武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
1.8L汽油机连杆组设计 目 录 1.绪 论 .......................................................... 1
1.1 课题研究意义 ................................................. 1
1.2 课题发展概况 ................................................. 2
2.发动机基本参数 ................................................. 5
2.1发动机的结构参数 ............................................. 5
2.2发动机热力学计算 ............................................. 6
2.3发动机运动学计算 ............................................. 8
2.4发动机动力学计算 ............................................ 10
3.发动机连杆的设计 .............................................. 15
3.1连杆设计概述 ................................................ 15
3.2连杆尺寸设计 ................................................ 16
3.3连杆小头强度的计算 .......................................... 17
3.4连杆大头的强度计算 .......................................... 20
小 结 .......................................................... 21
参考文献 ........................................................ 22
附 录 图 表 .................................................. 23
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1 1.8L汽油机连杆组设计 摘 要 活塞连杆组是发动机中工作条件最严酷的组件其性能好坏对内燃机的性能指标有
着很重要的影响。活塞组的作用是保证发动机工质的可靠密封并在工质的压力下做上下
运动连杆组的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组上的
力传给曲轴。
本文在充分研究了与本研究课题相关的国内外文献基础上,系统地总结了发动机连杆
组的发展现状,通过对汽油发动机实体进行拆装测绘进行了连杆组的总体设计并用
EXCEL对发动机进行了热力和动力计算对部分零件进行了校核。通过设计、分析为连杆
组的进一步优化设计奠定了基础。
关键词发动机连杆 1 绪 论 1.1 课题研究意义 连杆组包括连杆体连杆盖连杆轴瓦和连杆螺栓。而连杆体又通常分为连杆
小头杆身和大头三部分。连杆的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动
并把作用在活塞组上的力传给曲轴。
连杆是内燃机的主要运动受力部件之一它在工作中所受的各种外载荷复杂
且作周期性变化机械负荷严重工作条件恶劣。因此连杆的可靠性一直也是人
们在内燃机研究和改进过程中关注的热点问题。在分析连杆的应力和应变时考虑
这些外力和复杂运动的因素将得到更符合实际的结果这样能
为进行连杆可靠性
的优化设计提供准确的理论依据。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
2 1.2 课题发展概况 活塞连杆组由活塞、活塞环、活塞销、连杆等组成活塞呈圆柱形上面装有活塞环
借以在活塞往复运动时密闭气缸。上面的几道活塞环称为气环用来封闭气缸防止气缸
内的气体漏泄下面的环称为油环用来将气缸壁上的多余的润滑油刮下防止润滑油窜
入气缸。活塞销呈圆筒形它穿入活塞上的销孔和连杆小头中将活塞和连杆联接起来。
连杆大头端分成两半由连杆螺钉联接起来它与曲轴的曲柄销相连。连杆工作时连杆
小头端随活塞作往复运动连杆大头端随曲柄销绕曲轴轴线作旋转运动连杆大小头间的
杆身作复杂的摇摆运动。
活塞环分为气环和油环气环的作用是防止气缸内的气体窜入油底壳、将活塞头部的
热量传给气缸壁以及辅助刮油、布油。由于活塞环存在侧隙和背隙活塞带着环下行时
环靠在环槽的上方环大缸壁上刮下的润滑油充入环槽下方当活塞带着环上行时环又
靠在环槽的下方同时将油挤压到环槽上如此反复就将润滑油泵到活塞顶这种现象
称为活塞的泵油作用。泵油作用非常有害增加了润滑油的消耗火花塞沾油时不跳火
燃烧室积炭增多燃烧性能变坏环槽内形成积炭挤压活塞环而失去密封性加剧了气
缸的磨损采用扭曲环或组合式油环以及油环下设减压腔能有效控制泵油的发生。气环从
断面形状分有矩形环、锥形环、扭曲环和桶形环、梯形环,其中矩形环由于结构简单与缸
壁接触面积大散热好等优点常被用于做第一道环。油环的作用是将气缸壁上多余的润滑油
刮下来有整体式和组合式两种其中组合式因密封好、无侧隙、刮油能力强、适应性好
以及回油能力强等特点普遍应用。活塞裙部对活塞在气缸内的往复运动起导向作用并承
受侧压力。裙部的长短取决于侧压力的大小和活塞直径。压缩行程和作功行程气体的侧压
力方向正好相反由于燃烧压力大大高于压缩压力所以作功行程中的侧压力也大大高
于压缩行程中的侧压力。在加工时预先把活塞裙部做成椭圆形状。椭圆的长轴方向与销座
垂直短轴方向沿销座方向。这样活塞工作时才趋近正圆。活塞沿高度方向的温度很不均
匀活塞的温度是上部高、下部低膨胀量也相应是上部大、下部小。为了使工作时活塞
上下直径趋于相等即为圆柱形就必须预先把活塞制成上小下大的阶梯形、锥形。
活塞销的作用是连接活塞和连杆
并传递活塞的力给连杆是用低碳钢或低碳合金钢
制成的厚壁管状体。有全浮式连接和半浮式连接两种。全浮式是在发动机正常工作温度下
活塞销在连杆小头孔和活塞销座孔中都能转动,而半浮式是销与销座孔和连杆小头一处固
定一处浮动的。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
3 连杆的作用是将活塞的力传给曲轴变活塞的往复运动为曲轴的旋转运动由连杆体、
连杆盖、连杆螺栓和连杆轴瓦等组成连杆小头用来安装活塞销以连接活塞杆身常做
成工字形断面大头与曲轴的连杆轴颈相连一般做成分开式即连杆体大头和连杆盖
大头有平切口和斜切口两种有连杆螺栓定位、锯齿形定位、磋或销定位、止口定位四种。
连杆安装时要注意不能破坏连杆杆身与盖的配对及装合方向在二者的同一侧打有配对标
记不能反装也不能乱缸在杆身上有方向标记。连杆轴承用来保护连杆轴颈及连杆大头
孔由钢背和减磨层组成。
由于活塞和活塞环承受的热负荷和机构负荷日益增加润滑油量减少同时柴油机厂
又在不提高发动机售价的前提下提高燃油效率和耐久性因此对活塞和活塞环的要求
更加严格。在对柴油机排气管进行尾气净化处理的同时加强旨在减少废气源中即气缸内有
害特质排放的研究发展工作。目前在卡车和非公路车辆用中,小型柴油机方面所开展的研
究工作大都放在减少废气排放上因此出现了深盆顶活塞的应用。这是专为燃烧状况减少
碳氢化合物排放而设计的。但其外形结构往往会产生高的瞬时热应力为此开发出了纤维
增强模压铸造等新材料工艺。但深盆形燃烧室会使温度升高使NO排放增加。降低碳氢
化合物的另一项措施是提高活塞顶环位置以减小顶岸区的裂隙然而这会再次增大杯唇部
的循环机械应力并可使活塞环和环槽产生潜在的耐用性问题。
铸铝合金活塞裙装到活塞销上在气缸套中起到导向作用压力传递和导向两功能分
开的目的是给活塞环组提供稳定平台和实现低的机油耗率。然而这种活塞成本高往复运
动质量大活塞质量是影响噪声与振动的重要因素。柴油机制造厂家正考虑恢复使用较简
单的活塞组工艺并进行大量有关柴油机使用活塞顶燃烧室改浅、增宽的活塞和更高燃油
喷射压力的研究工作以便可以恢复使用较为普通与价廉的重力模铸铝活塞材料利用普
遍改进了的现有生产工艺可以改善这种材料的质量。
从长远的观点看重力模铸铝活塞可满足小型车用柴油机的现时要求而提高功率和
执
行排放限法规则要求使用带纤维补强环槽可能的话带冷却油槽的压铸活塞以及使用其
中一种铜含量的新型铝合金材料。大批量生产的这种活塞造价是不会高的。多年来铝活
塞似乎也可满足中功率柴油机的市场要求而大功率柴油机继续混用重力模型、压铸、铰
接和铸铁活塞然而从长远来看这种活塞或许会被重量轻的整体式钢活塞所取代。整
体式活塞尽管其往复质量明显比等效的铸铁或组合式结构的低但它仍具有很大的潜在额
定容量在提高燃油经济性、减少排放和降噪减振方面也可望有大的受益。
本学期我们学习了必修课程《汽车发动机设计》紧接着开始课程设计。我们要根据武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
4 自己的题目来查阅资料结合所学知识设计出合理的发动机部件。通过这次课程设计
要培养我们综合运用知识的能力查阅工具书的能力以及运用计算机的能力。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
5 2 发动机基本参数 2.1发动机的结构参数 由设计要求知初始条件为
平均有效压力Mpa
p2.1~8.0
me
活塞平均速度Vm18 m∕s
发动机类型选择四冲程水冷直列式四缸机。基本参数
行程缸径比S∕D比为1.0。
气缸工作容积Vs缸径D的选择,根据内燃机学的基本计算公式 30
niVp
Ps
em
e
1-1 30
nS
Vm
1-2 4
10002
SD
Vs
1-3
其中 emp——发动机的平均有效压力选择 1.0MPa sV ——气缸的工作容积 4*sV=1.8L i ——发动机的气缸数目 n ——发动机的转速, 5400 r/min, mV——活塞的平均速度选择15m/s S——发动机活塞的行程 D——发动机气缸直径 ——发动机的行程数
根据以上的条件代入以上公式并圆整得
D=83mm S=83mm, =0.045sV L
Pe=81kW。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
6 2.2发动机热力学计算 通常根据内燃机所用的燃料混合气形成方式缸内燃烧过程加热方式等特点
把汽油机实际循环近似看成等容加热循环。汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排
气四个过程。在本设计过程中先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀过程进
行计算绘制P-V图并校核。
根据相关资料压缩过程绝热指数1n=1.281.35初步取1n=1.30
膨胀过程绝热指数2n=1.311.41初步取2n=1.35 汽油机压缩比8~12 初取9 初取p
=7
通常情况下压缩始点的压强在aP=0.80.90pP0为当地
大气压力值假定外界0P=0.10MPa选定ap=0.09 MPa将压缩过程近似看作绝热过程由1n=1.30并利用PVn=const可以在excel中绘出压缩过程线。混合气体在气缸中压缩后经等容加热利用
p值可得最大爆发压力值。膨胀过程类似于压缩过程由2n=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。 30
.1
aaV
P=30.1
ccV
P 1-4
Pa=0.09Mpa, Vs=0.45L /( 1) 0.045c sV V L Va=0.45L得Pc=1.80MPa =12.6z p cP P MPa 35
.135.1
bbczV
PVP 1-5
得Pb=0.55MPa
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。
假设工质是在闭口系统中作封闭循环。
假设工质的压缩及膨胀是绝热等熵过程。
假设燃烧过程为等容加热过程工质放热为定容放热。
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7
图1理论P-V图
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1图作以下调整
最大爆发压力 ZP取理论水平的3/5具体值为7.56以此值与原图形相交水平线
以上的部分去掉余下部分作些调整。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°选择最高爆发压力出现在上止点后12°。
点火提前角据资料得常用的范围是20°30°经调整后取26°。
排气提前角常使用的范围是40°80°经调整后取60°。
图2 调整后P-V图
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所0
2
4
6
8
10
12
14
0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5
V(L)P(MPa)压缩
膨胀0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5
V(L)P(MPa)压缩
膨胀武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
8 做的指示功iW数值由对示功图积分后求得的面积来表示
c
va
z
bVv
xxaa
V
V
XXbbidV
VVPdVVVPW30.130.135.135.1 1-6
其中 Pa=0.09MPa; Pb=0.55MPa;Vc= Vz=0.045L; Vb= Va =0.45L
将上述数值代入得Wi=573J
则汽油机平均有效压力
MPa
V
W
ps
mi
me996
.0
*
1-7 =81k
30me s
ep V i n
P W 1-8
与前面计算的结果大致一样在±2%以内故上面选取的参数和以后的相关计算在满
足制造的同时能
够前后一致。
2.3发动机运动学计算 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。
参考发动机设计可知1/3 1/5 车用发动机多用小连杆初选1/4 。则连杆长
度L=r/166 mm。 活塞位移
2cos1
4
cos1rX 1-9
=1/4r—为曲轴半径 83/2 41.5r mm
经计算后X-α图如下图4所示
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9
图4 X-α图
活塞速度
2sin
2
sinrV 1-10 , 5421 /min, 0.042
30
n
n r r m
图5 V-α图
活塞加速度
2coscos2ra
-10
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
0 100 200 300 400 500 600 700 800
角度(。)活塞位移(m)-30
-20
-10
0
10
20
30
0 100 200 300 400 500 600 700 800
角度(。)V(m/s)武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
10
图6 a-α图
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
sinarcsin 1-11
图7 连杆运动规律
2.4发动机动力学计算 首先质量转换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。pi
pmm -15000
-10000
-5000
0
5000
10000
15000
20000
0 100 200 300 400 500 600 700 800
角度(。)活塞加速度(m/s2)角度
。。连杆运动规律武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
11 粗略计算将活塞看做薄壁圆
HLDD
mp
2
24
1-12
其中D=83mmL为活塞厚度L=8mm活塞材料为共晶铝合金ρ=2.7g/cm3H为活塞
高度H=0.8~1.0D=74.7mm。得215pm g
匀速旋转的曲拐质量可以按产生离心力不变的原则换算并集中在曲柄销的中心。 r
rm
mi
i
c 1-13
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
·
3与m2、m1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个质量代替连杆。
L
LLm
mL2
1
1-14 L
Lm
mL2
2 1-15
往复质量 1m
mmpj 1-16
旋转质量 2m
mmcY 1-17
mj=215+300=515g
作用在活塞销中心的力是Fg和Fj的合力Fg为气体作用力Fj为往复惯性力。
1气体力
2 2
0
3.14 83 0.1013
4 4g
D P P P
F
1-18
P—活塞顶上的压力PO--活塞背压
根据气缸内压力与曲轴转角α的关系应用EXCEL求解相关数据数据记录在附录中
作出下图8。
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12
图8 气体作用力图
2惯性力
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
α满足下列关系式即
2coscos380.02ramFjj 1-19
应用EXCEL求解相关数据数据记录在附录中作出下图9
图9 往复惯性力
3旋转惯性力
Fr=mrrω2当曲轴角速度不变时Fr大小不变其方向总是沿着曲轴半径向外。如-10000
-8000
-6000
-4000
-2000
0
2000
4000
6000
0 200 400 600 800
角度(。)往返惯性力Fj往返惯性力Fj-10000
0
10000
20000
30000
40000
50000
60000
70000
0 200 400 600 800
角度(。)Pg(N)气体力武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
13 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。在本次设计中用平衡块结构措施消除所以在计算中可以忽略
它。
作用在活塞销中心的力是Fj和Fp合力。即F= Fj+Fp。把该力分解到连杆方向P2
和垂直于气缸中心线方向P1。连杆方向的力P1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P1分解到曲柄销半径方向
kP和垂直于曲柄销半径方向tP。
其中各力在大小上满足下列关系式
侧
压力tan1P
P 1-20
连杆力cos2P
P 1-21
切向力
cos
sin
sin2
P
PPt 1-22
径向力
cos
cos
cos2
P
PPk 1-23
图10 侧压力连杆力图
-200
-150
-100
-50
0
50
100
150
200
0 200 400 600 800
角度(。)MPa侧压力
连杆力武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
14
图11 切向力径向力图 -150
-100
-50
0
50
100
150
0 100 200 300 400 500 600 700 800
角度(。)MPa切向力
径向力武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
16 相碰。 从理论上分析连杆缩短会引起活塞侧压力PN加大可能增加活塞与气缸的摩擦
和磨损。但是经验证明直到3
/1为止这种影响并不大。
对于四冲程高速内燃机来说最合理的连杆长度应该是保证连杆及相关机件在运动时
不与其他机件相碰情况下的最短长度。由于连杆长度的偏差直接影响发动机的压缩比和装
配关系所以其制造公差要保持在±0.05~±0.1的范围内。
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的横向惯性力也会
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。
“工”字形断面的平均相对高度H/D=0.2~0.3(汽油机)。高宽比H/B=1.4~1.8。对于
汽车发动机B初步值可按以下经验公式求出DS
B
6
1
(厘米 式中 D、S分别为气缸直
径和冲程(厘米)。 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值最大到1.3左右在杆身到小头和大头
的过渡处须用足够大的圆角半径。 3.2连杆尺寸设计 连杆长度由杆比
来说明而=r/l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 l=166mm。
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/cm3.
连杆小头的内径参考杨连生版《内燃机设计》设计 d1/D=0.250.3 取
d1=0.3D=28mm 连杆小头的外径参考杨连生版《内燃机设计》设计 D1/d=1.21.35 取D1=1.25d=38mm
连杆小头的宽度参考杨连生版《内燃机设计》设计B1/d
1=1.21.4
取
B1=1.2d
1=28mm
衬套外径参考杨连生版《内燃机设计》设计d1/d=1.05~1.15 取d=1.1 d1 =24mm
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武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
17 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D 2/D=0.550.65 取
D 2=0.59D=57mm
连杆大头外径参考杨连生版《内燃机设计》设计D′2/D=0.600.68 取D′2
=0.63D=79mm
连杆螺栓孔间距离参考杨连生版《内燃机设计》设计C/ D′2 =1.21.25, 取C=1.2D′2
=70mm
高度H 3参考杨连生版《内燃机设计》设计H 3 / D′2 =0.350.4取H 3 =0.38D′2=20mm
高度H 4 参考杨连生版《内燃机设计》设计H 4/ D′2 =0.380.44取H 4=0.4D′2=21mm 3.3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
p)μ
d-d
(
1
)μ
d-D
(
1
tΔ2
1
2
2
1
2
'22
1
22
1
dd
E
dD
E
d
式中2d—小头外径为31mm 1d—小头内径为22mm '
α —衬套材料的线膨胀系数对于青铜可取'α =1.85101/0c α—连杆小头材料的线膨胀系数对于钢可取α=1.01051/0c
μ,'
μ—泊桑比一般可取μ='μ=0.3
E—连杆小头材料的弹性模数对于刚E=2.2510N/mm 'E—衬套材料的弹性模数对于青铜'E=1.15510N/mm 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
18 计算得
t0.065mm.
计算可得MPa
p51.22
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'
i
=p
D
dD2
1
2
1
2
1
2
1d
-
=102.5
N/mm2 外表面p
dD
da
2
1
2
1
2
1
'2
=71.7
N/mm2
经检验小于100-150
N/mm2
当发动机处于额定工况时连杆小头的最大拉伸作用力为
Pjmax=
当发动机处于起动工况时 N
mRPj32.56)1(2'
2max
固定角
94.124
2/
2
arccos901
D
Hm
mm
dd
r18.13
4
3122
42
1
在0
的截面上
1
N–'
maxjP(0.572
)0008.03215.64N M–'
maxjP)
0297.000033.0(r=2.47mN
计算
截面拉伸力引起的法向力和弯矩为 NPNNj02.2086)cos(sin5.0cos'
max
mNrPrNMMj
38.45)cos(sin5.0)cos1('
max
小头壁厚为mm
dd
h1.2
41
2
mmb261 mm
FEEF
EF
K84.0''
由拉伸作用在外表上产生的应力为 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
19 Mpa
hb
KN
hrh
hr
Maj478.18
1
)2(
6
21
取点火提前角为15
连杆小头的合力为 N
mR
D
ppPza28258)2cos(cos
4
)(2
2
max
计算截面中由压缩力引起的法向力和弯矩 N
P
N
PNa
a73
.1192)002.00005.0(8.10925cos
1
sin
2
sin1
cos
1
2
sin
)cos1(1
aa
aP
N
rP
M
rPM
=)
002.02588.10005.000013.0(010625.08.10925=mN04.101 hb
KN
hrh
hr
Ma
1
1111
)2(
6
2
=MPa649.24
不对称循环的最大与最小应力为 MPaaj
a51.98'
max
MPaaa38.551
'
min
平均应力及应力幅 MPam9476
.76
2min
max
MPaa5636
.21
2min
max
又由nm
a
a
z
''
1 z1——材料在对称循环下的拉压疲劳极限取z1=200MPa a——应力幅 m——平均应力 ''
a——考虑表面加工情况的工艺系数其值在0.40.6之间取'
'
a4
.0 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
20 a——角系数a
12 0
——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限对于钢01)6.1~4.1(
则取a43
.0
算得n=2.299 〉1.5 则小头合格 3.4连杆大头的强度计算 连杆大头受惯性力拉伸载荷 m
Nr
g
GG
r
g
GG
Pj
54.10218)1(2
32
2
'
"
max
式中'G、G、2G、3G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
40
则弯曲应力为
'
'
1
max4
.0
)/1(
023.0
FFJJZ
l
Pj
N
3.18346
式中Z—计算断面的抗弯曲断面模数取3
9100.5mZ 1l—计算圆环的曲率半径计算可得1lmm17 F、'F—大头及轴承中央截面面积计算可得2'00176.0mFF
查杨连生《内燃机设计》σ的值在15000~200
00N2m之间合格。 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
21 小 结 本课题通过对汽油发动机连杆组的研究结合汽油机设计参数对连杆组进行总体布
置利用EXCEL对活塞连杆进行热力与动力分析从而得到比较理想的连杆组。通过对连
杆组的设计对发动机有了更进一步的认识并且巩固了所学的知识。
本文的全部工作是在老师的悉心指导下完成的。导师严谨的治学态度、渊博的知识、
刻苦的钻研精神和对学生高度负责的作风使我永生难忘终身受益。在我论文的完成过程
中导师付出了大量的心血在此谨向辛勤培育我的导师致以崇高的敬意和衷心的感谢!
感谢学院全体老师的辛勤培养和教诲!
感谢所有支持和帮助我的同学和朋友们! 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
22 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
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版社, 2004.
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出版社, 2005.
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[13] 沈维道工程热力学北京高等教育出版社2002
武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
23 附 录 图 表 P-V图计算 转角
a
。
汽缸瞬时容积
mL
多变指数 燃气压力
MPa
调整后的燃气压力
MPa
0 45.0000 0 0.090 0.090
5 47.0608 0 0.090 0.090 10
50.2297 0 0.090 0.090 15 55.4666 0 0.090 0.090 20 62.7053 0 0.090 0.090 25 71.8552 0 0.090 0.090 30 82.8027 0 0.090 0.090 35 95.4137 0 0.090 0.090 40 109.5360 0 0.090 0.090 45 125.0020 0 0.090 0.090 50 141.6324 0 0.090 0.090 55 159.2387 0 0.090 0.090 60 177.6269 0 0.090 0.090 65 196.6008 0 0.090 0.090 70 215.9653 0 0.090 0.090 75 235.5290 0 0.090 0.090 80 255.1075 0 0.090 0.090 85 274.5255 0 0.090 0.090
90 293.6193 0 0.090 0.090 95 312.2382 0 0.090 0.090 100 330.2459 0 0.090 0.090 105 347.5215 0 0.090 0.090 110 363.9598 0 0.090 0.090 115 379.4715 0 0.090 0.090 120 385.9825 0 0.090 0.090 125 399.4333 0 0.090 0.090 130 409.7780 0 0.090 0.090 135 415.9827 0 0.090 0.090 140 421.0243 0 0.090 0.090 145 429.8883 0 0.090 0.090 150 437.5674 0 0.090 0.090 155 444.0598 0 0.090 0.090 160 449.3670 0 0.090 0.090 165 453.4928 0 0.090 0.090 170 456.4418 0 0.090 0.090 175 458.2178 0 0.090 0.090 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
24 180
458.8237 1.30 0.093 0.093
185 458.2605 1.30 0.094 0.094
190 456.5272 1.30 0.0
94 0.094
195 453.6212 1.30 0.0
94 0.094
200 449.5384 1.30 0.0
95 0.095
205 444.2744 1.30 0.0
96 0.096
210 437.8254 1.30 0.0
97 0.097
215 430.1896 1.30 0.0
98 0.098
220 421.3688 1.30 0.0
99 0.099
225 415.3700 1.30 0.101
0.101
230 411.2074 1.30 0.104
0.104
235 407.9038 1.30 0.108
0.108
240 404.4927 1.30 0.113
0.113
245 390.0195 1.30 0.118
0.118
250 374.5431 1.30 0.124
0.124
255 358.1371 1.30 0.132
0.132
260 340.8903 1.30 0.140
0.140
265 322.9074 1.30 0.150
0.150
270 304.3085 1.30 0.162
0.162
275 285.2295 1.30 0.176
0.176
280 265.8204 1.30 0.193
0.193
285 246.2448 1.30 0.213
0.213
290 226.6773 1.30 0.236
0.236
295 207.3023 1.30 0.265
0.265
300 188.3107 1.30 0.300
0.300
305 169.8976 1.30 0.342
0.342
310 152.2594 1.30 0.393
0.393
315 135.5900 1.30 0.
586 0.556
320 120.0782 1.30 0.
733 0.663
325 105.9038 1.30 0.
826 0.796
330 93.2349 1.30 0.
997 0.937
335 82.2241 1.30 1.15
6 1.166
340 73.0065 1.30 1.
288 1.308
345 65.6962 1.30 1.
454 1.454
350 56.3849 1.30 1.
585 1.585
355 46.1396 1.30 1.
699 1.699
360 45.0014 1.30 1.
801 1.801
360 45.0014 1.35 12.592 8.330
365 45.9848 1.35 12.294 7.987
370 55.0773 1.35 10.923 6.575
375 65.2396 1.35 9.910 5.988
380 72.4067 1.35 8.803 4.733
385 81.4887 1.35 7.918 3.694
390 92.3728 1.35 6.821 3.119 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
25 395
104.9256 1.35 5.938 2.626
400 118.9955 1.35 4.870 2.216
405 134.4156 1.35 3.604 1.880
410 151.0067 1.35 2.725 1.606
415 168.5807 1.35 1.918 1.385
420 186.9438 1.35 1.668 1.204
425 205.8998 1.35 1.464 1.057
430 225.2534 1.35 1.297 0.936
435 244.8132 1.35 1.159 0.837
440 264.3942 1.35 1.045 0.754
445 283.8211 1.35 0.949 0.685
450 302.9295 1.35 0.869 0.628
455 321.5682 1.35 0.802 0.579
460 339.6004 1.35 0.745 0.538
465 356.9047 1.35 0.697 0.503
470 373.3753 1.35 0.656 0.473
475 388.9222 1.35 0.621 0.448
480 403.4709 1.35 0.590 0.426
485 406.
9613 1.35 0.565 0.408
490 409.3471 1.35 0.543 0.392
495 410.5939 1.35 0.524 0.378
500 420.6782 1.35 0.509 0.367
505 429.5854 1.35 0.495 0.358
510 437.3079 1.35 0.484 0.350
515 443.8435 1.35 0.475 0.343
520 449.1940 1.35 0.468 0.338
525 453.3629 1.35 0.463 0.334
530 456.3547 1.35 0.459 0.331
535 458.1735 1.35 0.457 0.330
540 458.8221 1.35 0.456 0.329
545 458.3016 0 0.090 0.090
550 456.6111 0 0.090 0.090
555 453.7480 0 0.090 0.090
560 449.7083 0 0.090 0.090
565 444.4875 0 0.090 0.090
570 438.0818 0 0.090 0.090
575 430.4893 0 0.090 0.090
580 421.7117 0 0.090 0.090
585 416.7558 0 0.090 0.090
590 411.6353 0 0.090 0.090
595 408.3729 0 0.090 0.090
600 405.0014 0 0.090 0.090
605 390.5661 0 0.090 0.090
610 375.1251 0 0.090 0.090 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
26 615
358.7516 0 0.090 0.090 620 341.5338 0 0.090 0.090 625 323.5757 0 0.090 0.090 630 304.9970 0 0.090 0.090 635 285.9330 0 0.090 0.090 640 266.5332 0 0.090 0.090 645 246.9606 0 0.090 0.090 650 227.3897 0 0.090 0.090 655 208.0043 0 0.090 0.090 660 188.9952 0 0.090 0.090 665 170.5576 0 0.090 0.090 670 152.8876 0 0.090 0.090 675 136.1795 0 0.090 0.090 680 120.6222 0 0.090 0.090 685 106.3960 0 0.090 0.090 690 93.6692 0 0.090 0.090 695 82.5954 0 0.090 0.090 700 73.3102 0 0.090 0.090 705 65.9285 0 0.090 0.090 710 55.5429 0 0.090 0.090 715 49.2212 0 0.090 0.090 720 45.0057 0 0.090 0.090
运动学计算 曲轴转
角
活塞位移 活塞速度 活塞加速 连杆摆角 汽缸容积 往复惯性 气体力
mm m/s 度m/s2 L 力N N
5 0.197125 2.592944 16799.17 1.248514 0.046066 -8651.57 -61.1089
10 0.786106 5.154412 16493 2.488121 0.049251 -8493.9 -61.1089
15 1.759805 7.653523 15989.17 3.709942 0.054517 -8234.42 -61.1089
20 3.106477 10.06058 15297.16 4.905163 0.061799 -7878.04 -61.1089
25 4.809989 12.34759 14429.91 6.065067 0.071012 -7431.41 -61.1089
30 6.850122 14.48884 13403.5 7.181077 0.082045 -6902.8 -61.1089
35 9.202946 16.46125 12236.69 8.244804 0.094768 -6301.9 -61.1089
40 11.84126 18.24484 10950.5 9.248102 0.109036 -5639.51 -61.1089
45 14.73507 19.82299 9567.643 10.18313 0.124685 -4927.34 -61.1089
50 17.85214 21.18265 8111.984 11.04243 0.141542 -4177.67 -61.1089
55 21.15853 22.31451 6607.939 11.819 0.159422 -3403.09 -61.1089
60 24.61916 23.21301 5079.888 12.50636 0.178137 -2616.14 -61.1089
65 28.19841 23.87629 3551.597 13.09869 0.197493 -1829.07 -61.1089
70 31.86062 24.30608 2045.67 13.59086 0.217298 -1053.52 -61.1089
75 35.57069 24.50745 583.0434 13.97854 0.237361 -300.267 -61.1089 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
27 80
39.29449 24.48852 -817.465 14.25828 0.257499 420.9942 -61.1089
85 42.99936 24.26015 -2139.53 14.42757 0.277535 1101.856 -61.1089
90 46.65445 23.83545
-3369.6 14.48485 0.297301 1735.346 -61.1089
95 50.23106 23.22943 -4497.16 14.42962 0.316643 2316.035 -61.1089
100 53.70288 22.45846 -5514.76 14.26237 0.335418 2840.099 -61.1089
105 57.04615 21.5398 -6418.11 13.98463 0.353498 3305.328 -61.1089
110 60.23979 20.49115 -7206 13.59889 0.370769 3711.09 -61.1089
115 63.2654 19.33018 -7880.09 13.10859 0.387131 4058.246 -61.1089
120 66.10722 18.07406 -8444.71 12.51804 0.402499 4349.028 -61.1089
125 68.75206 16.73915 -8906.54 11.83236 0.416802 4586.868 -61.1089
130 71.18913 15.34061 -9274.19 11.05737 0.429981 4776.206 -61.1089
135 73.4098 13.89215 -9557.79 10.19952 0.44199 4922.263 -61.1089
140 75.40746 12.40583 -9768.55 9.265811 0.452793 5030.803 -61.1089
145 77.17713 10.89197 -9918.2 8.26369 0.462364 5107.875 -61.1089
150 78.71533 9.359043 -10018.6 7.200994 0.470682 5159.563 -61.1089
155 80.01966 7.81374 -10081 6.085864 0.477736 5191.736 -61.1089
160 81.08866 6.261065 -10116.1 4.926685 0.483517 5209.812 -61.1089
165 81.92149 4.704496 -10133.1 3.732032 0.48802 5218.547 -61.1089
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28 300
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汽车发动机设计课程设计说明书
29 520
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气体力 侧压力 连杆力 切向力 径向力 绝对压强 武汉理工大学汽车发动机设计课程设计说明书
30 L
N N N N N Mpa
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