杆大头做了简化处理:包括将连杆大头看成一个整体 ,不考虑连杆螺栓 ,去掉了连杆大头的加强筋。将建好的模型导入

ANSYS 10.0中，进行修复和修改。

5.1.3 网格的划分

在网格划分之前，需要定义单元属性，包括单元类型、实常数和材料模型等。这些属性对有限元分析来说，非常重要，不仅影响到网格划分，而且最关键的是，对求解的精度影响极大。对于操作过程，只简述一个，其余具体操作不再赘述。

⑴ 定义单元类型

选择主菜单中【Preprocessor】→【Add/Edit/Delete】→【Element Type】,然后如图 5-2 所示，选择【Solid】→【10node 92】→【OK】

图 5-2

定义单元类型

⑵ 定义实常数 ⑶ 定义材料模型 ⑷ 赋予单元属性

有限元分析的基础是单元 ，所以 ，在有限元分析之前必须将实物模型划分为等效节点和单元。在ANSYS 单元库中有 100 多种不同类型的单元 ,不同的单元类型决定单元的自由度、代表不同的分析领域、单元是属于二维空间还是三维空

由于连杆形状较为复杂，在满足计算精度况下，为了让结点数量尽量少，本论文对整个能较好模拟物体形状的自由三维四面体 Solid 由网格，连杆有限元网格如图 5-3 所示：

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间等特性。 要求的情连杆采用92划分自

图 5-3 连杆有限元网格图

5.2 计算工况的选择和计算条件的处理

在内燃机工作时，连杆作复杂的平面运动，它受到的力是周期变化的。本软件模拟最恶劣的工况进行计算，即把连杆的受力状态固定在工况最恶劣的瞬时，化为在静力作用下的应力分析问题来处理。在连杆的两个侧面并无外力作用，连杆的长度又远大于厚度，因此，本软件把连杆的应力分析问题简化为变厚度的应力问题来处理。为了计算方便，计算时把连杆与大头和大头盖作为整体处理。

5.2.1 连杆载荷

连杆工作时承受复杂周期变化外力。最危险的工况是受最大拉力和最大压力工况。根据连杆设计计算的经验可知，连杆的最大压力出现在燃烧膨胀行程上止点后20°，此压力通过活塞销作用在连杆小头内侧下部与活塞销相接触的圆柱面上。最大拉力则发生在排气行程终了的上止点，此拉力通过活塞销作用在连杆小头内侧上部与活塞销相接触的圆柱面上8。这两个力沿接触面圆柱面周向按余弦规律分布。如图5-4 所示：

图5-4 连杆受力简化模型

左图中为连杆小头与活塞的接触角，一般可取120°，沿连杆厚度方向近似均匀分布。其分布规律为：

qqccos(3/2)

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qc—为最大径向力集度（N/mm2），q—为任意点处的径向力集度（N/mm2）。

5.2.2 连杆载荷的计算

已知：

活塞组质量 M12.529kg 连杆小头质量 M21.628kg

连杆大头质量 M31.174kg 最大爆发压力Pzmax10MPa 曲柄销半径 r0.06175m 连杆长度 L221.5mm 主机转速 n2500r/min 则曲轴角速度 68469.444

22n6025003.14260261.6667rad/s

曲柄连杆比 

rL61.75221.50.2787

（1）最大受拉工况：

取进气开始时刻的最大惯性载荷作为连杆的最大受拉工况，此时连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力：

PJ1maxM1r212.5290.0617568469.44410.278713672.6049N/mm2 连杆

大头则是承受活塞组M1和连杆小头M2往复惯性力及连杆大头M3产生的回转惯性力：

PJPJ1maxPJ2maxP3M1M2r21M3r2

2.5291.6280.0617568469.4441.27871.1740.0617568469.44422474.10744963.658127437.7655N

式中PJ1max,，PJ2max,，P3分别为活塞组、连杆小头和连杆大头的惯性力。 小头内孔表面120°范围内的面积为：

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A'13227.5482763.2mm2

大头内孔表面120°范围内的面积为：

A13243.3514622.708mm2

连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力，这个力在小头内孔表面120°范围内的面积上产生的压力为：

P'JmaxPJ1max,A'13672.6049N2763.2mm24.948N/mm

2连杆大头则是承受活塞组M1和连杆小头M2往复惯性力及连杆大头M3产生的回转惯性力，这个力在大头内孔表面120°范围内的面积上产生的压力为：

PJmaxPJA27437.7655N4622.708mm25.9354N/mm2

（2）最大受压工况： 已知气缸内最大爆发压力为：

PzmaxD42Pz130104321010132665N

6气缸内气体最大爆发压力的一瞬间，此时连杆承受最大压力以及活塞组和连杆体本身的惯性力。这时连杆小头载荷为：

PK1PzmaxPJ1maxPzmaxPJ1max13266513672.6049118992.3951N

这个力在小头内孔表面120°范围内面积上产生的压力为：

P'k1maxPKA''118992.39512763.240.0633N/mm2

连杆大头上的载荷为：

PK2PzmaxPJ1maxPJ2maxP3PzmaxPJ

13266527437.765510N5 2这个力在大头内孔表面120°范围内的面积上产生的压力为：

PK2maxPK2A105227.2344622.70822.7631N/mm2

5.2.3 连杆边界条件的处理

对于连杆大头边界条件的处理，假定曲柄销当作刚体固定，连杆受压工况，在连杆大头内侧上部 120°圆柱面上施加径向约束。连杆受拉工况，则在连杆大头内侧下部 120°圆柱面上施加

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径向约束。为了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束, 这样整个连杆的约束就完全了，没有其它刚体位移。

所以，连杆大头、小头上的拉伸、压缩载荷均按120°范围内成余弦规律分布，在0处载荷最大，在60处载荷为零。惯性力均匀作用于模型中所有节点上。连杆模型边界条件如图5-5和图5-6 所示：

分析时，要在ANSYS 界面的输入窗口中输入的计算程序式为： *get,nmax,node,,num,max *get,nmin,node,,num,min *dim,t1,array,nmax,1,1 *do,k,nmin,nmax *if,nsel(k),eq,1,then

c=(ny(k)-180)/180*3.14 fn=abs(45.93*cos(3*c/2))

t1(k)=fn *else t1(k)=0 *endif *enddo

sffun,pres,t1(1) sf,all,pres,0

对于连杆拉压工况不同角度位置的的输入时要改变上列程序c=(ny(k)-180)/180*3.14中的角度，大头下端120度面受力情况分析时计算式为： c=(ny(k)120)/240*3.14。对于其它位置，依次类推。

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图5-5 连杆受拉工况下的应力分布

图5-6 连杆受压工况下的应力分布

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5.2.4约束条件

假定曲柄销当作刚体固定，连杆受拉工况，在连杆大头内侧上部120度圆柱面上施加径向约束，并在大头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。连杆受压工况，在连杆大头内侧下部120°圆柱面上施加径向约束，并在大头端面一侧上施加除径向外的其余两方向上的约束。为了保证计算模型满足实际情况，在连杆宽度方向中剖面上施加对称约束，这样，整个连杆的约束就完全了。

5.3 连杆应力分析

运用ANSYS 10.0 对连杆进行应力分析，如图5-7和图5-8所示：

图5-7 连杆拉伸工况下的变形

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图5-8 连杆压缩工况下的变形

经ANSYS中进行计算后，连杆在拉伸、压缩工况下的应力分布图如上所示。从图中可以看出： 在最大受拉工况下，连杆小头的最大应力峰值出现在下头顶部油孔附近、小头两边中心处，杆身部分的最大应力峰值出现在小头与杆身过渡处；最小主应力峰值出现在内孔底部。在最大受压工况下，连杆小头的最大主应力峰值出现在小头底部；最小主应力峰值出现在顶部；杆身处的最大应力峰值出现在与小头连接处，尤其是一些小角处，应力集中比较明显。

在最大受拉工况下，连杆大头最大主应力峰值出现在连杆下螺栓凸台的过渡处和内圆孔顶部。在最大受压工况下，连杆大头最大主应力峰值分别出现在大头内孔底部中心、大头和杆身过渡处， 另外出现应力峰值的部位还有内孔与端面的边界处。

由拉压变形可以看到明显的一点就是，杆身受力很小，导致大端被压变形较大，这说明杆身的尺寸过大，强度太高导致。

5.4连杆安全系数计算

连杆承受拉、压载荷作用而产生拉压交变循环应力，连杆拉压疲劳安全系数按下式计算6：

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n1za/m

式中1z——材料在对称循环下的抗拉压疲劳极限， 1z=0.70.91 取 10.450.5B5 取

1——对称循环情况下材料的抗弯曲疲劳强度 B——材料的强度极限 取B=800MPa 则 1z0.80.5 a——应力幅 am——平均应力

PL2153.724274.286114.0 05800M3Pa2 0 mPL2153.724274.28639.71 9——考虑表面加工情况的工艺系数，其值取0.75；

——为角系数，表示平均应力对脉动部分的影响，

2100，其值取 0.2

代入计算得，连杆安全系数： n320114.005/0.750.239.7192.0006

考虑到动载荷，连杆轴承磨损，连杆加工误差以及连杆工作中由于偏斜引起的压力沿轴分布不均匀及活塞卡缸可能行等造成的影响，一般推荐连杆疲劳安全系数在1.5到2.5的范围之内，而大多推荐在2.0以上，所以本方案在许用范围之内。

通过前面的分析和计算可知6，所设计的连杆的疲劳安全系数为2.0006，对于发动机关键零件的要求为：在制造工艺稳定的情况下，其安全系数应大于1.5，因此本论文设计的连杆的疲劳强度达到了设计要求。

5.5 本章小结

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本章内容是本课题的核心部分，也是前三章所要的结果，所以本章的内容十分重要，另外，本章是本课题最难的一个部分，涉及到有限元分析软件ANSYS的运用。

本章的主要内容是利用ANSYS软件进行连杆的前处理过程，包括实体建模、定义材料属性、定义单元类型、定义单元实常数和网格划分；求解过程，包括施加载荷、边界条件和进行求解计算；后处理过程，包括结果的观察、分析和检验。经过这三个环节，就完成了基于ANSYS的连杆强度分析。

本章内容分析出了连杆拉压作用下的应力分布，计算出了疲劳安全系数为2.37,从而证明自已设计的连杆符合要求。

第六章 全文总结与论文主要成果

6.1全文总结

本文主要设计了某船艇用柴油机的连杆，并运用 UG NX3.0对所设计出来的连杆进行建模，然后在此模型的基础上将连杆导入ANSYS 10.0，进行柴油机连杆的有限元分析，最后计算出疲劳极限，从而使所设计连杆的可用性得到了验证，并为改进提供了一些数据参考。

6.2 本文的主要成果：

（1）根据已知的某船艇用柴油机的性能特点，严格按照《柴油机设计手册》的要求，进行了该柴油机连杆的设计，选定了连杆的结构型式、大小头及杆身的结构和尺寸，以及润滑方式、定位方式等，完成了连杆的设计过程。

（2）在设计出连杆结构类型和尺寸之后，运用UGNX 3.0 建立了连杆的模型。

（3）利用ANSYS软件进行连杆的前处理过程，包括实体建模、定义材料属性、定义单元类型、定义单元实常数和网格划分；求解过程，包括施加载荷、边界条件和进行求解计算；后处理过程，包括结果的观察、分析和检验。经过这三个环节，就完成了基于ANSYS的连杆强度分析，证明了所设计的连杆符合要求。

（4）本课题的最终目的是服务于实际生产，连杆的设计和强度校核已全部完成，但通过校核的结果反映出，这个设计仍有一些不足。在今后的工作和学习中应当吸取这次毕业设计的经验，

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继续努力。

致 谢

本论文是在指导老师苏石川教授的悉心指导和亲切关怀下完成的，从选题到设计，无不倾注着导师大量的心血。苏老师渊博的知识、严谨的治学作风、敏锐的洞察力和刻苦的工作精神令我深为钦佩，终生受益。在我完成本论文的过程中，他曾对我严格要求、悉心指导，为我的设计提出了很多合理的建议。在此，我向他表示崇高的敬意和诚挚的感谢！

同时，要感谢我的几位研究生朋友，他们在我遇到困难时曾给予了热心的帮助。

还要感谢我们设计某船艇用柴油机的十几位同学，这个组在苏老师的带领下是一个优秀的团队，在完成设计的过程中，大家互相鼓励、互相帮助、共同进步，这种团队精神给了我压力和努力的力量，使我受益匪浅。

同组的杨晓伟、王永、徐飞、刘立川等同学在我建模和分析校核的过程中曾给了我一定的指导和帮助，在这里表示深深地感谢。

其实最应该感谢的还是我的父母，他们不辞辛劳，在我的学业和生活上给予了最大限度的关怀，在这即将毕业之际，我得说一声：谢谢爸爸，妈妈！您们辛苦了！

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