汽車發動機設計,課程設計

2024年2月21日發(作者：成長的力量)

武漢理工大學《汽車發動機設計》課程設計說明書

目 錄

0序言

1基本結構參數計算

1.1發動機缸徑和轉速的計算

2熱計算

2.1發動機壓縮過程計算

2.2發動機膨脹過程計算

2.3壓縮膨脹過程處理

2.4有效功和有效壓力的求解

2.5 P-V圖向P-a圖轉換

3活塞運動學計算

3.1活塞位移（X）

3.2活塞速度V

3.3活塞加速度a

4連桿活塞的動力計算

4.1往復慣性力質量mj的求取

4.2相關力的求解

5曲軸的設計

5.1曲軸主要尺寸的確定

5.1.1曲軸銷主要尺寸的確定

5.1.2主軸頸尺寸的確定

5.1.3曲柄臂尺寸的確定

5.2校核計算

5.2.1曲軸的彎曲彎曲校核

5.2.2曲軸的扭轉強度校核

6活塞設計

6.1活塞材料的選擇

6.2活塞主要尺寸的確定

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6.2.1活塞總高H的確定

6.2.2壓縮高度H1的確定

6.2.3火力岸高度H4的確定

6.2.4環帶高度H3的確定

6.2.5活塞頂部厚度δ的確定

6.3活塞裙部的設計

6.3.1活塞橫截面形狀

6.3.2活塞與氣缸的配合間隙

6.4活塞的質量

7活塞銷的設計

7.1活塞銷材料的選擇

7.2活塞銷與銷座尺寸的確定

7.3活塞銷與銷座的配合

7.4活塞銷質量m3

8連桿的設計

8.1連桿材料的選擇

8.2連桿主要尺寸的確定

8.2.1連桿長度的確定

8.2.2連桿小頭尺寸的確定

8.2.3連桿大頭尺寸的確定

8.2.4連桿桿身尺寸的確定

9心得體會

10參考文獻

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65mL四沖程汽油機曲軸設計

0序言

這學期學院為我們專業開設了《汽車發動機設計課程設計》為期三周，目的在于讓我們通過親自的設計實踐，全面地復習和鞏固我們以前所學習的理論知識，讓我們對專業課知識有更深刻的理解和掌握。使我們在分析、計算、設計、繪圖、運用各種標準和規范、查閱各種資料以及計算機應運能力等各個方面得到進一步的提高。

我們要充分利用這次課程設計的機會，了解國內外發動機的發展狀況，并盡可能地發揮自己的能力，保質保量的完成此次課程設計。課程設計是一個設計的過程，也是我們一個學習知識的過程。我們要通過這次的課程設計，鞏固自己所學的理論知識，多了解曲柄連桿機構的構造和設計要求，以及設計時需要注意的各個方面的問題。另一方面，了解國內外發動機的現狀，了解先進發動機的設計特點，這樣開闊自己的視野，豐富自己所學的知識。除此之外，此次課程設計還為我們下學期的畢業設計奠定了堅實的基礎，為我們將來走上工作崗位奠定了基礎。

這次的課程設計是我們系統學習發動機設計的一個很好的機會，我們一定要好好珍惜，利用這次機會，鞏固自己所學理論知識，開闊眼界，了解發動機設計知識，同時發揮自己的思維發散能力，按時保質地完成這次課程設計。

我此次課程設計的任務是65ml四沖程汽油機曲軸設計，任務有點艱巨，不過我會認真努力完成這次設計。

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1基本結構參數計算

一臺發動機的基本結構參數包括：缸徑（D）、行程(S) 、缸數(i) 、沖程數（τ）、發動機轉速（n）、活塞平均有效轉速（Vm）、各種參數之間是相互關聯的，所以在一定的限制條件下，各基本參數是可以確定的。

1.1發動機缸徑和轉速的計算

所給的已知條件：①平均有效壓力：0.8

②活塞平均速度：Vm<18 m/s

③發動機排量：Vs=150ml

由排量Vs=65ml，并不是很大，所以我決定設計為摩托車的單缸四沖程發動機，缸數i=1，參見《發動機現代設計》可知，現代汽車發動機的S/D的取值范圍在0.8～1.2之間，而高速汽油機S/D在0.8～1.0之間，所以取S/D=0.9.

根據公式：Vs=

?D2S40.9πD3即160ml=

4解得D=61mm，S=55mm

?：壓縮比 目前國內汽油機的壓縮比?在8～10之內，選取?=9，Va=Vc+Vs

則Va=180ml，Vc=20ml

n：因為Vm<18m/s，取Vm=15m/s。

30Vm30?14==8727r/min。

S55?10?3πn?：角速度 根據公式??，代入n=8727r/min

30解得

?=913rad/s

Sr ：曲柄半徑r==27.5mm

2rrl：連桿長度 由于???0.25，取??0.275，故??=100mm

ll

由n=

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熱計算

汽油機的工作過程包括了進氣、壓縮、作功、排氣四個過程。而熱力學計算主要是針對于壓縮行程和作功行程進行計算。

2.1發動機壓縮過程計算

參閱《汽車拖拉機發動機》Page6，壓縮始點的壓縮（0.8～0.9）P0之間。選取壓縮行程始點的壓強為Pa=0.08MPa，把壓縮過程簡化為絕熱過程，參閱《汽車拖拉機發動機》Page6，壓縮絕熱指數1.28～1.35之間，選取n1=1.35.由《工程熱力學》知識可知：絕熱過程中：

P1V1n1=P2V2n1.

已知初始狀態Pa=0.08MPa，Va=180ml。在180ml～20ml之間取15個點，用excel計算數據，制作表格，將數據記錄在附錄1中，其中可得Pa=1.55MPa。可燃混合氣在氣缸中到達壓縮終點后，將會進行等容加熱。一般情況下壓力升高比?在7～9之間，選取?～8.則終點壓力：Pc=8?1.55=12.4MPa。

2.2發動機膨脹過程計算

在作功行程開始時，活塞正處于上止點，并開始向下止點運動。同理，

作功行程也可簡化為絕熱過程，滿足P1V1n2=P2V2n2

其中n2在1.31～1.41之間，取n2=1.36根據《汽車拖拉機發動機》Page8.由上可知，作功過程始點的壓力值Pc=12.4MPa，同樣取15個點，根據上式求出每個點的壓力值P，利用excel中得圖表功能作出P-V圖（如圖1）。

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2.3壓縮，膨脹過程處理

在現代發動機中，為了使其動力性、經濟性達到最優，而采取點火提前角和排氣提前角的辦法，故而應該對圖1中得P-V圖進行圓整處理，從而符合實際情況，滿足現代發動機要求。

從《內燃機》中可知，點火提前角的范圍是20°～30°，選取點火提前角為28°，此時V=31.8428ml，P=0.8028MPa。考慮實際過程與理論過程的差異，實際過程中得最大爆發壓力達不到理論值，而最大爆發壓力不發生在上止點，而應該在上止點之后12°～15°。2Pc2?12.4==8.267MPa

33取上止點后13°，此時實際的最大爆發壓力P= 排氣提前角常使用的范圍是40°～80°，選取排氣提前角為55°，此時V=61.69ml，

P=0.08?1.0133=0.081MPa

經過上述數據處理后，可將圖1理論P-V圖圓整處理為實際P-V圖。如下圖2所示

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2.4有效功和有效壓力的求解

p-v圖上曲線所包圍的面積即表示工質完成一個工作循環所作的指示功，所以通過數出圖2的p-v圖所圍的格子數就可以得出該示功圖下指示功的大小。圖2中p-v圖所圍得格子數共220個，而每個格子的面積表示0.4J的指示功，所以圖2中所表示的發動機的指示功共為：Wi=220?0.4=8.8J。

所以發動機的平均指示壓力為：Pi=Wi8.8==1.354MPa。

Vs65 又因為Pe=Pi??m，而機械效率?m的取值范圍在（0.7～0.9），由于摩托車發動機的運動速度高，機械損傷大，所以取?m=0.8.則發動機的平均有效壓力為：Pe=1.354?0.8=1.08MPa，在設計范圍（0.8～1.2MPa）范圍內，能達到設計要求

2.5p-v圖向p-?圖轉換

πD2X

由于已知了曲軸轉角?和活塞位移X的關系式，又由公式V=20+,

4000 則可在excel表格中，求取出相應轉角?時對應的汽缸容積v。每隔5°取點求（p，v）。將計算所得相關數據記錄于附錄2中，并用excel作出p-?圖。

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3活塞運動學計算

3.1活塞位移

由位移和曲軸轉角的關系式：即

X=r[（1-cos?）+?（1-cos2?）/4]=27.5[(1-cos?)+0.275[1-cos2?]/4]

同理，在excel中獲得所取點得相關數據記錄在附錄3中，利用圖表功能作出活塞位移X隨轉角?變化的曲線。曲線圖線如下

3.2活塞速度V

由速度和曲軸轉角的關系式：

V=rw[sin?+?(1-cos2?)/2]=25.108[sin?+0.138(1-cos2?)]

同理，在excel中獲得相關數據記錄在附錄4中，利用圖表功能作出速度隨轉角?變化的變化曲線圖。曲線圖如下：

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3.3活塞加速度

由活塞加速度和曲軸轉角的關系即，

a=rw2（cos?+

? cos2?）=22.923（cos?+0.275cos2?）

同上，在excel中獲得相關數據記錄在附錄5中，利用圖表功能作出加速度隨轉角?變化曲線圖。曲線圖型如下：

4活塞連桿的動力計算

4.1往復慣性質量mj的求取

mj=m1+m2+m3（m1：活塞質量，m2連桿小頭質量，m3：活塞銷質量）

因為是初步計算，所以把活塞看成是薄壁圓筒來計算，所以

55?3.14?(612?552)?2.69m1==0.081kg

4又因為精度不高的估算，所以mj=1.8m1=1.8?0.078kg=0.14kg（其中連桿小頭質量為0.013kg。則由于活塞和連桿小頭的往復運動而引起的壓力Pj的大小：

Pj=?4mjr?2πD2-4?0.14?27.5?8142==1.135MPa

3.14?612

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即Pj(a)=-1.135(cos?+0.27cos2?)

可應用excel求解相關數據，記錄在附錄6中，并作出壓力雖轉角的變化曲線圖7.

4.2相關分力的求解

作用在活塞銷中心的力，是Pj和Pg的合力，

即P=Pj+Pg。把該力分解到連桿方向P1和垂

直于汽缸中心線方向Pn，連桿方向的力P1沿

連桿傳遞到連桿大頭，該力以同樣的方向和

大小作用在曲柄銷上，可把P1分解到曲柄銷

半徑方向Pk和垂直于曲柄銷半徑方向Pt，其中各力在大小上滿足：P=Pj+Pg

側壓力Pn=Ptan? 連桿力P1=P

cos? 切向力Pt=Psin(???)Pcos(???) 徑向力Pk=

con?cos?綜合應用以上關系式，求解出各力隨曲軸轉角?的變化曲線。用excel計算出數據收錄在附錄7～11中，并利用excel作出力隨?的變化曲線圖，分別如圖8至圖11。

【引入的?角是連桿和汽缸中心線方向的夾角，滿足Isin?=rsin?】

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5曲軸的設計

摩托車發動機曲軸大多數采用組合式曲軸，它的曲軸銷與主軸頸、曲柄臂分開制造，然后用液壓壓入的方法連接起來。曲軸是發動機中最重要的機件之一，它的尺寸參數在很大程度上影響發動機的整體尺寸，重量和發動機的可靠性與壽命。故在設計曲軸時，必須正確選擇曲軸的尺寸參數，并驗證它能否達到工作條件要求。

5.1曲軸主要尺寸的確定

曲軸與活塞連桿組件和機件有密切聯系，曲軸的設計不能孤立地進行。曲軸長度方向的尺寸基本上取決于缸心距。并列連桿式V型發動機的主要軸承負荷。所以，曲軸的基本尺寸大多根據發動機的總體布置來考慮。

5.1.1曲柄銷尺寸的確定

由于是單缸高速的發動機，曲柄臂直徑D2=（0.6～0.65D）,取

D2=0.6D=0.6?61=36mm。由于曲柄銷上需要安裝滾針軸承，根據滾針軸承的標準，則

D2=35mm。曲柄銷長度l2=（0.5～0.7）D2，考慮到安裝時連桿大頭和曲柄銷之間要留有運動間隙，取l2=28mm。

5.1.2主軸頸尺寸的確定

（參考標準為楊連生版《內燃機設計》page195）

一般情況D1=（0.4～0.5）D，取D1=0.42D=0.42?61=24.4mm。因為在主軸頸外需安裝深溝球軸承，則取D1=25mm，根據《機械設計課程設計》的page117，選用型號6205的深溝球軸承。主軸頸的長度l1=（0.4～0.6）D1，取l1=112.2mm。

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5．1．3曲柄臂尺寸的確定

曲柄臂的厚度h=（0.18～0.25）D,取h=0.2D=0.2?61=12.2mm

平衡重半徑?=（0.9～1.0）S，取?=0.96?55=54mm

曲柄的半徑寬度b=（0.75～1.2）D，取b=0.81D=0.8?61=49mm

5.2校核計算

5.2.1曲軸的彎曲強度校核

圓角彎曲名義應力?Wb=n=Mb

Wbbh2（b：曲柄的寬度，h：曲柄的厚度）

6bh249?12.22Wb===1215.5mm3

66Wb=Rki?a

其中，a：曲柄中心到主軸頸中心的距離a=Rki=Fk?FK1?FK2?2FR?2Fp2h?l112.2?12.2==12.2

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Fk：曲柄銷承受的來自連桿力中沿曲柄銷半徑方向的力。

由于知道，Fk=分力）

Fkmax=2922Pkmax=2922?5.63=31996N

Fkmin=2922Pkmin=-1..45?2922=-4237N

Fk1連桿旋轉質量的離心力。根據連桿大小頭質量和長度的關系式，一般情況下mk1：m2=9:2，所以mk1=35.349?0.013=0.159Kg

Fk2：曲柄銷離心力，估算mk2=??202?11?7.854?pkD24=??6124Pk=2922mm2，（由于Pk是作用在活塞頭部P的=0.092kg

Fr：曲柄離心力，mr=0.56mk2=0.56?0.092kg=0.0532kg

Fp：平衡重離心力，mp=0.5mr=0.5?0.0532=0.0266kg

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Ff=Fk1+Fk2+2Fr-2Fp=（mk1+mk2+mr+mp）rw2

=（0.159+0.092+2?0.0532-0.0532）?27.5?9132=6973.2N

Rkimax=Rkimin=Fkimax?Ff2Fkmin?Ff2==31996?6973.2=12511N

2?4237?6973.2=-5605N

2Mbmax=Rkimaxa=12511?12.2=152634N·mm

Mbmin=Rkimina=-5605?12.2=68381N·mm

則?max=?min=Mbmax152634==125.5MPa

1215.5WbMbmin?68381==-56.25MPa

1215.5Wb?a：圓角彎曲名義應力幅?a=?max??min2=90.93MPa

?m：平均應力?m=?max??min2=34.67MPa

n?=??1k???

???????mk?：有效總不平均系數，k?=1+q?（??1?1）

q?應力集中敏感系數，參考《內燃機設計》知：q?=0.7

則k?=1+0.7（1.46-1）=1.322

??1：曲軸材料對稱循環彎曲疲勞極限。參考《內燃機設計》知；??1=350MPa

?：強化系數，由于設計時選取的加工工藝為滾壓圓角，參考《內燃機設計》知：?=1.7

??：絕對尺寸影響系數，參考《內燃機設計》知，??=0.91

??：材料對應力循環不對稱的敏感系數，參考知：??=0.10

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n?=350=4.31

1.322?90.93?0.1?34.6711.7?0.91[?]=??1n?=350=81.2MPa

4.31??:圓角彎曲形狀系數，??=?max=??0f1f2f3f4f5

?n??0：標準曲軸的彎曲形狀系數，參考《內燃機設計》知：??0=2.2

f1：軸頸重疊度影響系數，參考知：f1=1.0

f2：曲柄寬度影響系數，參考知：f2=0.84

f3：曲柄銷空心度影響系數，參考知：f3=1

f4：軸頸減重孔偏心距e的影響系數，參考值：f4=1

f5：與圓角連接的曲軸銷中減重孔至主軸頸的距離L的影響系數，參考《內燃機設計》知：f5=0.05

所以??=2.2?1.0?0.84?1?1?1.17=2.16

?n??max125.6??58.14MPa

??2.16滿足?n?[?]，達到設計要求。

5.2.2曲軸的扭轉強度校核

?：圓角名義扭轉應力

?=Mr

W?3?D2W?：曲柄銷抗彎斷面系數W?=32???2353mm332?4207mm3

M?：曲柄銷圓角所受扭矩 M?=M?-Rtir=（Ft-Rti）r

Ft：曲柄銷承受的來自連桿力中沿曲柄銷半徑切向的力。

由前知Ft=?D2PT4（Pt是作用在活塞頭部P的分力）

Ftmax=?PtmaxD24?2922Ptmax?2922?0.65?1899.3N

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Ftmin=?PtminD24?2922?(?0.61)??1753.2N

Rti：主軸頸受到的只做支反力，對于對稱結構的曲軸Rti=所以Mtmax=Ftmin=?max?Ftmaxr1899.3?27.5??26115.3N·mm

22-1753.2?27.5mm

?24103.7N·2Ft

2Ftminr?2M?max26115.3M?24103.7??6.20MPa

?min??min???5.73

W?4207W?4207????max??min2????6.20?5.736.20?5.73?5.97MPa

?m?maxmin??0.54MPa

222n????1k???

???????m??1：材料扭轉疲勞極限，參考《內燃機設計》知：??1?200MPa

（1.32-1）?1.224 K?：有效總不均勻系數。Kt?1?qt(??1?1)則K??1?0.7?q?：應力集中敏感系數，參考知q?=0.7

??1：內圓角半徑過小引起的固有應力集中系數，參考知??1?1.32

?：強化系數，參考知??1.7

?r：尺寸系數，參考知?r=0.89

?r：材料對應力循環不對稱的敏感系數?r?0.05

n??K????-1????m???r200?41.18

1.224?5.97?0.05?0.541.7?0.89??：圓角扭轉形狀系數????max???0?1?2?3?4

?n??0：軸線對稱之階梯軸的扭轉形狀參數，查考《內燃機設計》知??0?1.3

?1：曲柄寬度影響系數，參考知：?1=1.57

?2：曲柄厚度影響系數，參考知：?2=1.26

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?3：曲頸重疊度影響系數，參考知：?3=0.89

?4：軸頸空心偏置距影響系數，參考知：?4?1.0

???1.3?1.57?1.26?0.89?1.0?2.23

?n??max6.20?200??2.78MPa [?]=-1??4.85MPa

??2.23n?41.18滿足?n?[?]，該曲軸能達到設計使用的性能要求

6活塞的設計

6.1活塞材料的選擇

選取共晶鋁硅合金作為本次設計的活塞材料，采取鍛造的方式制造活塞，其密度為?=2.69g/cm3

6.2活塞主要尺寸的確定

6.2.1活塞總高H的確定

H的總設計原則是盡可能取得

小些，這樣可以減少往復運動質量并

降低發動機的高度。四沖程汽油機

H=（0.8～1.0）D。

取H=0.9D=0.9?61=55mm

6.2.2壓縮高度H1的確定

壓縮高度H1決定活塞銷的位置。

H1由活力岸高度H4、環帶高度H3以及

上郡尺寸三部分組成。在保證盡量縮短H1，四行程發動機活塞壓縮高度H1=（0.45～0.57）D。取H1=0.5D=30.5mm

6.2.3活力岸高度H4的確定

活力岸高度H4決定了第一道環的位置以及熱負荷。

四行程汽油機：H4=（0.07～0.10）D。取H4=0.08D=0.08?61=4.9mm

6.2.4環帶高度H3的確定

環帶高度H3取決于活塞環的數目、活塞環的軸向高度c以及環岸高度b。

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活塞環數取決于密封的要求，目前四沖程發動機通常采用兩道氣環和一道油環。

環的軸向高度應盡可能減小，這樣可以減少摩擦損失，一般情況下，氣環的軸向高度為2～3mm，油環的軸向高度為4～5mm。取氣環的軸向高度C1=C2=2mm，油環的軸向高度C3=4mm。

環岸的高度b要求用足夠的強度，一般情況下，第一環岸b1=（1.5～2.5）C1，b2=（1～2）C2。取第一環岸b1=1.5C1=1.5?2mm=3mm，第二環岸b2=1.25C2=1.25?2mm=2.5mm。所以環帶高度H3=C1+b1+C2+b2+C3=（2?2+3+2.5+4）mm=13.5mm

6.2.5活塞頂部厚度?的確定

活塞頂部厚度應根據活塞頂部的應力、剛度以及散熱要求來決定。?=（0.06～0.1）D，四行程機?值大多數取下限。取??0.07D?0.07?61?42mm

6.3活塞裙部的設計

活塞裙部是指活塞頭部最低一個環槽一下的那部分活塞。活塞裙部結構設計中得基本思想，是如何在發動機不同工況下如何保持它與氣缸間有最合適的間隙。

6.3.1活塞橫截面形狀

為了使活塞在工作時，活塞裙部能接近正圓形與氣缸相適應，應將活塞裙部的橫截面設計成橢圓形，并使其長軸與活塞銷孔軸線垂直。

常用的橢圓規律有：單橢圓規律和雙橢圓規律。

其中，單橢圓規律的活塞裙部形狀，可以按設計，e=（D-d）（1-cos2?）/4

E表示裙部削薄量；D-d=?，表示活塞裙部的橢圓度。

橢圓度的具體數值在不同的發動機中很不相同，平均每100mm缸徑在0.3～0.5mm之間。

在此選取單橢圓規律來設計活塞的裙部形狀，取?=0.24mm

6.3.2活塞與氣缸的配合間隙

活塞各部分與氣缸之間的間隙是不同的。最重要的是活塞頂部的間隙和垂直于銷孔方向的裙部間隙。減少活塞頂部的間隙可以降低活塞頭部及第一環的熱負荷，減少裙部的間隙可以降低發動機的噪聲。

活塞頂部間隙：共晶鋁硅合金約為0.006D，取0.366mm；

活塞裙部間隙：共晶鋁硅合金約為0.0014D，取0.084mm

6.4活塞質量

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活塞質量mp由活塞頂部質量m1和活塞裙部質量m2兩部分構成。

取活塞頂部壁厚為10mm，則活塞頂部的質量為：

m1=??[D2?(D?d)2]4(H3?H4)?2.69???(612?412)4000?(13.5?4.88)?79.26g

取活塞裙部壁厚為4mm，則活塞裙部的質量為：

m2=??[D2?(D?8)2]4H2?2.69???(612?532)4000?35.7?68.75g

所以總得活塞質量為mp=m1+m2=79.26+68.75=148.01g

7活塞銷的設計

活塞銷在設計時應盡量滿足下列要求：

（1） 在保證足夠的強度和剛度的條件下具有最小的質量；

（2） 外表面耐磨，而內部沖擊韌性好；

（3） 具有足夠的承壓面積。

此外，活塞銷座與頂部間應設置將強筋，以減少活塞裙部的變形。將強筋多采用雙筋支撐，雙筋支撐角等于連桿的最大搖擺角。

7.1活塞銷材料的選擇

活塞銷的材料一般為低碳合金鋼，在此選取20Cr，密度?=7.83g/cm3

7.2活塞銷與銷座尺寸的確定

（尺寸參考標準為楊連生版《內燃機設計》page318）

活塞銷座在裙部的位置一般為H2=（0.45～0.65）D，取H2=0.50D=0.5?61=30mm

活塞銷外徑d1/D=?的范圍是0.25～0.30，取?=0.28，則d1=0.28?61?16.47mm.活塞銷外徑d1也為連桿小頭孔內徑d1。

活塞銷內徑d2=（0.65～0.75）d1，取d2=0.7d1=0.7?16.5?11.55mm

活塞銷長度l=（0.70～0.85）D，取l=0.75D=0.75?61=45.75mm

7.3活塞銷與銷座的配合

此處選用全浮式活塞銷。全浮式活塞銷結構中，活塞銷在工作狀態與銷座孔和連桿小頭襯套之間都是間隙。全浮式活塞銷兩端由裝在銷座孔中得活塞銷擋圈定位。活塞銷擋圈與銷之間有0.13～0.25mm的軸向間隙。活塞銷擋圈槽底徑對銷孔軸線的圓跳動

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不大于0.30mm。

活塞銷與連桿小頭襯套之間的間隙以及活塞銷與銷座孔之間的間隙（0.0003～0.0005）d1范圍內。一般汽油機在0.0025～0.0075mm之間。全浮式活塞銷在裝配時，應把活塞加熱到一定的溫度（70°～80°C）然后推入活塞銷孔中，以免銷孔這一精加工表面。

7.4活塞銷質量m3

活塞銷的質量為：m3=??(d12?d22)4l?7.83??(16.472?11.552)4000?33.75?28.60g

8連桿的設計

連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷。因此必須保證連桿具有足夠的疲勞強度和結構強度。

8.1連桿材料的選擇

連桿材料應具有較高的疲勞強度和沖擊韌性。在此選用45號鋼，密度?=7.85g/cm3

8.2連桿主要尺寸的確定

由于曲柄半徑r=27.5mm，已選取??0.275

所以連桿長度：l=r??27.5?100mm

0.2758.2.2連桿小頭尺寸的確定

（數據參考標準為楊連生版《內燃機設計》page229）

連桿小頭孔內徑d1=16.4mm

連桿小頭孔內徑（加軸瓦）d=（1.05～1.15）d1

取d=1.1d1=1.1?16.4=18.04mm

連桿小頭外徑D1=（1.2～1.35）d，取D1=1.30d=1.30?18.04=23.21mm

連桿小頭寬度B1一般取B1=（1.2～1.4）d1，取B1=1.3d1=1.3?16.4=21.3mm

8.2.3連桿大頭尺寸的確定

連桿大頭內徑D2=（0.55～0.65）D，取D2=0.60D=0.6?61=36.6mm

連桿大頭內經（加滾針軸承）D?2=（0．6～0.68）D，取D?2=0.68D=0.68?61=42mm

連桿大頭外徑C=（1.2 ～1.25）D?2，取C=1.2 D?2=1.2?42mm=54mm

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連桿大頭寬度B2=(0.6～0.7)D2,取B2=0.65D2=0.6?36.6=22mm

8.2．4連桿桿身尺寸的確定

連桿桿身為工字梁，對于汽車發動機，B初步值可按經驗公式求出

B=161?55?9.65,取寬度B=10mm

68.3連桿小頭質量m4

連桿小頭質量為：m4=?45

?(D12?d12)4B1?7.85??(23.212?16.42)4000?21.3?35.34g

9心得體會

在這次課程設計中，收獲很多。課程設計的過程中。我將許多沒來得到領會的理論知識、關鍵內容進行了回顧，在實踐中加以運用，更是令我印象深刻。深切體會到課程設計并非以前所想象的那樣紙上談兵。所用理論、公式都是為實踐操作而誕生的。可以說是對我所學知識的一次很好的鞏固和回憶。

在設計過程中，我通過查詢各種工具書，求教于老師，在摸索中學習了曲柄連桿機構的設計方法，了解到了設計中需要解決的問題。在實踐中將各門學科的知識融會貫通，同時，在實際應用中也提高了自己的作圖能力以及用excel處理數據和繪制圖形的技能。通過學習也了解到了國內外發動機的差距以及目前發動機設計的現狀，開闊了我的視野，同時使我對發動機原理及內部結構有了更加深刻的認識，也提高了自身的技能水平。

課程設計是我們專業課程知識綜合應用的實踐訓練，著是我們邁向社會，從事職業工作前一個必不少的過程．”千里之行始于足下”，通過這次課程設計，我深深體會到這句千古名言的真正含義．我今天認真的進行課程設計，學會腳踏實地邁開這一步，就是為明天能穩健地在社會大潮中奔跑打下堅實的基礎．

說實話，課程設計真的有點累．然而，當我一著手清理自己的設計成果，漫漫回味這3周的心路歷程，一種少有的成功喜悅即刻使倦意頓消．雖然這是我剛學會走完的第一步，也是人生的一點小小的勝利，然而它令我感到自己成熟的許多，另我有了一中”春眠不知曉”的感悟。

通過這次課程設計，我更加深刻低認識到了汽車發動機和摩托車發動機在活塞

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連桿組件上的區別。在摩托車發動機中，連桿大頭和曲軸銷配合的地方選用了滾針軸承，保證其在高速條件下能達到工作要求。這三周雖然不長，可是我學到的知識遠遠超過了課本，我不但提高了單獨思考的能力，也學會了查找資料的基本能力。總之，這次課程設計雖然任務繁重，可是堅持不懈就會收獲良多。

10參考文獻

[1]楊連生.內燃機設計.北京：中國農業機械出版社，1981.

[2]周龍保.內燃機學.北京：機械工業出版社，2005.

[3]董靜，常思勤.汽車拖拉機發動機.北京：機械工業出版社，2000.

[4]唐增寶.機械設計課程設計.武漢：華中理工大學出版社，1999.

[5]黃華梁.機械設計基礎.北京：高等教育出版社，2001.

[6]成大先.機械設計手冊.北京：化學工業出版社，2004.

[7]陳家瑞.汽車構造.北京：人民交通出版社，2002.

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