CN112528394B - 一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，属于车辆制造技术领域。本申请提供的方法通过将连杆分为旋转运动部分和往复运动部分，从而准确获得连杆最大惯性力，并考虑静态装配条件下，主轴承瓦防止张开所需的预紧力，并根据轴力衰减确定的预定安全系数，最终简化至单颗螺栓使轴瓦紧固所需提供的预紧力，随后对螺栓进行正向选型，再考虑了螺栓在量产状态下，多批次螺栓的规格和尺寸、摩擦系数散差、屈服强度散差以及实际情况，精准得到螺栓的实际最大预紧力以及实际最小预紧力计算，最后再进行校核。该方法能准确地对汽车发动机连杆螺栓进行正向选型，方法更加简便且考虑完善，选出来的螺栓更能符合汽车发动机连杆运行的实际情况。

Description

一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法

技术领域

本发明属于车辆制造技术领域，特别涉及一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法。

背景技术

汽车发动机连杆螺栓主要用于连杆大头、曲柄销、连杆瓦及连杆盖之间的紧固联接，通过拧紧对连杆产生均匀、适当的轴向预紧力，以对曲柄销进行支撑及定位。发动机运转时，连杆小头与活塞销连接，同活塞一起做往复运动；连杆大头与曲柄销连接，同曲轴一起做旋转运动。连杆组需受到压缩、拉伸和弯曲等交变载荷。通过连杆螺栓的预紧力，保证连杆大头不易松脱，并使曲柄销与连杆瓦之间产生适当、均匀的润滑油膜，保证曲柄销高速运转时的可靠性和耐久性。连杆螺栓要用足够的强度和刚度克服连杆组承受的交变载荷，否则极易出现连杆大头松脱、曲柄销异常磨损、甚至出现发动机损坏等故障。因此，连杆螺栓属于发动机关键零件。

但是现有技术中，连杆上螺栓的设计方法不够完善，从而导致连杆螺栓在使用过程中存在安全风险。

发明内容

本发明提供一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，用于解决现有技术中连杆螺栓选型方法不够完善而导致使用过程中存在安全风险的技术问题。

本发明通过下述技术方案实现：一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，包括：

以所述连杆的质心为分界点将所述连杆分为与曲柄销相连的旋转运动部分和与活塞相连的往复运动部分，根据所述连杆的总重量获得所述旋转运动部分旋转运动的重量和所述往复运动部分的重量，往复运动部分的总重量包含连杆部分往复运动重量及活塞组件的重量；并根据所述旋转运动部分旋转运动的重量和所述往复运动部分的重量获得所述连杆的最大惯性力；

获得所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力；

根据所述连杆的最大惯性力和所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力；

根据预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，所述预定安全系数为据所述螺栓使用过程中的轴力衰减确定的；

根据所述连杆的螺栓装配边界条件和所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力来初步选定螺栓型号；

充分考虑了螺栓在量产状态下，多批次螺栓参数之间存在散差，根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，并根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力；

根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，并将所述螺栓的实际安全系数与所述预定安全系数进行比较；

根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述连杆与螺栓头部之间的承压面积获得所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力，并将所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力与所述连杆制造材料的许用接触应力进行比较；

在所述实际安全系数大于所述预定安全系数时，并且所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力小于所述连杆制造材料的许用接触应力时，确定选定螺栓型号合格。

进一步地，为了更好的实现本发明，所述获得所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，包括：

根据所述轴瓦的厚度、所述轴瓦的宽度和所述轴瓦的料许用接触应力，获得所述轴瓦防张开所需的预紧力。

进一步地，为了更好的实现本发明，所述根据所述轴瓦的厚度、所述轴瓦的宽度和所述轴瓦的料许用接触应力，获得所述轴瓦防张开所需的预紧力，具体为：

所述轴瓦防张开所需的预紧力F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs，所述t_bs为所述轴瓦的厚度，w_bs为所述轴瓦的宽度，σ_bs为所述轴瓦材料许用接触应力。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述连杆的最大惯性力和所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓需提供的预紧力F_n＝(F_b+F_V)÷2，所述F_b为所述连杆的最大惯性力。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述螺栓的预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力F_w＝K×F_n，所述K为所述螺栓的预定安全系数。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述螺栓的预定安全系数K的取值范围为1.6-2.0。

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最小预紧力

所述根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最大预紧力

所述v为所述螺栓的屈服强度利用系数，所述R_P0.2max为所述螺栓的最大屈服强度，所述R_P0.2min为所述螺栓的最小屈服强度，所述A_s为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积，所述d₂为所述螺栓的螺纹中径，所述d₀为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积当量直径，所述α′为所述螺栓的螺纹牙侧角，所述μ_smin为所述螺栓螺纹的最小摩擦系数，所述μ_smax为所述螺栓螺纹的最大摩擦系数，所述P 为所述螺栓的螺距。

进一步地，为了更好地实现本发明，根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，具体为：

所述螺栓的实际安全系数

进一步地，为了更好地实现本发明，所述根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述连杆与所述螺栓头部之间的承压面积获得所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力，具体为：

所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力

所述A_C为所述连杆与螺栓头部之间的承压面积。

进一步地，为了更好地实现本发明，在EXCEL表格中执行上述方法。

本发明相较于现有技术具有以下有益效果：

本发明提供的汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法中，以连杆的质心为分界点将连杆分为与曲柄销相连的旋转运动部分和与活塞相连的往复运动部分，从而精准地计算出连杆的最大惯性力，结合连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，算出所有连杆上所有螺栓需提供的预紧力并以此为基础算出单颗螺栓需提供的预紧力，简化受力模型同时提高设计安全余量，并且设计过程中充分考虑螺栓使用过程中的轴力衰减而确定预定安全系数，结合单颗螺栓需提供的预紧力，从而算出单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力，随后根据连杆上螺栓装配边界条件以及单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力来对连杆螺栓进行正向选型，以确定螺栓选型方向，避免在众多型号螺栓中盲目试用，提高工作效率，当螺栓初步选型后，对所选螺栓进行实际最小预紧力以及实际最大预紧力计算，在此过程中，充分考虑所选螺栓在量产状态下的关键参数如屈服强度以及摩擦系数存在散差，并结合螺栓规格和实际情况准确算出螺栓实际最大预紧力和实际最小预紧力，譬如根据螺栓拧紧方式而确定屈服强度利用系数，最后利用所选螺栓的实际最小预紧力与连杆上单颗螺栓需提供的预紧力之间的比值而确定所选螺栓的实际安全系数，将所选螺栓的实际安全系数与预估安全系数进行比较，在实际安全系数小于等于预估安全系数时，则对螺栓进行重新选型，在实际安全系大于预估安全系数时，则合格，然后通过所选螺栓的实际最大预紧力与承压面积之间的比值而算出连杆与螺栓相接的承压面接触应力，将算出的连杆与螺栓相接的承压面接触应力与连杆的制造材料的许用接触应力进行比较，从而验证螺栓选型是否符合连杆制造材料的许用接触应力，这样便可确保所选螺栓符合要求，本发明提供的方法在对连杆螺栓进行选型的过程中充分考虑了螺栓的轴力衰减、螺栓在量产状态下，多批次之间螺栓参数如螺栓规格、摩擦系数、屈服强度存在散差，因此在预紧力定义时结合实际生产状态，确定螺栓预紧力范围，使得螺栓的选型更加精准，降低连杆螺栓使用过程中出现安全问题的几率。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图作简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图仅仅是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1是本申请中的连杆与活塞的装配结构示意图；

图2是本申请中的连杆的结构示意图；

图3是本申请中的汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法的流程图；

图4是本申请中确定单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力的过程示例表格；

图5是本申请中的螺栓选型及实际最大预紧力以及实际最小预紧力计算过程示例表格；

图6是本申请中的螺栓校核过程示例表格。

图中：

1-活塞；2-连杆；2-1-连杆大头；2-2-质心；3-螺栓；4-曲柄销；5-1-上轴瓦；5-2-下轴瓦。

具体实施方式

为使本发明的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将对本发明的技术方案进行详细的描述。显然，所描述的实施例仅仅是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动的前提下所得到的所有其它实施方式，都属于本发明所保护的范围。

实施例1：

本实施例提供一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，用于解决现有技术中的连杆螺栓选型方法不够完善而导致使用过程中存在安全风险的技术问题。具体地，现有技术中发动机连杆螺栓设计的方法中，并未考虑螺栓的摩擦系数散差、屈服强度散差、规格以及尺寸等实际情况，并且在选型时多数是通过对不同规格螺栓以试错方式进行选择，而且未能准确定义连杆的最大惯性力，由上述原因而造成所选螺栓有可能预紧力达不到要求，并且选型、校核过程复杂易出错，以致所选螺栓在使用时存在较大安全风险。

如图1所示，螺栓3主要用于连杆大头2-1、曲柄销4、上轴瓦5-1和下轴瓦5-2之间的紧固连接，具体地，上轴瓦5-1和下轴瓦5-2拼接形成轴瓦而套在曲柄销4外形成套件，连杆大头2-1的圆孔则套在上述套件外，而连杆大头 2-1由连杆主体半圆板以及凸轮轴盖组成，螺栓3将凸轮轴盖压紧在连杆主体半圆板上。发动机运转时，连杆小头连接活塞1沿着气缸体缸套轴线进行直线往复运动，连杆大头2-1连接曲柄销4沿着曲轴中心进行旋转运动。上述两种惯性运动分别对连杆2产生往复惯性力及旋转运动惯性力，同时，需要足够大的预紧力使上轴瓦5-1和下轴瓦5-2始终紧贴连杆大头2-1，防止在承受曲柄连杆组件的往复惯性力及未平衡的离心力时，连杆大头2-1被张开。

本实施例提供的汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法包括以下步骤：

步骤1.1：如图2所示，以连杆2的质心2-2为分界点将连杆2分为与曲柄销4相连的旋转运动部分和与活塞1相连的往复运动部分，通过

计算往复运动部分的重量m₁，通过

计算旋转运动部分的重量m₂，式1和式2中的l为连杆2两端圆孔圆心之间的距离，l₁为旋转运动部分圆孔与质心2-2之间的距离，m_c为连杆2的总重量。该步骤中，通过合理的分解，以连杆2的质心2-2为分界点而将连杆2分为旋转运动部分和往复运动部分，从而能更加精准地计算出连杆2各部分的最大惯性力，值得注意的是，往复运动部分的总重量包含连杆2部分往复运动重量及活塞1 组件的重量。

步骤1.2：通过

计算连杆2的最大惯性力F_b，式3中的r为连杆2的曲轴半径，m₃为往复运动部分的总重量， m₃＝m₁+m_p，其中，m_p为活塞重量，n为发动机最高转速，转动部分转动的总重量为m₂，这样算出来的连杆2最大惯性力更加精准。

步骤1.3：通过F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs(式4)计算连杆2上装配的轴瓦防张开所需的预紧力F_V，式4中的t_bs为轴瓦的厚度，w_bs为轴瓦的宽度，σ_bs为轴瓦材料许用接触应力。

步骤1.4：通过F_n＝(F_b+F_V)÷2(式5)计算连杆2上单颗螺栓3需提供的预紧力F_n。该步骤中，由于现有技术中的连杆上的用于紧固连杆大头的螺栓通常为两颗且两颗螺栓均匀分布，而F_b+F_V则是所有螺栓3需提供的总力，因此，通过式5可以计算出单颗螺栓3需提供的预紧力，该步骤将受力分析模型转化至单颗螺栓3，从而提高设计安全余量，以使得计算更加精准。

步骤1.5：通过F_w＝K×F_n(式6)计算单颗螺栓3使轴瓦紧固所需的预紧力F_w，式6中的K为根据螺栓3使用过程中的轴力衰减所确定的预估安全系数。该步骤中考虑到连杆大头2-1承压面的微观表面不平度、连杆大头2-1预紧后，轴瓦压紧后在周向变形产生的装配阶段轴力衰减；发动机运转中，由于长时间的机械、冷热交变载荷，引起被联接件的材料蠕变减薄导致轴力衰减，由此而确定的预估安全系数K更加合理，这样便可以使得计算出的单颗螺栓3使轴瓦紧固所需的预紧力F_w更加精准，并且留出的安全余量更加合规。作为本实施例的一种实施方式，本实施例中的K取值范围为1.6至2.0。最佳地，K的取值为 1.6。

值得注意的是，步骤1.1至步骤1.5中的单颗螺栓3对应的是要满足装配要求所假定的螺栓。

步骤2.1：根据连杆2的螺栓3装配边界条件以及F_w初步选定螺栓3型号，螺栓3的额定最小预紧力需大于单颗螺栓3使轴瓦紧固所需的预紧力F_w。通过

进行螺栓3的实际最小预紧力计算，式7中的v为螺栓3的屈服强度利用系数，R_P0.2min为螺栓3的最小屈服强度，A_s为螺栓3的外螺纹公称应力截面积，d₂为螺栓3的螺纹中径， d₀为螺栓3的外螺纹公称应力截面积当量直径，α′为螺栓3的螺纹牙侧角，μ_smax为螺栓3螺纹的最大摩擦系数，P为螺栓3的螺距。该步骤中，首先根据装配边界确定螺栓3规格以及尺寸，也即对螺栓3进行正向选型，避免在众多型号的螺栓中盲目选型，提高工作效率，随后通过式7算出选出的螺栓3的实际最小预紧力，并与F_w进行对比，以进行螺栓3的初步选型。而且，该步骤中，充分考虑到在量产状态下，不同批次螺栓3自身的规格以及尺寸、摩擦系数散差、屈服强度散差以及具体使用情况而更加精准地确定的螺栓3的实际最小预紧力。

步骤2.2：根据

计算螺栓3的实际最大预紧力F_Mmax，式8中的v为螺栓3的屈服强度利用系数，R_P0.2max为螺栓3的最大屈服强度，A_s为螺栓3的外螺纹公称应力截面积，d₂为螺栓3的螺纹中径，d₀为螺栓3的外螺纹公称应力截面积当量直径，α′为螺栓 3的螺纹牙侧角，μ_smin为螺栓3螺纹的最小摩擦系数，P为螺栓3的螺距。该步骤中，充分考虑到在量产状态下，不同批次螺栓3自身的规格以及尺寸、摩擦系数散差、屈服强度散差以及具体使用情况而更加精准地确定的螺栓3的实际最大预紧力，需要注意的是，螺栓3的实际最大预紧力计算过程中，除了R_P0.2max和μ_smin与最小预紧力计算中不同以外，其余各参数均相同。

需要说明的是，步骤2.1和步骤2.2中，螺栓3的最大屈服强度R_P0.2max和最小屈服强度R_P0.2min取决于材料批次及生产工艺控制，要求R_P0.2max与R_P0.2min的差值在一规定的范围内，本实施例的一种实施方式为，R_P0.2max与R_P0.2min的差值在100MPa至140MPa。作为本实施例的一种最佳实施方式，螺栓的最大屈服强度和最小屈服强度的差值取值为100MPa。

另外，μ_smax和μ_smin主要取决于螺栓3表面处理工艺。具体地，当螺栓3表面为磷化后涂油，μ_smax＝0.14，μ_smin＝0.08；当螺栓3表面为发黑后涂油，μ_smax＝0.16，μ_smin＝0.10。

还有就是，式7和式8中的v取决于螺栓3的具体拧紧情况，当螺栓3拧紧方式为弹性域拧紧，螺栓3的屈服强度利用系数v取值范围为70％至90％，最佳地，此情况下，螺栓3的屈服强度利用系数v为90％；当螺栓3的拧紧方式为塑性域拧紧，螺栓3的屈服强度利用系数v取值范围为100％至110％，最佳地，此情况下，螺栓3的屈服强度利用系数v为100％。

这样，本发明提供的方法在对连杆2的螺栓3进行选型的过程中充分考虑了螺栓3的轴力衰减、螺栓3在量产状态下，多批次之间螺栓3参数如螺栓3 规格、摩擦系数、屈服强度存在散差，因此在预紧力定义时结合实际生产状态，确定螺栓3预紧力范围，使得螺栓3的选型更加精准，降低连杆2的螺栓3使用过程中出现安全问题的几率。

步骤3.1：通过

计算螺栓3的实际安全系数K'，并将K' 与K进行比较，在K'≤K时，则返回步骤2.1重新对螺栓3进行选型，在K'＞K时，则合格。该步骤中，K’必须大于K值但应尽量接近，否则出现设计余量过大，造成材料浪费。

步骤3.2：通过

计算连杆2与螺栓3头部相接的承压面接触应力σ_c，式10中的A_C为连杆2与螺栓3头部之间的承压面积，随后将σ_c与连杆2的制造材料的许用接触应力进行比较，在σ_c小于连杆2的制造材料的许用接触应力时，则合格，在σ_c大于或者等于连杆2的制造材料的许用接触应力时，则返回步骤2.1重新对螺栓3进行选型。通过步骤3.1和步骤3.2则能够对所选螺栓3进行验算校核，提高螺栓3选型的准确性，保证螺栓3在使用过程中的安全性。

本实施例中，步骤3.1和步骤3.2可同时进行；或者是步骤3.1在前，步骤 3.2在后；或者步骤3.2在前，步骤3.1在后。只要选定的螺栓3能够同时满足K' ＞K且σ_c小于连杆2的制造材料的许用接触应力这两个条件，则说明所选螺栓 3选型合格。

值得注意的是，上述步骤1.1至1.5实际为螺栓3的最小装配预紧力(也即单颗螺栓使轴瓦紧固所需的预紧力)确定过程，步骤2.1和步骤2.2为螺栓3 选型及实际最大预紧力以及实际最小预紧力计算过程，步骤3.1和步骤3.2为螺栓3校核过程。另外，步骤2.1至步骤3.2中的螺栓3为选定型号后的螺栓。

具体在生产螺栓3时，在螺栓3图纸定义中和上述关键参数定义保持一致，并约束供应商的生产控制要求，以生产符合图纸要求的螺栓。

实施例2：

本实施例作为实施例1的一种举例实施方式，如下：

步骤1.1、连杆2长度即连杆大头2-1中心(旋转运动部分圆孔圆心)到连杆小头中心(往复运动部分圆孔圆心)距离l＝139mm，连杆质心2-2到连杆大头2-1中心距离l₁为33.89mm，连杆组重量(包含连杆、轴瓦及螺栓)mc为 502g。通过式1计算往复运动部分的重量m₁＝122g，通过式2计算转动部分的重量m₂＝380g。

步骤1.2、活塞1的重量m_p＝393g，发动机的最高转速n＝6900rpm，连杆2 的曲轴半径r＝44mm，连杆2旋转运动的总重量为380g，连杆2往复运动的总重量m₃＝515g，通过式3计算连杆2的最大惯性力F_b＝24.3KN。

步骤1.3、轴瓦厚度t_bs为1.2mm，轴瓦宽度w_bs为18.2mm，轴瓦材料许用接触应力σ_bs为387MPa，通过式4计算得到连杆2上装配的轴瓦防张开所需的预紧力F_V＝21.13KN。

步骤1.4、通过式5计算连杆2上的单颗螺栓3需提供的预紧力 F_n＝22.72KN。

步骤1.5、连杆2材料为非调质钢，承压面平面度要求0.03，粗糙度要求 Ra3.2，且轴瓦压紧后存在压缩变形，考虑到轴力衰减，预估安全系数K选取为 1.6，因此单颗螺栓3使轴瓦紧固所需的预紧力F_w＝36.35KN。

步骤2.1、为保证凸轮轴盖的紧固，在极限运转状态下轴瓦不被张开，要求螺栓3额定最小装配预紧力大于单颗螺栓3使轴瓦紧固所需的预紧力，根据连杆2的螺栓3装配边界条件，要求螺栓3规格≤M8，螺栓3的作用为紧固，因此选取粗牙螺纹即螺距为1，即螺栓3规格为M8×1，螺栓3头部直径为Φ 12.1mm，螺栓3通孔为Φ9.2mm，采用36MnVS4材料，其许用接触应力为1131MPa；根据供应商所提供的原材料及生产工艺一致性，确定螺栓3屈服强度范围为100MPa；根据防腐要求，选择磷化后涂防锈油，根据供应商反馈的表面处理工艺一致性，要求摩擦系数范围为0.08-0.14，螺栓3拧紧方式为塑性域拧紧，屈服强度利用系数v设置为100％，R_P0.2min为1100MPa，由式7可以算出所选螺栓3的实际最小预紧力为37.68KN，也即F_Mmin＝37.68KN，因此，初选的螺栓3的F_Mmin大于F_w。

步骤2.2、根据式8计算螺栓3的实际最大预紧力F_Mmax＝44.12KN，其中，μ_smin为0.08，R_P0.2max为1200MPa。

步骤3.1、通过式9计算所选螺栓3的实际安全系数K'＝1.66，因此K'＞K。

步骤3.2、根据布置边界确认，螺栓3与连杆大头2-2的承压面积A_C为 48.51mm²，通过式10计算连杆2与所选螺栓3头部相接的承压面接触应力σ_c＝909.51MPa，连杆2为非调制钢制成的解耦见，σ_c满足非调制钢最大许用应力限值1133MPa要求。

基于以上，当螺栓3规格M8×1，屈服强度范围1100-1200MPa，摩擦系数 0.08-0.14，预紧力目标为螺栓屈服点时，对应的螺栓预紧力范围 37.68-44.12kN。实际螺栓3拧紧安全系数1.66满足要求，连杆大头2-2承压面满足要求，判断螺栓3的选型及预紧力范围确定满足设计要求。

实施例3：

本实施例作为本发明的一种实用化实施例，本实施例中，利用EXCEL表格的计算功能，执行上述实施例中的方法，也即将式1至式10输入EXCEL表格中并进行关联，当输入相应输入值时，获得对应的输出值，这样，便可以提高上述方法计算的准确率及效率。

以上，仅为本发明的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明记载的技术范围内，可轻易想到变化或替换，都应涵盖在本发明的保护范围之内。因此，本发明的保护范围应以权利要求的保护范围为准。

F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs (4)

F_n＝(F_b+F_V)÷2 (5)

F_w＝K×F_n (6)

。

Claims (10)

1.一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于，包括：

以所述连杆的质心为分界点将所述连杆分为与曲柄销相连的旋转运动部分和与活塞相连的往复运动部分，根据所述连杆的总重量获得所述旋转运动部分旋转运动的重量和所述往复运动部分的重量，并根据所述旋转运动部分旋转运动的重量和所述往复运动部分往复运动的重量获得所述连杆的最大惯性力；

获得所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力；

根据所述连杆的最大惯性力和所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力；

根据预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，所述预定安全系数为据所述螺栓使用过程中的轴力衰减确定的；

根据所述连杆的螺栓装配边界条件和所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力来初步选定螺栓型号；

根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，并根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力；

根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，并将所述螺栓的实际安全系数与所述预定安全系数进行比较；

根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述连杆与螺栓头部之间的承压面积获得所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力，并将所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力与所述连杆制造材料的许用接触应力进行比较；

在所述实际安全系数大于所述预定安全系数时，并且所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力小于所述连杆制造材料的许用接触应力时，确定选定螺栓型号合格。

2.根据权利要求1所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述获得所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，包括：

根据所述轴瓦的厚度、所述轴瓦的宽度和所述轴瓦的料许用接触应力，获得所述轴瓦防张开所需的预紧力。

3.根据权利要求2所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述轴瓦的厚度、所述轴瓦的宽度和所述轴瓦的料许用接触应力，获得所述轴瓦防张开所需的预紧力，具体为：

所述轴瓦防张开所需的预紧力F_V＝t_bs×w_bs×σ_bs，所述t_bs为所述轴瓦的厚度，w_bs为所述轴瓦的宽度，σ_bs为所述轴瓦材料许用接触应力。

4.根据权利要求3所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述连杆的最大惯性力和所述连杆上装配的轴瓦防张开所需的预紧力，获得单颗螺栓需提供的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓需提供的预紧力F_n＝(F_b+F_V)÷2，所述F_b为所述连杆的最大惯性力。

5.根据权利要求4所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述螺栓的预定安全系数以及所述单颗螺栓需提供的预紧力，获得单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，具体为：

所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力F_w＝K×F_n，所述K为所述螺栓的预定安全系数。

6.根据权利要求5所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述螺栓的预定安全系数K的取值范围为1.6-2.0。

7.根据权利要求6所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述选定螺栓型号对应的螺栓的最小屈服强度以及最大摩擦系数获得所述螺栓的实际最小预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最小预紧力

所述根据所述螺栓的最大屈服强度以及最小摩擦系数获得所述螺栓的实际最大预紧力，具体为：

所述螺栓的实际最大预紧力

所述v为所述螺栓的屈服强度利用系数，所述R_P0.2max为所述螺栓的最大屈服强度，所述R_P0.2min为所述螺栓的最小屈服强度，所述A_s为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积，所述d₂为所述螺栓的螺纹中径，所述d₀为所述螺栓的外螺纹公称应力截面积当量直径，所述α′为所述螺栓的螺纹牙侧角，所述μ_smin为所述螺栓螺纹的最小摩擦系数，所述μ_smax为所述螺栓螺纹的最大摩擦系数，所述P为所述螺栓的螺距。

8.根据权利要求7所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述螺栓的实际最小预紧力以及所述单颗螺栓使所述轴瓦紧固所需的预紧力，获得所述螺栓的实际安全系数，具体为：

所述螺栓的实际安全系数

9.根据权利要求7所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：所述根据所述螺栓的实际最大预紧力以及所述连杆与所述螺栓头部之间的承压面积获得所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力，具体为：

所述连杆与所述螺栓相接的承压面接触应力

所述A_C为所述连杆与螺栓头部之间的承压面积。

10.根据权利要求1-9中任一项所述的一种汽车发动机连杆螺栓选型及校核方法，其特征在于：在EXCEL表格中执行权利要求1-9中任一项所述的方法。

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