1、武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 1 学 号： 0121207210303 题 目 1.0L 四冲程 汽油机 连杆组 设计 学 院 汽车工程学院 专 业 热能与动力工程 班 级 1203 姓 名 曹振乾 指导教师 胡杰 2016 年 1 月 15 日 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 2 课程设计任务书 学生姓名： 曹振乾 专业班级： 热动 1203 班 指导教师： 胡杰 工作单位： 汽车工程学院 题 目 : 1.0L 四冲程汽油机 连杆组 设计 初始条件： 1、平均有效压力： 0.81.2MPa 2、活塞平均速度： 18m/s 要求完成的主要任务 : 1、 装配图设计。 2、
2、 零件图设计。 3、 说明书 1 份。 时间安排： 序号 项目 应完成时间 备注 1 课题准备 1、 设计发动机的结构参数。 2、 进行运动学计算。 3、 形成文档。 2015.12.08 2 装配图设计与绘图 1、 热力学计算。 2、 动力学计算。 3、 形成文档。 2015.12.09 3 装配图设计与绘图 1、 结构参数设计并形成文档。 2、 装配图设计绘图（草图）。 2015.12.10 4 装配图设计与绘图（底图） 2015.12.11 5 装配图设计与绘图（加粗与标注） 2015.12.12 6 零件图设计 1、 零件计算。 2、 形成文档。 2015.12.13 武汉理工大学汽车
3、发动机设计课程设计说明书 3 7 零件图设计绘图 2015.12.14 8 零件图设计绘图 2015.12.15 9 零件图设计绘图 2015.12.16 10 零件图设计绘图 2015.12.17 11 零件图设计绘图 2015.12.18 12 撰写设计说明书 2015.12.19 13 撰写设计说明书 2015.12.20 14 答辩 2015.12.21 15 答辩 2015.12.22 注意事项： 1、 课程设计期间必须严格遵守学校的作息时间。 2、 指导教师每天点名。 3、 学生每天的任务必须完成，指导教师作好相应的进度记录。 指导教师签名： 2015 年 12 月 05 日 系主
4、任（或责任教师）签名： 年 月 日 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 4 目录 前言 6 1 汽油机的结构参数 7 1.1 初始条件 . 7 1.2 发动机的类型 d 7 1.2.1 冲程数的选择 . 7 1.2.2 冷却方式 . 7 1.2.3 气缸数与气缸布置方式 . 7 1.3 基本参数 . 8 1.3.1 行程缸径比 S/D 的选择 . 8 1.3.2 气缸工作容积 Vs，缸径 D 的选择 . 8 1.3.3 其他参数的计算 . 8 2 热力学计算 9 2.1 热力循环基本参数的确定 . 9 2.2 P-V 图的绘制 10 2.3 P-V 图的调整 11 2.4 PV图向 P图
5、的转化 . 12 2.5 有效功及有效压力 的求解 . 13 3 运动学的计算 13 3.1 曲柄连杆机构的选型 . 13 3.2 连杆比的选择 . 13 3.3 活塞运动规律 . 14 3.4 连杆运动规律 . 15 4 动力学计算 16 4.1 质量转换 . 16 4.2 作用在活塞上的力 . 18 4.3 输出合成转矩 . 21 5 连杆零件结构设计 21 5.1 材料选择 . 22 5.2 连杆长度 L 22 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 5 5.3 连杆小头孔径 d1、外径 D1、宽度 B1和衬套外径 d . 22 5.4 连杆大头孔径 D2、外径 D2、连杆螺栓孔间距
6、C、宽度 B2、高度 H3和高度 H4 22 5.5 连杆杆身的结构设计 . 23 5.6 连杆螺栓的设计 . 23 5.7 连杆结构设计说明 . 23 6 连杆强度校核 24 6.1 连杆小头的强度校核 . 24 6.2 连杆大头的强度计算 . 27 7 个人小结 28 8 参考文献 30 9 附录 31 9.1 附录 1.内燃机基本参数 31 9.2 附录 2.运动学计算表 32 9.3 附录 3.动力学计算表 34 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 6 1.0L 四冲程汽油机连杆组设计 前言 2015年 大四上 半学期我们学习了汽车发动机设计 这门专业必修课，在课程安排中，我们学
7、习了有关汽车发动机 设计流程，内燃机配气机构、曲柄连杆机构等的设计，还对其润滑和冷却系统以及噪声振动的产生有了更加深入的理解。为了考察我们对于所学内容的掌握以及运用程度，也为了以后能够深入学习本专业知识或者工作所需，安排了此次为期三周的课程设计。在这三周里，我们要根据分配到的不同设计任务，和组内的成员一起结合所学到的知识，完成一款特定（新型）发动机的活塞组、连杆组、曲轴组件的设计。根据设计任务，我们设计的发动机不仅要符合使用要求，而且还应对标现在市面上的同排量同 类型的发动机，保证性能参数 不低于一般水平。我所在的小组在此课程设计 中要完成的是 1.0L四冲程汽油机的三大组件设计，我分配到的任
8、务是完成其连杆组的设计。 此次课程设计不仅仅要求我们完成工程图纸 的绘制 和 手写版 说明书的制作，还要求我们使用制图 /制表软件 (Excel 或者 Matlab 等 )绘制发动机的 P-V 特性图 并进行相关计算 ，以及活塞连杆等的运动规律和受力曲线， 还有规范的电子档说明书的制作， 期间还需要我们自己查阅相关的文献以及机械设计手册等， 所以对于我们来说 这不仅 是一次非常规范和有意义的 课程设计 ，在实践中 理解运用 书本上的知识，而且在标准化的 要求 下，也 能促进大家 养成良好的习惯，为以 后的学习和工作 做提前的锻炼。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 7 1 汽油机的结构
9、参数 1.1 初始条件 参数名称 参考 /已知数值 初选数值 发动机排量 1.0L 1.0L 平均有效压力 = 0.81.2 = 1.2 活塞平均速度 18/ = 15/ 1.2 发动机的类型 d 1.2.1 冲程数的选择 已知为四冲程。 1.2.2 冷却方式 根据陈家瑞汽车构造上册，内燃机的冷却系统有水冷和风冷之分。风冷式发动机 有 对地理环境和气候环境的适应性能强、冷启动时间短、维护简便等优点，但由于我们此次设计的1.0L排量的发动机面向的主要是普通小型汽车，使用环境比较单一，并且由于水冷系统有冷却性能好、强化潜力大等优点，对于此 1.0L排量的发动机来说，就能够使用增压等方式提高发动机动
10、力性能并且保证其冷却能力，综合以上因素，我们选择的冷却方式是水冷式。 1.2.3 气缸数与气缸布置方式 根据陈家瑞汽车构造上册，内燃机的气缸数和气缸布置方式对于内燃机结构尺寸、平稳性制造成本都有较大的影响。目前车用发动机四缸机使用较为普遍，少数车型也有搭载六缸或者以上的发动机。 气缸布置方式主要有单列式、双列式和卧式，由于 发动机的气缸数主要和排量关系较大，并且不超过六缸的发动机，普遍采用直列式的气缸布置方式，这种气缸布置方式不仅制造工艺相对成熟，而且成本相对较低，使用维修方便，所以我们选择的气缸布置方式为直列式。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 8 对于 1.0L排量的发动机， 现
11、在市面上的大多数同排量的发动机都为 3缸，并且受排放以及轻量化的考虑，小型化也是目前发动机设计的主要趋势，所以我们也将 气缸数选择为 3缸。 1.3 基本参数 1.3.1 行程缸径比 S/D 的选择 根据内燃机设计， 现代汽车的行程缸径比 S/D的值一般在0.8-1.2之间 ，所以初步确定行程缸径比为 1.0. 1.3.2 气缸工作容积 Vs，缸径 D 的选择 参 考目前已有的发动机水平以及汽车发动机现代设计 根据内燃机学中的基本计算 公式，计算缸径 D、活塞行程 S、额定功率 Pe以及额定转速 n: = 30 （ 1） = 30 （ 2） = 4 2 103 (3 ) 其中： Pe 发动机的
12、有效功率 Pme 发动机的平均有效压力， 初步 取 1.2Mpa Vs 气缸的工作容积 ， 3 = 1.0 i 发动机的气缸 数目，初步 取 3 n 发动机的 转速 Vm 活塞的平均速度，初步取 15m/s S 发动机活塞的行程 D 发动机气缸内径 发动机行程数，依题为 4 根据以上条件带入上面的公式，计算 并将结果圆整 得： D=75mm， S=75mm， n=6000r/min， Pe=60Kw 1.3.3 其他参数的计算 压缩比 ： 气缸总 容积 Va与燃烧室容积 Vc之比，其中 Va=Vs+Vc。 根据内燃机设计，汽油机的压缩比 在 8-10 之间， 现在已经 能够做到 10.6左右，
13、缸内直喷汽油机的压缩比能够达到 12。在自然吸气发动机中，马自达开发的运用阿特金斯循环的新型自然吸气发动机甚至可以将压缩比提高到 13。对于此次课程设计我们武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 9 设计 采用 普通奥拓循环发动机， 并且由于受到爆燃和表面点火等不正常燃烧以及机体强度的限制，我们将压缩比选定为 10（市售五菱之光 1.0L发动机的压缩比为 9.5） 则： = 24 = 7524 75 331.3 燃烧室容积 = 1 36.8mL 角速度 = 260 628.3/ 曲柄半径 r = 2 = 37.5 连杆比 = 1/51/3，取 = 1/4 干式气缸套缸心距 0 = （ 1.1
14、21.24） ,取 0 = 88 2 热力学计算 根据内燃机学，通常根据内燃机所用燃料，混合气行成方式，缸内燃烧过程等特点，把火花点火发动机的实际循环近似看成等容加热循环， 把压燃式柴油机的实际循环简化为混合加热循环或等压加热循环。汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个过程。在本设计中，先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀进行计算，绘制 P-V图并校核。 为建立内燃机的理论循环，需对内燃机的实际循环中存在大量的湍流耗散、温度压力和成分的不均匀性以及摩擦、传热、燃烧、节流和工质泄露等一系列不可逆损失做必要的简化和假设，简化结果如下： 1)、 把压缩和膨胀行程简化成理想的绝热可逆的
15、等熵过程， 忽略工质与外界的热量交换以及泄露等的影响； 2）、 将燃烧过程简化成为等容、等压或者混合加热过程，将排气过程简化为等容放热过程； 3）、 忽略发动机进排气过程，从而将循环简化为一个闭口循环； 4）、 以空气为介质，并视为理想气体，在整个循环过程中工质物理及化学性质保持不变，比热容为常 数。 2.1 热 力循环基本参数的确定 根据内燃机学，压缩过程绝热指数 1 = 1.281.35， 初步取 1 = 1.32； 膨胀过程绝热指数 2 = 1.311.41， 初步取 2 = 1.35； 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 10 根据内燃机学，汽油机压缩比 = 812，初步取 =
16、10； 根据内燃机学 ， 压力升高比 = 79， 初选 = 8. 2.2 P-V 图的绘制 通常情况下，压缩始点的压强在 = (0.80.9)0（ 0为当地大气压值 ）， 假定外界 0 = 0.1，选定 = 0.09，将压缩过程近似的看作绝热过程，由 1 = 1.32， 并根据 P = ,可以在 Excel 中绘制出压缩过程线。混合气体在气缸压缩后，经等容加热，利用 值得到最大爆发压力值。膨胀过程类似压缩过程， 由 2 = 1.35， 绘出膨胀线。最后连接膨胀终点和压缩始点，得出理论的 P-V图 1. 简化的条件为： 假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同； 假设工质是在
17、闭口系统中做封闭循环； 假设工质的压缩和膨胀是绝热等熵过程； 假设燃烧过程是等容加热过程，工质放热为定容放热。 则计 算如下 1）、压缩过程中： 1.32 = 1.32 压缩始点压强： = 0.09 燃烧室容积： = 11 36.8 气缸 工作容积： = 331.3 气缸总容积： = + = 331.3+36.8 = 368.1 计算得到压缩 终 点压强 1.88 压缩过程中缸内压力 Pc与气缸容积 Vc之间的函数关系如下： = 1.321.32= 0.090.3681.321.32（ 4） 2）、膨胀过程中： 1.35 = 1.35 膨胀始点压强： = 15 膨胀始点容积： = 36.8 膨
18、胀终点容积： = = 368.1 计算得膨胀终点压强 0.67 膨胀过程中缸内压力 Pb与气缸容积 Vc之间的函数关系如下： = 1.351.35= 0.03681.351.35 (5) 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 11 根据上面的计算结果并且 在 Excel 中初步绘制发动机的压缩过程和膨胀过程线，并且连接端点得到下图 1： 图 1.理论 P-V图 2.3 P-V 图的调整 实际的 P-V 图和利用多变过程状态方程绘制的 P-V 图还存在 一些差别，主要是点火提前角和配气相位的原因。对图 1作以下调整： 最大爆发压力： Pz取理论水平的 2/3，即 Pz=10Mpa，以此值与原
19、膨胀压力线相交，水平以上部分去掉，余下部分做些调整。考虑到实际过程与理论过程的差异，最大爆发压力发生在上止点之后 12 -15，选择最大爆发压力出现在上止点之后 12； 点火提前角：根据资料常用范围在 20 -30之间，经调整后取 26； 排气提前角：常用范围在 40 -80，经调整后取 60； 0246810121416180 0.05 0.1 0.15 0.2 0.25 0.3 0.35 0.4气体压力/Mpa气体容积 /L理论 P-V图压缩过程线 膨胀过程线武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 12 调整后的 P-V图如下图 2： 图 2.调整后 P-V图 2.4 PV图向 P图的转
20、化 = + 其中 是气缸工作容积， 是燃烧室容积， = 24 ,所以根据活塞唯一 x和曲轴转角 的关系，就可以在 Excel 中求取相应转角 时对应的气缸容积 Va。 根据内燃机设计，对于中心曲柄连杆机构运动规律，其活塞位移 x和曲轴转角 的关系近似为： 根据 2.2 和 2.3中的内容， 气缸容积 Va与曲轴转角 的关系为： = 2r(1)+14(12)4 + （ 6） 压缩过程曲轴转角为 180， 360 膨胀过程曲轴转角为 360， 540 进排气过程为 0， 180 、 540 ， 720 取间隔角为 5，画出 P如下图 3： 0246810120 0.05 0.1 0.15 0.2
21、0.25 0.3 0.35 0.4缸内压力/Mpa缸内容积 /V调整后 P-V图武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 13 图 3.P-图 2.5 有效功及有效压力的求解 由热力学计算所绘制的示功图为理论循环的示功图，其 围成的面积表示的是汽油机说做的指示功 Wi，数值由对示功图积分后求得的面积来表示： = 1.351.35 1.321.32 （ 7） 其中： Pa=0.09Mpa， Pz=10Mpa,Vb=Va=0.368L,Vc=0.0368L 在 matlab 中对上式进行积分，带入上述数值得： 469 则汽油机平均指示压力 = = 4690.368103 = 1.3 符合要求 11
22、0% 120% 平均有效压力 = 4690.90.368103 = 1.147 = 30 = 1.1470.3683600030 4 = 63.3 与前面的计算结果（ 60Kw）基本一致，误差 为 5.5%，在可以接受范围内 【热力学部分的计算原始数据及截图见附件 】 3 运动学的计算 3.1 曲柄连杆机构的选型 根据内燃机原理，在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。本次设计选择中心曲柄连杆机构。 3.2 连杆比的选择 根据内燃机设计，为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计得总趋势024681012
23、0 100 200 300 400 500 600 700 800缸内压力/Mpa曲轴转角 /P-图武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 14 是尽量缩短连杆长度。目前值已经大到 1/3.2,常用范围为 1/4 1/3.2。初选 =1/4。 可得连杆长度 L=r/ =150mm 3.3 活塞运动规律 根据内燃机设计， 活塞位移近似式： X = r(1cos)+ 4(1cos2)(8 ) 式中 ： =1/4,r 曲轴半径 ， r=S/2=37.5mm 经计算后 X-图如下： 图 4.活塞位移 X-图 活塞速度近似式 ： V = r(sin + 2sin2) （ 9） 其中 = 30 = 62
24、8.32 /,根据前面结果 n=6000r/min， r=0.0375m 010203040506070800 100 200 300 400 500 600 700 800活塞位移X /mm曲轴转角 / 活塞位移 X武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 15 图 5.活塞速度 V-图 活塞加速度近似式： a = r2(cos +cos2) （ 10） 图 6.活塞加速度 a- 图 3.4 连杆运动规律 连杆式做复合平面运动，即其运动是由随活塞的往复运动以及绕活塞销的摆动合成。连杆相对于气缸中心的摆角： = sin1 sin （ 11） -30-20-1001020300 100 200
25、300 400 500 600 700 800活塞速度V /m/s曲轴转角 /活塞速度 V-15000-10000-5000050001000015000200000 100 200 300 400 500 600 700 800活塞加速度a/ m/s2曲轴转角 /活塞加速度 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 16 图 7.连杆摆角 a-图 4 动力学计算 4.1 质量转换 常采用的方法为二质量替代系统：用集中在小头处的换算质量 1和集中在大头处的质 量 2来代替连杆的实际质量。 a) 换算系统两质量之和等于原连杆的质量 m 1+ 2 = m b) 换算系统的质心与原连杆质心重合 11
26、 = 22 L1：连杆质心至连杆小头中心距离 L2：连杆质心至连杆大头中心距离 由上述两个条件得 : 1 = (2) （ 12） 2 = 2 （ 13） 沿气缸轴线作直线运动的活塞组零件，可以按质量不变的原则简单相加，并集中在活塞销中心。 = （ 14） -20-15-10-5051015200 100 200 300 400 500 600 700 800连杆相对于气缸中心的摆角/曲轴转角 /连杆相对于气缸中心的摆角 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 17 做平面运动的连杆组，根据动力学等效性的质量，质心和转动惯量守恒三原则进行质 量换算。 3 个条件决定三个未知数，可用位于比较方便
27、的位置上即连杆小头，大头和质心 处三个质量来代替连杆。实际结果表明 m与相比 1, 2很小，为简化受力分析，常用集中在连杆小头和大头的 2 个质量代替连杆。 往复惯性质量 ： = 1 +2 +3 （ 15） 式中 ： ： 1 活塞质量； 2 活塞销质量； 3 连杆小头质量 1）、 在估算活塞质量时 ，可以 将活塞当做薄壁圆筒处理 ： 1 = 1 4 2 ( 2)2 （ 16） 式中 ： D-活塞直径， D=75mm； -活塞厚度， =6mm； 汽油机为（ 0.06 0.10） D,取 0.08 H-活塞高度， H=67mm； H=(0.8-1.0)D， 取 67mm 活塞材料选为共晶铝合金 :
28、 1 = 2.7/3 可得： 1 = 235.3 2）、 活塞销质量 2 = 2 4 (12 22) （ 17） 1-活塞销外径， 1=18mm； 衬套内径 1 = d2 = 18; 2-活塞销内径， 2 = 12;2 = (0.650.75)1，取 12 -活塞销长度 ， = 64； = (0.80.9) = 64; 活塞销采用 20Cr，其密度 2 = 7.9/3 2 = 71.5g 3）、 连杆小头质量 3 = 3 4 (12 22)1 （ 18） 式中 1-连杆小头外 径， 1=25mm； 1 = (1.21.35)d1，取 25 2-连杆小头内 径， 2=21mm； 2 = (0.2
29、50.30)，取 21 衬套外径 d1 = 2/(1.051.15)， 圆整后 d1=20mm,根据 HB3-11-2002，选择衬套材料为 30CrMnSiA钢管按 GJB2609-1996， 衬套外径 d1 = 20； 衬套内径 d2 = 18；衬套长度 L = 1 = 28； 衬套质量为 = 13.1g; 1-连杆小头宽度， 1=28mm； 1 = (1.21.4)2 = 28 连杆材料选择为中碳合金钢 40Cr， 3 = 7.85/3 3 = 31.7g 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 18 综上所述， = 1 +2 +3 + = 235.3+71.5+31.7+13.1 =
30、 351.6g 4.2 作用在活塞上的力 作用在活塞销中心的力， 分为 和 , 为气体作用力， 为往复惯性力。 4.2.1 气体力 = 2(0)4 = 3.14752(0.1013)4 （ 19） 式中： P 活塞顶上的压力， 0 -活塞背压 图 8.气体作用力 Fg-图 4.2.2 往复 惯性力 Fj 在机构中的传递情况与 Fg 很相似， Fj 也使机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于 Fj 对汽缸盖没有作用，所以它不能在机内自行抵消，是向外表现的力，需要由轴承承受。则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力 Fj 的大小： Fj 和曲轴转角满足下列关系式： = = 0.3516r2
31、(cos +cos2) (20 ) 作出 往复惯性力 与曲轴转角 的关系图 ，如下： -100000100002000030000400005000060000700000 100 200 300 400 500 600 700 800气体作用力Fg N曲轴转角 气体作用力 Fg气体作用力 /N武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 19 图 9.往复惯性力 Fj-图 4.2.3 旋转惯性力 旋转惯性力公式如下： = 2 （ 21） 当曲轴角速度不变时， 大小不变，其方向总是沿着曲外。如果不用结构措施（如平衡块）消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机承受支反力，它不产生转矩和倾覆力矩。在本次
32、设计中，用平衡块结构措施消除，所以在计算中可以忽略它。 4.2.4 曲柄连杆机构中 力的传递和相互关系 作用在活塞销中心的力，是 和 合力。即 F = +。把该力分解到连杆方向 F和垂直于气缸中心线方向F。连杆方向的力 F沿连杆传递到连杆大头，该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上。把 F分解 为沿曲柄作用的径向力 和垂直于曲柄 半径方向 的切向力F。其中各力在大小上满足下列关系式 : -8000-6000-4000-200002000400060000 100 200 300 400 500 600 700 800往复惯性力Fj N曲轴转角 /往复惯性力 Fj/N武汉理工大学汽车发动机设计课程
33、设计说明书 20 垂直于气缸中心线方向 侧向力 ： F = Ftan (22 ) 连杆力 ： F = F/cos （ 23） 切向力： F = F sin( +) = Fcossin( +) （ 24） 径向力： F = F cos( +) = Fcoscos( +) （ 25） 单缸转矩 M： M = F = sin (+) （ 26） 上面各力随曲轴 转角变化关系的曲线图如下图所示 : 图 10.力的分解 单缸转矩图如下： 图 11.单缸转矩 M-图 -1000001000020000300004000050000600000 100 200 300 400 500 600 700 800
34、Fn/Fl/Ft/Fk(N)曲轴转角 /力的分解侧向力 Fn 连杆力 Fl 切向力 Ft 径向力 Fk-200-10001002003004005006007000 100 200 300 400 500 600 700 800M/Nm曲轴转角 /单缸转矩 M单缸转矩武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 21 4.3 输出合成转矩 由于本三缸机点火顺序为 1-3-2， 为了方便计算，假设每缸转矩都一样，是均匀的，仅仅是工作时刻即相位不同。如果第一缸的转矩为 1(),则第二缸的转矩为2 = 1( +480 ) （ 27） 3 = 1( +240 ) （ 28） 则发动机输出总转矩 = 1 +
35、2 +3(29 ) 输出总转矩图如下： 图 12.总扭矩 Mz-图 5 连杆零件结构设计 根据内燃机设计，发动机的连杆组是将活塞上所受的力传递给曲轴变成转矩，同时将活塞的往复运动变为曲轴的旋转运动。主要由连杆体（小头、杆身、连杆大头）、连杆盖、连杆螺栓、轴瓦组成。 连杆小头与活塞销相与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连，与曲轴一起作旋转运动。因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。连杆的基本载荷是拉伸和压缩，最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近。在设计时，连杆主要承受气压力和往复惯性力所产生的交变载荷。因此，在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。同
36、时为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地增加结构尺寸，因为这样会导致连杆质量的增加，惯性力也相应-200-10001002003004005006007000 100 200 300 400 500 600 700 800输出扭矩/Nm曲轴转角 /总扭矩图 Mz武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 22 增加，所以连杆设计的总体要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选 用高强度的材料，设计合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。 以下连杆结构参数的选择参考值参考杨连生版内燃机设计。 5.1 材料选择 连杆材料就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，连杆我选
37、用非涨断式连杆，一般材料可选中碳钢（ 45 钢、 40 钢）、中碳合金钢（ 40Cr、40MnVB、 40MnB）；球墨铸铁；铸铝合金等材料。 我 选用 40Cr作为连杆材料， = 7.85/3 5.2 连杆长度 L 根据上文中，连杆比 = = 1/4，曲柄半径 r=37.5mm， 所以连杆长度L=150mm。 5.3 连杆小头孔径 d1、外径 D1、 宽度 B1和衬套外径 d 连杆小头孔径 d1和宽度 B1由衬套外径 确定， 且 1 = （ 0.250.3） ， 参考上文，可取 1 = 21mm 连杆小头外径 1 = (1.21.35)，取 1 = 25 连杆小头宽度 B1 = （ 1.21
38、.4） 1， 取 B1 = 28mm 衬套外径 d = 11.051.15， 取 d = 20mm 5.4 连杆大头孔径 D2、外径 D2、连杆螺栓孔间距 C、 宽度 B2、高度 H3和高度 H4 连杆大头的结构尺寸基本决定于曲柄销直径 D2、长度 B2、 连杆轴瓦厚度 2和连杆螺栓直径 ，其中部分参数是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压能力，在曲轴设计中确定的。 根据曲轴设计 及薄壁不翻边轴瓦外径与壁厚 （摘自 GB/T 3162-1991） ， 选择 曲柄销直径 41， 2 = 18；连杆大头轴瓦尺寸为外径 D2 = 45，壁厚 t=2mm； 为了便于维修，高速内燃机的连杆必须能从气缸中取出，
39、故要求大头在摆动平面内的总宽 0必须小于气缸 直径； 为了保证较大的刚度，连杆大头选用平切口形式，并且： 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 23 3 4 (0.350.5)2，取 3 = 4 = 20 连杆大头外径 2 = (0.60.68),取 2 = 50 为提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距 C 应尽量小，对平切口连杆， C = （ 1.241.31） D2， 取 C = 56mm； 5.5 连杆杆身的结构设计 连杆杆身为连杆大头和小头之间的细长杆部分，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，因此连杆必须有足够的断面积，并
40、消除产生应力集中的因素。 根据内燃机设计，现代汽油机连杆杆身平均断面积 与活塞面积 之比 = 0.020.05， 取 = 1802； 非摆动平面内的惯性矩 4， 为连杆在摆动平面内的惯性矩； “ 工 ” 字形断面的高宽比 HB = 1.41.8， 对于汽车发动机， B 初步可按下式求出： B = 6 = 12.5mm，所以取 H=20mm； 5.6 连杆 螺栓的 设计 连杆 螺栓在设计时应首先由足够的抗拉强度，在预紧力和工作载荷下不产生塑性变形，而且要有足够的耐疲劳载荷能力，没有应力集中，采用细牙螺纹，螺栓刚度要小于被连接件刚度。 四冲程内燃机工作时，连杆螺栓承受的最大拉伸载荷按照下式计算：
41、F = = 1 ( 1)(1+)2 +(2 3)2 (30 ) 其中 为交变拉伸载荷； 为活塞组质量； 1为连杆组往复部分质量；2为连杆组旋转质量； 3为大头盖质量。 为了防止连杆体和连杆盖的接合面在工作载荷的拉伸下脱开，在装配时需加足够的预紧力 F1，而为了压平轴瓦对孔座的过盈量，装配时还需加一预紧力F2。该两力之和 F0称为螺栓预紧力，是一静载荷，一般可高达工作载荷 的6-7倍。 5.7 连杆结构设计说明 由于式（ 30）中活塞组质量、连杆组旋转质量、大头盖质量等无法得到准确数值，并且根据内燃机设计，连杆各部分质量可以通过 在 确定上述的基武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书 24 本
42、参数 之后 ，在三维制图软件中建立相应模型得出准确质量，并在相应的 CAE软件中 利用有限元方法进行强度及刚度校核，然后对设计进行修改或者确认。所以在上面的设计过程中部分详细数据无法计算，并且在下面的校核中，不对连杆螺栓进行强度校核，并且由于连杆杆身数据不足以及为了简化计算，将连杆杆身简化为同一截面形状，确定其“工 ” 字形截面参数，再对其进行相应的校核。 6 连杆强度校核 6.1 连杆小头的强度 校核 6.1.1 衬套过盈配合及温升产生的小头应力 =+112+2122+12+12212 （ 31） 式中： = ( )， d(厘米 )； 工作后小头的温升，约 100-150 ； 1 小头外径，为 25mm； 1 小头内径，为 21mm； 衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取 = 1.8105（ 10 ） 连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢 ,可取 = 1.0105（ 10 ） 、 泊桑系数 ，一般可取 = = 0.3 E 连杆小头材料的弹性模数，对于钢， E = 2.2105 N/mm 衬套材料的弹性模数，对于青铜， = 1.15105N/mm 计算得： + = 0.065 计算可得 : =19.59M
