L四行程汽油机连杆组设计Word文档下载推荐.doc
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6.1.3连杆大头尺寸的确………………..……..…………………………………8
6.2连杆强度的计算…………….…………………………………………………………9
6.2.1连杆小头强度的计算………………...……………………………………9
6.2.2连杆大头的强度计算……………...………………………………………12
7小结…………………………………………...…………………………………..….……….14
8参考文献…………………………………………..…………………………….…….……….15
9附表………………………………………………….…………………………….…..……….16
1.4L四冲程汽油机连杆组设计
1前言
这个学期开设的《汽车发动机设计》课程设计是在我们学习了一些基础制图知识和汽车以及发动机的整体知识框架后所给我们的一次很好的锻炼，众所周知现代汽车工业发展越来越快，而作为汽车心脏的发动机自然也成为了发展的重中之重，发动机的结构和性能对汽车起着决定性的影响，比如汽车的行使速度、加速性能、爬坡度、牵引力等等都取决于发动机，因此来说设计发动机是汽车设计的重中之重，而发动机的设计又对我们的想象能力，制图能力，分析计算能力，查阅各种工具书的能力无疑是一次很好的锻炼，因此，我们要充分利用这次课程设计的机会，认真对待，做好充分的准备，保证高质量的去完成，这也为以后学习打下了一个很好的基础。
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2结构参数计算
2.1已知条件
平均有效压力:
0.8～1.2取=1.0
活塞平均速度:
<
18m/s，取=16m/s
2.2发动机结构形式
1.4L汽油发动机设计，参考杨连生版《内燃机设计》设计为4缸4冲程汽油机，冷却方式采用水冷。
2.3发动机主要结构参数
由 =1.4L取得D=76mm
则S=1.0×
D=76mm（S与D均取整）
参考杨连生版《内燃机设计》的取值范围在0.8～1.2之间，
P==＝74kW
ε=取ε=10；
由
则气缸工作容积=
=0.389L=0.039L
n==6316r/min
角速度ω===661.07rad/s
曲柄半径
3热力学计算
压缩始点的压强=0.8~0.9；
取=0.09
3.1多变指数的选择
压缩过程：
取压缩冲程终点（设为B点），从A点（压缩过程始点）到B点的压缩过程看作是多变的压缩过程，压缩多变指数范围为=1.28~1.35，取=1.30
膨胀过程：
取定容增压的终点（设为C点），从B点到C点看作为定容压缩过程，膨胀多变指数范围为=1.30~1.40取=1.35
由可计算得到压缩终点压力为：
~
3.2压力升高比的选择
查得压力升高比=，λ在6～9之间。
取=7则
===12.53，圆整后
3.3绘制（理想）P～V图
得到未调整的P-V图（数据见附表3）
图1
3.4P～V图的调整
发动机实际过程比较复杂，所以在得到的P～V图上要修正得到，最高压力不在上止点，还有点火提前角，排气提前角的修正，显然实际的边界条件是不可能得到的，所以要做一些适当的修正。
图2
4动力学计算
由曲柄连杆机构的受力分析计算：
（为机构往复惯性质量）
活塞质量=214.86g
连杆小头质量.==80.94g
连杆质量m=0.00063（D-80）2+0.0476（D-80）+0.2149≈1.05kg
估算
P在连杆小头处即活塞销孔处分解为和，而又在两岸大头分解为K和t，又根据《汽车发动机设计》有
k=cos（+β）=
（数据见附表4）
5运动学计算
取
5.1活塞位移
X=r[（1-）+]（数据见附表2）
5.2活塞速度
（+）（数据见附表2）
5.3活塞加速度
（数据见附表2）
6连杆的设计
连杆是发动机的重要组成部分，主要由连杆大头、大头盖、连杆轴瓦及连杆螺栓等部分组成。
其作用是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。
连杆小头与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲轴一起作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面摆动。
连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。
由于受力比较复杂并且需要实验来指导，因此设计时应综合考虑。
6.1连杆主要尺寸的设计
6.1.1连杆长度的确定
连杆长度由杆比来说明，而，值越大，连杆越短，则发动机的总高度越小。
参考杨连生版《内燃机设计》设计，值范围为。
取，则
6.1.2连杆小头尺寸的确定
连杆小头位于活塞内腔，尺寸小、轴承比压高、温度较高。
本次设计汽油机的连杆材料选取为45钢，密度=7.85g/cm.
连杆小头的内径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，，取，
连杆小头的外径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，，取，
连杆小头的宽度，参考杨连生版《内燃机设计》设计，，取，
衬套外径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，，取
6.1.3连杆大头尺寸的确定
连杆大头的结构与尺寸基本上决定了曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度等等，对曲轴的强度、刚度和承压能力有很大的影响。
大头的外形尺寸又决定了凸轮轴位置和曲轴箱形状，大头的重量产生的离心力会使连杆轴承、主轴承负荷增大，磨损加剧，有时还不得不为此而增加平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度和刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。
连杆大头内径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，，取
连杆大头外径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，，取D′2=0.62D=50mm
连杆螺栓孔间距离，参考杨连生版《内燃机设计》设计，C/D′2=1.2～1.25,取C=1.2D′2=62mm
高度H3，参考杨连生版《内燃机设计》设计，H3/D′2=0.35～0.4，取H3=0.38D′2=20mm
高度H4，参考杨连生版《内燃机设计》设计，H4/D′2=0.38～0.44，取H4=0.4D′2=21mm
6.2连杆强度的计算
6.2.1连杆小头强度的计算
衬套过盈配合的预紧力及温升产生的应力
式中—小头外径，为32mm；
—小头内径，为22mm；
—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取=1.81/；
—连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢可取=1.010（1/）；
μ,—泊桑比，一般可取μ==0.3；
E—连杆小头材料的弹性模数对于刚，E=2.2N/mm
—衬套材料的弹性模数，对于青铜，=1.15N/mm
计算得0.065mm.
计算可得：
把小头视为内压厚壁圆筒，在压力P的作用下外表面的切向应力为
内表面==101.8N/mm2
外表面=79.3N/mm2
经检验小于100-150N/mm2
小头应力的校核
当发动机处于额定工况时，连杆小头的最大拉伸作用力为：
当发动机处于起动工况时
固定角
在的截面上
–（0.5723213.26
–=2.63
计算截面拉伸力引起的法向力和弯矩为：
小头壁厚为；
由拉伸作用在外表上产生的应力为：
取点火提前角为：
连杆小头的合力为：
计算截面中由压缩力引起的法向力和弯矩：
==
=
不对称循环的最大与最小应力为：
平均应力及应力幅：
又由n
——材料在对称循环下的拉压疲劳极限，取=200
——应力幅；
——平均应力；
——考虑表面加工情况的工艺系数，其值在0.4～0.6之间，取
——角系数，
——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，对于钢，
则取
算得n=2.2〉1.5则小头合格
6.2.2连杆大头的强度计算
连杆大头受惯性力拉伸载荷：
式中、、、分别是活塞组、连杆组往复部分、连杆旋转部分及连杆大头下半部分的重量。
取
则弯曲应力为：
式中—计算断面的抗弯曲断面模数，取
—计算圆环的曲率半径，计算可得
、—大头及轴承中央截面面积，计算可得
查杨连生《内燃机设计》σ的值在15000~20000N·
m之间，合格。
7小结
通过这次课程设计连杆组的设计，是在我们学习了《工程制图》、《汽车构造》、《内燃机原理》、《汽车发动机设计》以及大二和大三进行过的课程设计的基础上的一次专业课程设计，我学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容，而且在实践中运用，更是令我印象深刻，深切体会到课程设计并非以前所想像的那样纸上谈兵。
所有理论、公式都是为实践操作而诞生的。
可以说是对我所学知识的一次很好的巩固和回忆，并且在设计过程中，我还学会了查询各种工具书的方法，提高了想象能力，学会了怎样把学到的各门学科的知识融会贯通，并提高了作图的能力以及用Excel处理数据和绘制图形的技能，使我对发动机原理及内部结构有了更加深刻的认识。
8参考文献
[1]杨连生．内燃机设计．北京：
中国农业机械出版社，1981．
[2]陆际青．汽车发动机设计．北京：
清华大学出版社，1990．
[3]唐增宝，何永然，刘安俊．机械设计课程设计．武汉：
华中科技大学出版社，1999．
[4]周龙保．内燃机学．北京：
机械工业出版社，2005．
[5]吴兆汉．内燃机设计．北京：
北京理工大学出版社，1990．
[6]沈维道．工程热力学．北京：
高等教育出版社，2002．
9附表
附表1
活塞行程s（mm）
活塞直径D（mm）
转速n（r/min）
单缸压缩容积Vs（L）
压缩比ε
余隙容积Vc（L）
压力参数
8
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