70kW四冲程柴油机连杆设计

1、武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书目 录0前言-11汽油机的结构参数-1 1.1初始条件-1 1.2发动机类型-1 1.2.1冲程数的选择-1 1.2.2冷却方式-1 1.2.3气缸数与气缸布置方式-1 1.3基本参数-1 1.3.1行程缸径比的选择-1 1.3.2气缸工作容积v，缸径d的选择-12热力学计算-3 2.1热力循环基本参数的确定-32.2 热力过程具体计算-3 2.2.1绝热压缩过程-3 2.2.2 定容压缩过程-3 2.2.3 定压膨胀过程-3 2.2.4 绝热膨胀过程-32.3 绘制p-v图-3 2.4 p-v图的调整-4 2.5 有效功和有效压力的求解-5 2.6 p

2、-v图向p-图的转换-53运动学计算-6 3.1曲柄连杆机构的类型-6 3.2曲柄连杆比的选择-6 3.3活塞运动规律-63.4连杆运动规律-84动力学计算-8 4.1 气体作用力的计算-8 4.2 惯性力的计算-84.2.1 质量转换-84.2.2 往复惯性力-94.2.3 离心惯性力-9 4.3 作用在曲柄连杆机构上的力-9 4.3.1 活塞销处的总作用力-9 4.3.2 总作用力p的传递-105 活塞组的结构设计-12 5.1 活塞的设计-12 5.1.1 活塞材料的选择-12 5.1.2 活塞主要尺寸设计-125.1.3 活塞质量计算-12 5.2 活塞销设计-13 5.2.1 活塞销

3、材料的选择-13 5.2.2 活塞销尺寸设计-135.2.3 活塞销质量计算-13 6 曲轴的结构设计-136.1曲轴的工作条件和设计要求-136.2 曲轴的结构和材料-136.3 曲轴尺寸设计-137 连杆的结构设计-147.1 连杆的工作条件和设计要求-147.2 连杆材料的选择-147.3 连杆主要结构尺寸设计-14 7.3.1 连杆长度的确定-14 7.3.2 连杆小头尺寸的确定-14 7.3.3 连杆大头的结构设计-14 7.3.4 连杆杆身的结构设计-15 8 连杆强度校核-16 8.1 连杆小头的强度校核-16 8.1.1衬套过盈装配及温升产生的小头应力-16 8.1.2由拉伸载

4、荷所引起的小头应力-16 8.1.3 由压缩杂合所引起的小头应力-17 8.1.4 小头疲劳强度安全系数-18 8.2 连杆杆身的强度校核-18 8.3 连杆大头的强度校核-19小结-21参考文献-22附录-23 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书70kw四冲程柴油机连杆设计0 前言经过三年专业知识的积累和工科素养的提升，在大四上学期我们学习了汽车发动机设计这门课程。从当初的了解发动机结构到后来的理解发动机原理，再到今天的尝试发动机设计，我们的专业素质在不断升华，而这次特意设置的课程设计则是对我们三年来学习成果的检验。本次设计中我的任务是设计70kw四冲程柴油机的连杆，连杆是发动机中的主

5、要承载组件，对强度和刚度的要求很高，这也是本次设计的重要考虑因素。设计中我始终秉承着实事求是的态度，所有参数的计算和结构的设计都力求做到有据可依，为更好地展示我的设计过程，特编写了此份设计说明书。1 柴油机的结构参数1.1 初始条件额定功率：p=70kw平均有效压力：pme=0.81.2mpa活塞平均速度：vm18m/s1.2 发动机类型1.2.1 冲程数选择根据题目要求选择四冲程1.2.2 冷却方式水冷1.2.3 气缸数和气缸布置方式对于车用发动机25-75kw采用4缸，缸数较少，采用常用的直列式。1.3 基本参数1.3.1 行程缸径比s/d选择柴油机考虑到有利于混合气形成和燃烧，一般采用稍

6、大于1的s/d值，初步选择1.1。1.3.2气缸工作容积v，缸径d的选择根据内燃机学的基本公式：， 。式中 pe 发动机的有效功率，依题为70kw pme 发动机的平均有效压力，依题取1.0mpa 气缸的工作容积 发动机的气缸数目 ，依题为4 发动机的转速 活塞的平均速度，依题取10m/s 发动机活塞行程 发动机气缸直径发动机的行程数，依题为4根据以上的条件代入以上公式，并圆整得：d=95mm ，s=105mm， p=1.0mpa，n=2900r/min，=0.744l通过以上结果返算得：pe=71.92kw70kw，vm =10.15ms18m/s，均满足初始条件要求。2 热力学计算通常根据

7、内燃机所使用的燃料和混合气形成方式，缸内燃烧过程（加热方式）等特点，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，而等压加热循环多用于燃气轮机和大型低速柴油机，针对中小型高速柴油机则简化为混合加热循环。为建立柴油机的理论循环，需对其实际循环作必要的简化和假设，归纳起来有： 忽略发动机进排气过程，将实际的开口循环简化为闭口循环。 将燃烧过程简化为混合加热过程，将排气过程简化为等容放热过程。 把压缩和膨胀过程简化为理想的绝热等熵可逆过程，忽略工质与外界的热量交换及其泄露等影响。 将工质视为理想气体，在整个循环中工质的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

8、据工程热力学 ：柴油机气体绝热压缩过程平均定熵指数av1=1.4；绝热膨胀过程平均定熵指数av2=1.321.33，取av2=1.32； 根据内燃机学 ：柴油机压缩比c=1222，初取c=18，故燃烧室容积 压力升高比p=1.32，初取p=2。初始膨胀比0=1.5。2.2 热力过程具体计算2.2.1 绝热压缩过程选取压缩过程起点（设为a点）的气体状态参数：pa=（0.80.9）p0,其中p0（标准大气压）=1.013105pa，取pa=0.09mpa；va=vc+vs=0.788l。选取压缩过程终点（设为b点）的气体状态参数：vb=0.044l。从a点到b点的过程看作是绝热压缩过程，故多变指数

9、n1=av1=1.4。根据绝热过程的热力学计算公式：=常数，可以计算出压缩过程中从a点到b点的各个点的状态参数。经过计算得到b点的状态参数：pb=5.15mpa。2.2.2 定容增压过程b点为定容增压过程的起点。选取增压过程终点（设为c点）的气体状态参数：vc=0.044l。从b点到c点的过程看作是定容增压过程，其定容增压比，即压力升功率p=2，则c点的状态参数：pc=ppb=10.3mpa。2.2.3 定压膨胀过程c点为定压膨胀过程的起点。选取膨胀过程终点（设为d点）的气体状态参数：pd=10.3mpa。从c点到d点的过程看作是定压膨胀过程，其初始膨胀比0=1.5，则d点气体状态参数：vd=

10、vc0=0.066l。2.2.4 绝热膨胀过程d点为绝热膨胀过程的起点。选取膨胀过程终点（设为e点）的气体状态参数：ve=vs+vc=0.788l。从d点到e点的过程看作是绝热膨胀过程，故多变指数n2=av2=1.32。根据绝热过程的热力学计算公式：=常数，可以计算出膨胀过程中从d点到e点的各个点的状态参数。经过计算得到e点的状态参数:pe=0.39mpa。2.3 绘制p-v图将上述四个过程中各个点的气体压力p和活塞顶上部容积v反映到图中，制成p-v示功图：图2-1 理论p-v图2.4 p-v图的调整内燃机的实际循环中存在着许多不可逆损失，因而和理论循环有一定的差别，主要是传热损失和燃烧损失带

11、来的影响，下面针对这两类影响因素对理论p-v图进行修改。1、 传热损失的影响实际循环中，缸套内壁面、活塞顶面以及气缸盖底面等与缸内工质直接接触的表面始终与工质发生着热量交换，因而在压缩和膨胀过程并不是绝热的，其修正后的实际多变指数n1=1.321.37，取n1=1.35，n2=1.221.28，取n2=1.25。2、 燃烧损失的影响由于燃烧速度的有限性，为了使燃烧能够在上止点附近完成，保证较好的动力性和经济性指标，一般希望燃料上在止点前510（ca）开始燃烧，此时燃烧过程脱离多变过程热力学曲线。由于同样的原因，等容加热部分不能瞬时完成，部分燃烧在膨胀过程进行，并且规定柴油机急燃期平均压力升高率

12、dp/d不宜超过0.6mpa/(ca),故最高燃烧压力降低，并且一般出现在上止点后15（ca）左右，取实际最高燃烧压力pmax=9mpa，实际燃烧工作过程也脱离等容加压和等压膨胀过程，且整个燃烧持续角不超过40（ca）。根据以上分析调整后的实际p-v图如下：图2-2 实际p-v示功图2.5 有效功和有效压力的求解在修正后的p- v示功图中，曲线围成的面积就是柴油机一个工作循环的指示功wi，忽略机械损失，将其近似看作是有效功。通过网格法计算有效功，图中每个网格代表4j，数网格后共计186格，故每循环的有效功为744j。则:发动机平均有效压力pme=wi/vs=1.0mpa ,有效功率70kw。均

13、满足初始条件要求,故参数选择合理。2.6 p-v图向p-图的转换 v=vc+vx，其中vx为活塞顶上部工作容积， 活塞位移和曲轴转角的关系式：x=r(1-cos)+ /4(1-cos2)。由上述三个关系式可得到v和的关系，将曲轴转角从0（ca）到720（ca）每隔10（ca）取一个数据点，从而将p-v图转换为p-图，如图2-3所示。图2-3 p-示功图3 运动学计算3.1 曲柄连杆机构的类型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为广泛，本次设计就选择此种类型。3.2 曲柄连杆比的选择根据汽车发动机设计，曲

14、柄连杆比=1/3.21/3.8。车用发动机多采用小连杆，但连杆缩短会导致活塞侧压力加大，可能增加活塞与气缸的摩擦和磨损，但是根据经验，直到=1/3，这种影响都不大。故初选=1/3.6。3.3 活塞运动规律活塞位移x=r(1-cos)+ /4(1-cos2)，其中曲柄连杆比=1/3.6，曲柄半径r=s/2=52.5mm。活塞位移曲线图x-图如图3-1所示。活塞速度v=r（sin+/2sin2）,其中角速度=n/30=303.7 rad/s。活塞速度曲线图v-图如图3-2所示。活塞加速度j=r2(cos+cos2)。活塞加速度曲线图j-图如图3-3所示。图3-1 活塞位移曲线图图3-2 活塞速度曲

15、线图图3-3 活塞加速度曲线图3.4 连杆运动规律连杆做复合平面运动，即其运动是由随活塞的往复运动和绕活塞销的摆动合成的。连杆相对于气缸中心的摆角=arcsin(sin)。连杆摆角的变化规律如图3-4所示。图3-4 连杆摆角变化规律4 动力学计算4.1 气体作用力的计算缸内的气体压力随曲轴转角的不同而作周期性变化。气体压力作用在活塞顶上，通过活塞销传递到曲柄连杆机构。作用在活塞顶上的气体作用力pg等于活塞上下两空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即：式中 pg气缸内的气体压力（mpa） p0曲轴箱内的气体压力（mpa）对于给定的内燃机其活塞直径d为定值，故pg取决于pg和p0的变化规律。对于四

16、冲程内燃机来说，一般将p0取成标准大气压即p0=0.1mpa；而气缸内气体压力随曲轴转角的变化关系可由前面的p-图得到。经过计算处理得到气体作用力随曲轴转角的变化曲线如图4-1所示。4.2 惯性力的计算4.2.1 质量转换分析机构的惯性力，通常将质量连续分布的实际活塞和曲柄连杆机构离散成用往复惯性质量mj和离心惯性质量mr的动力学等效的当量系统来代换。整个曲柄连杆机构简化为由只有刚性而无质量的杆件连接的两个集中质量：mj=mp+m1 mr=mcr+m2式中 mp在气缸轴线上作往复运动的集总在活塞销中心的活塞组质量，为955g。 m1连杆组离散到活塞销中心的质量，为468g。 m2连杆组离散到曲

17、柄销中心的质量。 mcr曲拐不平衡部分集总到曲柄销中心的质量。匀速旋转的曲拐质量，可以按照产生离心力不变的原则集中换算到曲柄销中心：mcr=(miri)/r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的三原则进行质量换算。三个条件决定三个未知数，可用位于比较方便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m3与m1、m2相比很小，为简化受力分析，常用集中在连杆小头和大头的2个质量来代替连杆：m1=ml(l-l)/l m2=mll/l4.2.2 往复惯性力pj在机构中的传递情况与pg很相似，也是机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于pj对气缸盖没有作用，所以它不

18、能在机内自行抵消，是向外表现的力，需要由轴承承受，则由于活塞组和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力pj的大小与曲轴转角的关系满足下式：pj=-mjj=-mjr2(cos+cos2) 往复惯性力的变化规律如图4-1所示。4.2.3 离心惯性力离心惯性力kr=mrr2,在匀速旋转时其大小不变，沿曲柄方向向外作用于曲柄销中心。将其沿作用线移至曲轴中心点，可分解成水平和垂直两个简谐量，如果不用结构措施消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机承受支反力，使发动机发生振动，但不产生转矩和倾覆力矩。在本次设计中，用平衡块结构措施消除，所以在计算中可以忽略它。4.3 作用在曲柄连杆机构上的力4.3.1 活塞销

19、处的总作用力由前可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 pg和往复惯性力pj，由于作用力的方向都沿着气缸中心线，故只需将其代数和相加，即可求得合力p为：p=pg+pj（n）图4-1表示了pg、pj、p随曲柄转角的变化关系。图4-1气体作用力、往复惯性力和总作用力4.3.2 总作用力p的传递p在曲柄连杆机构中向下传递，将其分解为沿连杆方向上的连杆作用力k及垂直于气缸壁的侧压力n，其中k=p/cos，n=ptan，二者变化规律分别如图4-2和图4-3所示。 图4-2 连杆作用力图4-3 活塞侧压力k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k分解为曲柄半径方向的径向力k和垂

20、直于曲柄销半径方向的切向力t： 二者的变化规律如图4-4和图4-5所示。图4-4 径向力变化规律图4-5 切向力变化规律5 活塞组的结构设计5.1 活塞的设计5.1.1 活塞材料的选择活塞是在高负荷、高速、高温和润滑不良的条件下工作的，活塞的材料要求强度好、耐磨密度小、热膨胀系数小、导热性好，具有良好的减磨性和工艺性。常用材料为铝硅合金。共晶铝硅合金具有满意的综合性能，应用最为广泛，本次设计便采用共晶铝硅合金。5.1.2 活塞主要尺寸设计根据汽车发动机设计，计算活塞的主要尺寸：活塞直径d=95mm；活塞高度l=（0.81.1）d=76104.5mm，取l=90mm；活塞顶部厚度th=0.075

21、d=7.125mm。5.1.3 活塞质量计算将活塞简化为薄壁圆筒，从而计算出其体积，进而计算出活塞质量： 式中 活塞等效厚度，=（0.060.10）d=5.79.5mm，取=9mm 1活塞密度，活塞材料为zl109，故1=2.7g/cm3计算得m1=591g。5.2 活塞销设计活塞工作时顶部承受很大的大气压力，这些力通过销座传给活塞销，再传给连杆，因而活塞销的设计必须保证足够的强度、承压面积和耐磨性。5.2.1 活塞销材料的选择活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢制造。本设计选用40cr，经表面渗碳淬火处理以提高表面硬度，为使中心具有一定的冲击韧性，表面需进行精磨和抛光。5.2.2 活塞销尺寸设计根

22、据内燃机设计，计算活塞销主要尺寸：活塞销外径d1=（0.350.38）d=33.2536.1mm,取d1=35mm；活塞销内径d2=（0.550.65）d1=19.2522.75mm,取d2=22mm；活塞销长度l=（0.820.86）d=77.981.7mm,取l=80mm。5.2.3 活塞销质量计算将活塞销视为一个规则的圆筒，计算活塞销质量： 式中 2活塞销密度，2=7.83g/cm3计算得m2=364g。6 曲轴的结构设计6.1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴的基本工作载荷是弯曲载荷和扭转载荷；对内不平衡的发动机，曲轴还承受内弯矩和剪力；未采取扭转振动减振措施的曲轴，还可能作用着幅值较大的

23、扭转振动弹性力矩，曲轴结构强度的研究重点是弯曲疲劳强度，曲轴设计主要致力于提高曲轴的疲劳强度。6.2 曲轴结构和材料曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代内燃机几乎全部都采用整体式曲轴；从支撑方式上看有全支撑结构和浮动支撑结构，为了提高曲轴的弯曲疲劳强度和刚度，现代发动机的曲轴多采用全支撑结构。曲轴材料本设计采用q7800，轴承颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行精加工。6.3 曲轴尺寸设计根据汽车发动机设计，计算曲轴的主要尺寸：曲柄销直径d2=（0.550.7）d=52.2566.5mm,取d2=60mm；曲柄销长度l2=（0.350.45）d=33

24、.2542.75mm，取l2=40mm。7 连杆的结构设计连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连接，和曲轴一起做旋转运动，即连杆将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞顶的力传递给曲轴。7.1 连杆的工作条件和设计要求四冲程发动机中连杆的基本载荷是拉伸和压缩，对柴油机来说，最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，数值为活塞组和计算断面上那部分连杆质量的往复惯性力：=(mp+m1)(1+)r2；最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，数值为爆发压力产生的推力减去前述的惯性力：=pg-。7.2 连杆材料的选择连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交

25、变载荷，因此在设计时应先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度，一般选用精选优质中碳结构钢45号钢模锻，本设计采用45号钢。7.3 连杆主要结构尺寸设计7.3.1 连杆长度的确定前面已取曲柄半径比=1/3.6,故连杆长度l=r=189mm。7.3.2 连杆小头尺寸的确定根据内燃机设计，现代高速发动机上的连杆小头一般采用薄壁圆环形结构，材料为45号钢。为了耐磨，在小头孔内还压有耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，厚度一般为23mm，取=3mm。因小头轴承孔与活塞销配合，故小头轴承孔直径d1=35mm，宽度b1d1=35mm，衬套外径d=d1+2=41mm，小头外径d1=（1.21.35）d=49.

26、255.35mm，又小头的最小径向厚度大于4mm，故取d1=52mm，满足条件。则连杆小头的质量： 式中 3连杆的密度，连杆的材料为45号钢，故3=7.85g/cm3 。7.3.3 连杆大头的结构设计连杆大头联接连杆和曲轴。为了便于维修，高速内燃机的连杆必须能从气缸中取出，故要求大头在摆动平面内的总宽度b0必须小于气缸直径；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，有时还为此不得不增大平衡重，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、刚度条件下尺寸尽量小，重量尽量轻。连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径d2、

27、曲柄销长度b2、连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径dm。其中d2和b2在曲轴设计中确定。为了结构紧凑，2趋于减薄，2=1.53mm，取2=2mm。由于平切口连杆的大头具有较大的刚度，轴承孔受力变形小以及制造费用低，一般都采用这种结构。且本次设计的是柴油机，气缸缸径足够大，适合采用平切口结构。高度h3、h4对于平切口连杆大头的刚度和强度影响很大，一般取h3h4（0.350.5）d2,取h3h4=25mm。为提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓中心距c应尽量小，对平切口连杆，c=（1.241.31）d2，取c=78mm，螺栓孔与轴瓦孔间距很小，为11.5mm，螺栓孔外侧壁厚一般不应小于2mm，否则在连

28、杆受拉时，大头孔易因刚度不足产生椭圆变形。7.3.4 连杆杆身的结构设计杆身也承受交变载荷，可能产生疲劳破坏和变形，连杆高速摆动时横向惯性力也会使连杆弯曲变形，因此杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。现代柴油机连杆杆身平均断面积fm与活塞顶面积fd之比fm/fd=0.030.05，取 为了在较小的重量下得到较大的刚度，高速内燃机的连杆杆身断面都是“”字形，“”字形断面的平均相对高度h/d=0.30.4,取h=30mm；高宽比h/b=1.41.8，对于汽车发动机，b初步值可按以下经验公式求出：为使连杆从小头到大头传力比较均匀，一般把杆身断面h从小头到大头逐渐加大，hmax/hmin

29、值最大为1.3左右。在杆身到小头和大头过渡处须用足够大的圆角半径。连杆杆身的质量为：8 连杆强度校核8.1 连杆小头的强度校核8.1.1 衬套过盈装配及温升产生的小头应力把小头和衬套当做两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面由装配过盈和温升过盈t所引起的径向均布压力为：式中t=（-）td上述两式中 t发动机工作后小头温升，约100150c，取t=150c 小头衬套装配过盈量，一般为0.0450.15mm，取=0.15mm 连杆材料的线膨胀系数，对于钢=1.010-5（1/c） 衬套材料的线膨胀系数，对于青铜=1.810-5（1/c） 、连杆和衬套材料的泊松系数，可取=0.3 e连杆材料的弹性

30、模数，对于钢e=2.2105n/mm2 衬套材料的弹性模数，对于青铜=1.15105n/mm2解得：p=33.38n/mm2。由径向均布力p引起的小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算：外表面内表面二者均在要求的100150n/mm2范围内，故设计合理。8.1.2 由拉伸载荷所引起的小头应力进行应力计算时将小头简化为刚性地固定于它与杆身衔接处的曲杆，其固定角为：对于四冲程柴油机最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，其数值为活塞组和计算断面上那部分连杆质量的往复惯性力：径向载荷为了求出小头各断面中的应力，必须先求出各断面在均匀径向载荷作用下的内力。铅垂方向上法向力n0=pj（0.5

31、720.0008）=4338n，弯矩m0=pjrm（0.000330.0297）=1.85nm与铅垂方向为的方向上，在090的第一段法向力n1=n0cos+0.5pj（1-cos），弯矩m1=m0+n0rm（1-cos）-0.5pjrm(1-cos)在90的第二段法向力n2= n0cos+0.5pj（sin-cos），弯矩m2=m0+n0rm（1-cos）-0.5pjrm(sin-cos)各断面中的应力根据曲杆公式计算，其中有典型意义的内外表面应力：式中 e、f和e、f分别为连杆和衬套材料的弹性模数和断面面积。 h小头厚度，h=5.5mm a小头宽度，a=35mm rm小头内径，rm=20.5

32、mm通常amaximax，而外表面应力的最大值一般出现在=处，算得此处的法向力n=4055n，弯矩m=7.6nm。故拉伸载荷引起的小头最大应力ai=54.8mpa。8.1.3 由压缩载荷所引起的小头应力最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，根据内燃机设计求得：=pg-=54681n 因为=120，查图得n0/=0.003,m0/(rm)=-0.00125，从而算得n0=164n，m0=-1.4nm。然后同计算拉伸载荷一样，算得最大应力出现处的法向力n=629n，弯矩m=-10.9nm， 从而压缩载荷引起的小头最大应力8.1.4 小头疲劳强度安全系数不对称循环应力的最大值和最小值分别为：m

33、ax=a0+ai=165.8mpa，min=a0+ac=55mpa平均应力 应力幅 安全系数 式中 -1z材料在对称循环下拉压疲劳极限，-1z =2.02.5102n/mm2,取-1z =2.0102n/mm2 工艺系数，=0.40.6，取=0.6 角系数，表示平均应力对脉动部分的影响，为材料在对称循环下的弯曲疲劳指数，=（1.41.6），此处取=0.2 算得n=1.75,满足n=1.52.5的要求，故设计合理。 8.2 连杆杆身的强度校核 连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，受到位于计算断面以上作往复运动的质量的惯性力的拉伸。在做功行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，杆身的应力幅 a只决

34、定于气压力pg，而惯性力只影响平均应力m，所以其计算工况应为最大扭矩工况。杆身中间截面-处由引起的拉伸应力： 在摆动平面内由压缩和纵弯曲引起的合成应力：在垂直于摆动平面内由压缩和纵弯曲引起的合成应力：式中 f杆身中间截面面积，f=284mm2 c对于各种钢材，c=0.00020.0005，取c=0.0002 jx杆身中间截面对其垂直于摆动平面 jy杆身中间截面对其摆动平面的惯性矩， 代入数据求得：j=32.09mpa，1=199.17mpa, 2=202.26mpa。在摆动平面内应力幅，平均应力，安全系数1.531.5在垂直于摆动平面内应力幅平均应力安全系数1.511.5故杆身设计安全合理。8

35、.3连杆大头的强度校核连杆大头受最大惯性力拉伸载荷在进气冲程开始的上止点：式中 分别为活塞组、连杆组往复部分、旋转部分及连杆大头盖的重量 算得：。大头盖中央截面的合成应力式中 w大头盖断面的抗弯断面系数， 分别为轴瓦和大头盖截面积（取cm2）， ， 分别为轴瓦和大头盖的惯性矩， c连杆大头螺栓中心距，c=78mm算得：满足的要求，故大头设计合理。小结本次为期三周的汽车发动机设计课程设计是以前机械设计课程设计和汽车制造工艺课程设计的延续，只是内容更加深入细化，更有针对性，更贴近实际生产。发动机体形不大，但却是汽车上最复杂最有技术含量的系统，三周的时间肯定不够我们取设计一台发动机，因此我们从发动机

36、具体的组件入手，但求掌握其中一个部分的设计要领，进而为以后的全面学习打下基础。本次课程设计的步骤和以往没有什么区别，先都是熟悉自己要设计的对象的原理、构造，接着就是进行设计计算，再在图纸展现出自己的设计图样，最后编制设计说明书。本次我被分配到连杆的设计，由于连杆的结构相对简单，工作量较少，整个过程我进行得都比较顺利，只是在画图和编写说明书时遇到一点问题，这也是我在本次课程设计中收获最大的。画图中各个视图的对应都是一个难点，而这次发动机设计中，由于是直接指导生产的图纸，图中出现了很多倒角和圆角，更增加了画图时各个视图对应的难度。为了解决这一难题，我特意搜索了一些连杆的图片，通过这些形象的三维图像

37、帮助自己思考作图中每条曲线的对应，最终我攻克了这一难关，清楚明了地展现出连杆的三视图。其次在编制说明书时，需要附上发动机的热力学、运动学和动力学图表，之前很少有这方面的锻炼，因此进行得很缓慢，不过后来我通过查阅书籍了解了发动机这三个方面的特点和相关公式，通过分析计算的步骤，然后通过在excel中执行这些步骤最终完成了相关的十几张图表，很好地反映了发动机的工作情况，为后来的校核提供了参考。当然本次课程设计的收获远不止此，一周多的绘图工作极大地考验了我的耐力和毅力，尤其是锻炼了我的细心程度。通过大量的标注，让我加深了对尺寸公差、形状公差和位置公差的理解和应用。一张一号和两张二号的工作量，让我有足够的时间去练习制图能力、重温各种工程制图的要求和标准，为我以后成为一名合格的工程技术人员打下了坚实的基础。此次课程设计只是暂告一段落，后续的毕业设计将对我的综合能力提出更高的要求，因此借此次课设我要努力发现自己的不足，不断改进，为后面的毕业设计做好准备。参考文献1 杨连生内燃机设计北京：中国农业机械出版社，