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CAE 规范第1部分：概念设计阶段连杆强度计算1 范围本部分规定了连杆强度的校核方法。
本部分适用于概念设计阶段连杆强度的校核，以安全系数表示连杆在发动机产品生命周期内的安全裕度。
对船用发动机，需同时采用船检规范进行校核。
2 名称、符号图1 连杆杆身最小截面模型示意图表-1 连杆强度计算参数序号 名称 符号单位 1连杆质量rod m kg2 活塞组质量 pst mkg 3 连杆长度 Lmm 4 缸套内径 D mm 5连杆大头轴瓦宽度ps Lmm6 连杆主轴瓦宽度js Lmm7 杆身最小截面积 A2mm 8 极惯性矩（z 轴） z I 4mm 9极惯性矩（y 轴）y I4mmσMPa10 材料的屈服极限sL mm11 连杆大小头孔中心距y12 连杆杆身长z L mm13 材料的抗拉强度bσMPaσMPa13 材料的疲劳极限1-14 转速n rpm15 最大爆压g p MPa 3 计算流程图2 流程图4 计算原理连杆的设计基于对高应力区域的疲劳安全进行评估。
本规范中的计算基于以下假定：●连杆小头内侧、杆身过渡圆角处、大头盖螺栓台阶面是高应力区域；●活塞组往复惯性力以轴向抛物线、径向120°余弦分布作用在小头衬套和连杆轴瓦上；●爆发压力以轴向抛物线、径向120°余弦分布作用在小头衬套和连杆轴瓦上；●活塞组往复惯性力、爆发压力是引起连杆破坏的主要因素，连杆旋转惯性力产生的影响很小，可以忽略不计。
5 计算工况对长期稳定工作于额定转速的发动机，以全负荷工况为计算工况；对在大转速范围内工作的发动机，以额定转速为计算工况；对船用发动机，以超负荷（110%负荷）工况为计算工况。
通常，一个工作周期内，由燃气压力和惯性力引起的作用在连杆上的径向载荷对所有曲柄位置都应计算。
简单起见，径向力可以采用简化计算，并只计算一个工作周期内的最大受拉和最大受压两种状态。
6 连杆载荷6.1 压杆稳定时连杆载荷连杆属于细长杆件类的柴油机零件，在承受较大爆发压力的工况下须做杆件的稳定性校核：临界载荷由Rankine Gordan 公式计算：p zz F pn = py yF p n =6.2 连杆受到惯性载荷连杆载荷以大小头孔轴向抛物线、径向120°余弦分布的分布力作用在衬套和连杆轴瓦上，作用范围为连杆大头轴瓦宽度（见图3-b ），其大小按以下公式计算：θθ23cos )41(25),(22psps p p p L x L D F x q -⋅=p F ：作用在衬套和连杆轴瓦上的径向载荷，N ；对于连杆小头p F 可按曲柄连杆动力学或多体动力学计算得到，对V 型机，p F 应考虑不同的相位和连杆设计（分叉连杆、连接连杆、并列连杆等）分别计算与合成。
上汽集团奇瑞汽车有限公司发动机部设计指南编制：审核：批准：目录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NtPf——活塞连杆组的往复惯性力，单位为N；β——连杆摆角，单位为度。
第一章绪论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[]1去。
受油价的影响，以及一些柴油机的缺点（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。
