发动机设计课程设计说明书(编辑修改稿)

发动机设计课程设计说明书(编辑修改稿)内容摘要：

的横向惯性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。 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， max min/HH值最大到 ，杆身到小头到大头的过度必须用足够大的圆角半 课 程 设 计 说 明 书 12 径。 对工作可靠的发动机的统计表明，现代汽油机连杆杆身平均断面积 fm 与活塞面积 Fp 之比 fm/Fp=～ ，柴油机为 ～。 为了在较小重量下得到较大的刚度，高速内燃机的连杆杆身断面都是“工”字型的，而且其长轴应在连杆摆动平面内。 计算选取， R=60mm，取 L=210mm；取 minH =33mm。 连杆大头的结构尺寸设计 连杆 大头 联接连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦、连杆螺栓，甚至整机工作可靠性。 为了便于维修，高速内燃机的连杆必须能从气缸中取出， 连杆大头的结构与尺寸的基本上决定于曲柄销直径 D长度 B2，连杆轴瓦厚度 2 和连杆螺钉的直径 dm。 其中 D B2是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压能力，在曲轴 设计中确定。 为了结构紧凑，轴瓦厚度 2 趋于减薄，汽车拖拉机用轴瓦 2 =~3 毫 米。 连杆螺钉尺寸则根据强度设计。 因此，本处所谓大头设计，实际上是确定连杆大头在摆动平面内某些主用尺寸，连杆大头剖分型式、定位方式，及大头盖的结构设计。 连杆大头连接连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦，连杆螺钉，甚至整机工作可靠性。 为了便于维修，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必须小于气缸直径；大头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，于是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。 大头尺寸设计： 1）曲柄销直径 2D 、长度 2B 这两个尺寸是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压力，在曲轴设计中确定的。 也可根据 DD , BD ,来初步确定。 本次设计 2D =68mm， 2B =36mm。 2)连杆轴瓦厚度 2 2 =～ 3mm，取 2 =2mm 3）螺栓距离 C， C取 88mm,螺栓孔外侧壁厚不得小于 2 毫米。 4)大头切口形式和定位方式 课 程 设 计 说 明 书 13 195 柴油机连杆所采用的斜切口，斜角为 45176。 ，端面则采用止口定位，其工艺简单，成本低。 但不能防止大头盖止口向外变形，连杆体止口向内变形，这种盖与体都是单向定位，定位不可靠；止口易变形；止口因加工误差或装拆变形对大头孔影响较大。 5）连杆大头各处的形状应 采用圆滑过渡。 连杆材料选择 为了保证连杆在机构轻巧的条件下有足够的刚度，一般多用精选含碳量的优质中碳机构钢，只有在特别强化且产量不大的汽油机中用 40Cr 等合金钢。 合金钢有较高的综合机械性能，但当存在产生应力集中的因素时，它的耐劳能力急剧下降，甚至低到与碳素钢不相上下。 所以合金钢连杆的形状设计、过度圆滑性、毛坯表面质量下降等，必须给以更多的注意，才能充分发挥优质材料的潜力。 40MnB,40MnVB 等硼钢作为高负荷的大量生产连杆的材料，显示了良好的使用性能。 40MnB 钢化学成分（ %）： C（ ～ ）， Mn（ ～ ）， Cr， P和 S≤ ， B（ ～ ），经 850℃油淬 500℃高温回火后强度极限σ b1000( 2/mmN )，屈服强度σ a800（ 2/mmN ），冲击韧性 70 2/mmmN。 连杆纵向端面内宏观金相组织要求金属纤维 方向与连杆外形相符，纤维无环曲及中断现象。 连杆一般用刚锻造，在机械加工前应进行调质处理（淬火后高温回火），以得到较好的综合机械加工性能，既强又韧。 为了连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。 连杆必须经过磁力探伤检查，以求工作可靠。 我国已研究成功连杆辊段工艺，辊段工艺不仅不需要大型锻造设备，而且还改善了工人的劳动条件。 为了节约优质钢材，降低产品成本，我国还成功地试用了一稀有镁球墨铸铁制造高速汽油机连杆。 试验证明，铸造连杆的强度应在 HB210250 之间，上限是为了保证有足够的强度，下线是为了保证良 好的韧性。 这样硬度的珠光体铸铁具有 300350（ 2/mmN ）的抗弯曲疲劳强度，与中碳钢差不多。 在大批量生产铸造连杆时为了保证制造质量稳定，要求对炉料、热处理等工艺规程严加控制，并仔细的在内在质量检查，例如超声波或 X线无损探伤等。 据国外经验，强韧的珠光体可锻铸铁适于制造连杆。 本次设计选用材料 40Cr。 4 连杆螺钉的结构设计及强度校核 课 程 设 计 说 明 书 14 连杆螺钉的结构设计 发动机连杆组的功能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 上气体的作用力传递给曲轴，以输出功率。 连杆组在工作时作平面运动，承受了大小和方向均按周期性变化的气体作用力和惯性力的作用，并作往复和摆动的复合运动。 发动机的连杆大头与曲轴连杆轴颈的联接是靠连杆螺钉来实现的，所以连杆螺钉所承受的载荷是交变载荷。 为了保证连杆大头结合面在工作时不分离，连杆螺钉在装配时应有足够的预紧力 （ P0）。 此力由两个部分组成：一部分为使连杆轴瓦紧贴轴承瓦座所需的预紧力；另一部分为防止连杆体和连杆轴承瓦座结合面在工作载荷作用下脱开所需的预紧力。 这两部分力对连杆螺钉都造成扭力。 根据螺钉受力情况设 计出螺钉的参数： 螺纹规格 d=M12； 公称长度为 L=59mm；性能等级为 8级 连杆螺钉的强度校核 四冲程发动机工作时，连杆螺钉承受的最大拉伸载荷 jP 按公式计算。 对斜切口连杆来说，连杆螺钉所承受的拉伸载荷为 ： 21 2 3 ( ( 39。 ) ( 1 ) ( ) ) c o s 4 5jj rwP P G G G Gig         式中ψ —— 连杆体与连杆盖结合面与垂直连杆纵轴的平面间的夹角 39。 G —— 活塞组的重量 G1—— 连杆组往复部分的重量 G2—— 旋转部分的重量 G3—— 连杆大头盖的重量 λ —— 曲柄连杆比 G= G1= G2= G3= λ = 则 21 2 3 ( ( 39。 ) ( 1 ) ( ) ) c o s 4 5jj rwP P G G G Gig              22 20 00 60 52 5 5 5 1 64 52430 81 .9jjg g g ggNPP            连杆螺钉的预紧力 课 程 设 计 说 明 书 15 00 . 0 0 1 0 . 1 6 (0 . 6 )mM MM RsM P d fdd        0 [ ( ) ]mM MMRsdfddPM      Md —— 连杆螺钉螺纹外径（ 12mm） S—— 螺距（ 88mm） f —— 摩擦系数 mR —— 螺钉支撑环面平均 半 径 （ ） 其中： S/ Md = mR / Md = f = 则 200 .2 1 0MM P d     0 33 13750 .2 0 .1 2P  连杆螺钉的预紧力不足不能保证连接的可靠性，但预紧力过大则可能引起材 料屈服，最后仍会使连接松弛，因此必须校核屈服的可能性 00 0 []j sPPF  0F —— 连杆螺钉最小端面积 螺钉最小直径 12 = 2 2 20 3 . 1 4 5 . 1 8 1 . 6 7r m mF      —— 基本动载荷系数 选取为 所以 0 20 0 1 3 7 5 0 . 2 2 3 0 8 1 . 9 2 5 . 1 4 /8 1 . 6 7jPP N m mF       0 []s 则屈服强度满足要求 连杆螺钉所受的拉力在 min 0PP 和 max 0 jP P P 之间变化。 则螺纹杆部名义应力： 螺杆部的直径 d=12mm 课 程 设 计 说 明 书 16 20m i n 21375 1 2 . 2 /3 . 1 4 6P N m mF    0 2m a x 21 3 7 5 0 . 2 2 3 0 8 1 . 9 1 8 . 2 /3 . 1 4 6jPP N m mF      2m a x m i n 1 8 . 2 1 2 . 2 3/22m N m m     2m a x m i n 1 8 . 2 1 2 . 2 1 5 . 2 /22s N m m     对螺纹根部名义应力： 螺纹根部的直径 d=12 = 20 2m i n 1375 1 6 . 8 4 /3 . 1 4 5 . 1P N m mF    0 2m a x 21 3 7 5 0 . 2 2 3 0 8 1 . 9 2 5 . 1 /3 . 1 4 5 . 1jPP N m mF      2m a x m i n 2 5 . 1 1 6 . 8 4 4 . 1 5 /22m。