180F柴油机动力计算及连杆组设计

课程大作业

题 目 名 称 180F柴油机柴油机动力计算及连杆组设计 课 程 名 称 内燃机设计 学 生 姓 名 蔡钟民 学 号 0841128022 系 、专 业 机械与能源工程系08车辆 指 导 教 师 袁文华

2011年 10 月 6日

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180F柴油机动力计算及连杆组设计

1前言………………………………………………………………………..…………………….2 2结构参数计算………………………………………………………...…………………………2 2.1已知条件 .………………………………………….……………………………….2 2.2发动机结构形式…………………………………………………………………… 2 2.3发动机主要结构参数……..………………..…………………….…….……………2 3动力学计算……………………………………………………..……………………………….5 4连杆的设计………………………...………………………………………….………………...9

4.1连杆主要尺寸设计……………….………………………………………………..……9

4.1.1连杆长度的确定……………..……………..……………………..…………9 4.1.2连杆小头尺寸的确定……………..……..……………………………..……9 4.1.3连杆大头尺寸的确………………..……..…………………………………10

4.2连杆强度的计算…………….…………………………………………………………10

4.2.1连杆小头强度的计算………………...……………………………………10 4.2.2连杆大头的强度计算……………...………………………………………13

5小结 …………………………………………...…………………………………..….……….14 6参考文献…………………………………………..…………………………….…….……….15

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1前言

《内燃机设计》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。

2结构参数计算

2.1已知条件

平均有效压力:1.064MPa 活塞平均速度:7.8m/s

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987654321012345678910111213141516171819202122232425262728293031323334353637383940414243444546474849 2.2发动机结构形式

发动机功率为41.695KW，参考袁兆成版《内燃机设计》设计为4缸4冲程柴油机，冷却方式采用水冷。

2.3发动机主要结构参数

参考袁兆成版《内燃机设计》S/D的取值范围在0.8～1.2之间，取S/D=1

Pe=0.0785pemVmzD20.07851.06447.8802=＝41.695Kw

4D=80mm 则S=80mm (S与D均取整) 则气缸工作容积V=

D2S40.40192L

n=

30Cm =3000 r/min S角速度度ω=S/2=40mm

n=3.14×3000/30=314rad/s 303动力学计算

由曲柄连杆机构的受力分析计算：

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P=Pg+Pj=Pg-mjrω2(cos+λcos2) =Pg-mjj （mj为机构往复惯性质量） 活塞质量mp=630g 连杆小头质量m4=190g

连杆质量m=0.00063(D-80)2+0.0476(D-80)+0.2149≈1.05kg 估算mj=mp+m3+m4≈387.22g

P在连杆小头处即活塞销孔处分解为Pn和P1，而P1又在两岸大头分解为K和t，

Pn=P*tgβ Pl=

P cosk= Pl cos(+β)=

pcos()

costPsin()

cosP876543210-114710131619222528313437404346495255586164677073-2P

4

Pn0.60.50.40.30.20.10-0.10-0.2-0.3100200300390490590690Pn

P1876543210-110-2110210310400500600700P1

k876543210-10-2100200300390490590690k

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t2.521.51t0.50-0.5-10100200300390490590690

4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。

材料的选择

为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，一般多用精选含碳量的优质中碳结构钢45钢模锻，在机械加工前应经调制质处理，以得到较高的综合机械性能，既强又韧。为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。

4.1连杆主要尺寸设计

4.1.1连杆长度的确定

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。参考袁兆成版《内燃机设计》设计，值范围为1/3.2～1/3.8。取λ=0.325，则

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l=39mm/0.325=120mm

4.1.2 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/cm3.

连杆小头的内径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计， d1/D=0.25～0.3， 取d1=0.3D=24mm，

连杆小头的外径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计， D1/d=1.2～1.35， 取D1=1.25d1=30mm，

连杆小头的宽度，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，B1/d1=1.2～1.4， 取B1=1.2d1=28.8mm，

衬套外径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，d1/d=1.05~1.15， 取d=1.1 d1 =26.4mm

4.1.3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，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，D2/D=0.55～0.65， 取D2=0.59D=47.2mm 连杆大头外径，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，D′2/D=0.60～0.68， 取D′2 =0.63D=50.4mm

连杆螺栓孔间距离，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，C/ D′2 =1.2～1.25, 取C=1.2D′2 =60.48mm

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高度H3，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，H3 / D′2 =0.35～0.4，取H3 =0.38D′2=19.15mm

高度H4 ，参考袁兆成版《内燃机设计》设计，H4/ D′2 =0.38～0.44，取H4=0.4D′2=20.16mm

杆身设计

杆身也承受交变载荷，可能产生疲劳破坏合变形，连杆高速摆动时的横向惯性力也会使连杆弯曲变形。因此连杆杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。

连杆杆身的断面采用“I”字形结构，这样能在足够的强度和刚度下获得最小的质量。杆身断面从小头到大头逐渐增大，这是由杆身的受力情况决定的，而且杆身两头分别与小头、大头作圆滑过渡，这样既可避免应力集中，又能达到传力均匀。

工字形断面的平均高度与气缸直径的比值H/D=0.3-0.4，高宽比H/B=1.4-1.8。H=0.3*80=24mm，B=H/1.5=16mm，取t=5mm，

4.2.1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

Δt dp221D12d21dd1(22μ)'(22μ)ED1-dEd-d1式中d2—小头外径，为30mm；

d1—小头内径，为24mm；

α'—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取 α'=1.81051/c0；

； α—连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢可取α=1.0105（1/c0）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=2.2105N/mm

E1—衬套材料的弹性模数，对于青铜，E1=1.15105N/mm

计算得t0.065mm。

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计算可得：p22.51Mpa

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

D12d12内表面=22p=102.5 N/mm2

D1-d1'i2d12外表面2p=80.03 N/mm2 2D1d1'a经检验小于100-150 N/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：

Pj'max1mR2(1)5638.93N 当发动机处于起动工况时

Pj'max2mR2(1)56.32N

2124.94 固定角90arccosD1/2

Hm rd1d2223113.18mm 44在0的截面上

)3215.64N N1–Pj'max(0.5720.00080.0297)=2.47Nm M–Pj'maxr(0.00033计算截面拉伸力引起的法向力和弯矩为：

NNcos0.5Pj'max(sincos)2086.02N

MMNr(1cos)0.5Pj'maxr(sincos)45.38Nm 小头壁厚为hEFd2d10.84mm 2.1mm； b126mm K''4EFEF由拉伸作用在外表上产生的应力为：

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aj2MKN18.478Mpa

h(2rh)b1h取点火提前角为：15 连杆小头的合力为：

6rh1Pa(pzmaxp)D24mR2(coscos2)28258N

计算截面中由压缩力引起的法向力和弯矩：

Nsin1N1Pasincos10925.8(0.00050.002)1192.73NPa2MNsin1M1Par(1cos)cos2ParPa .80.010625(0.000130.00051.25880.002)=101.04Nm =10925=24.649Mpa a12M1KN1h(2rh)bh6rh11不对称循环的最大与最小应力为：

'maxaaj98.51Mpa

'minaa155.38Mpa

平均应力及应力幅：

minmmax76.9476Mpa

2minamax21.5636Mpa

2又由n1zam''a

1z——材料在对称循环下的拉压疲劳极限，取1z=200Mpa

a——应力幅； m——平均应力；

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a''——考虑表面加工情况的工艺系数，其值在0.4～0.6之间，取a''0.4

a——角系数，a21

0——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，对于钢，0(1.4~1.6)1

则取a0.43

算得n=2.299 〉1.5 则小头合格

4.2.2连杆大头的强度计算

连杆大头受惯性力拉伸载荷：

P\"jmaxGG32G'G2r(1)2r10218.54

gg式中G'、G、G2、G3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：

Pjmax0.023l10.4 ''Z(1J/J)FF6N 1834.3式中Z—计算断面的抗弯曲断面模数，取Z5.0109m3

l1—计算圆环的曲率半径，计算可得l117mm

m2算可得 F、F'—大头及轴承中央截面面积，计FF'0.00176查袁兆成《内燃机设计》σ的值在15000~20000N·m之间，合格。

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5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》、《内燃机设计》、《内燃机性能提高》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。

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6参考文献

［1］ 陈家瑞 汽车构造 机械工业出版社，2010。 ［2］ 杨建华 内燃机性能提高 机械工业出版社。1997。 ［3］ 袁兆成 内燃机设计 机械工业出版社，2009。

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