课程设计16L四冲程汽油机连杆组设计

1、XX大学机械工程学院本科生课程设计说明书课程设计名称： 1.6L四冲程汽油机连杆组设计 姓 名： 盘明明 专 业 班 级： 能源与动力工程 卓越151 学 号： 1501160117 指 导 教 师： XXXX 考 核 成 绩： 二0一八年七月十日XX大学机械工程学院1.6L四冲程汽油机连杆组设计课程设计任务书一、 课程设计的题目1.6L四冲程汽油机连杆组设计二、 课程设计的内容设计1.6L排量的四冲程汽油机连杆组三、 课程设计任务和要求1. 装配图设计2. 零件设计3. 说明书一份四、 课程设计主要技术参数其初始条件为：1.平均有效压力0.7-1.3MP2.活塞速度小于18m/s目录导言51

2、 汽油机结构参数51.1 初始条件51.2发动机类型51.3基本参数51.3.1行程缸径比S/D选择51.3.2气缸工作容积Vs、缸径D的选择52 热力学计算62.1 热力循环基本参数确定62.2 P-V图的绘制62.3 P-V图的调整82.4 P-V图转换成P-图92.5 有效功及有效压力的求解103 运动学计算113.1 曲柄连杆机构的选型113.2 连杆比的选择113.3 活塞运动规律113.4连杆运动规律124 动力学计算134.1 质量转换134.2 作用在活塞上的力15 4.2.1 气体力154.2.2 往复惯性力154.2.3 旋转惯性力164.2.4 曲柄连杆机构中力的传递和相

3、互关系164.3 输出合成转矩175 连杆零件结构设计175.1 材料选择185.2 连杆长度 L185.3 连杆小头孔径 d1、外径 D1、 宽度 B1和衬套外径 d185.4 连杆大头孔径D2、外径D2,、连杆螺栓孔间距 C、宽度B2、高度H3和高度H4185.5 连杆杆身的结构设计195.6 连杆螺栓的设计195.7 连杆结构设计说明196 连杆强度公式校核206.1 连杆小头的强度校核206.1.1 衬套过盈配合及温升产生的小头应力206.1.2 由拉伸载荷引起的小头应力206.1.3 由压缩载荷引起的小头应力227. ANSYS压应力分析248. 主要参考文献资料309 附录 30附

4、录 1.内燃机基本参数附录 2.运动学与动力学参数表 附录3.装配图1.6L四冲程汽油机连杆组设计导言：连杆的作用是：连接活塞和曲轴，并将活塞所受作用力传给曲轴，将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。连杆由连杆体（连杆大头、小头、杆身）、连杆盖、连杆螺栓、连杆轴瓦组成。此次设计若无特殊说明所涉及的公式皆由课本：内燃机设计（袁兆成）给出。使用Maple绘制函数图,使用EXCEL计算各曲轴转角下的各个性能数值，使用Maple或MATLAB计算某些公式的结果，使用UGNX10.0绘制三维零件及装配图，使用CAD绘制二维零件及装配图，使用ANSYS进行有限元分析。1. 汽油机结构参数1.1 初始条件参

5、数名称 参考/已知数值 初选数值发动机排量 1.6L 1.6L平均有效压力 pmepme=0.7-1.3MP1.2MP1.2发动机类型冲程数选择：四冲程冷却方式选择：水冷式气缸数与气缸布置方式选择：直列四缸1.3基本参数1.3.1行程缸径比S/D选择现代汽车行程缸径比S/D的值一般在0.8-1.2之间，初步选择行程缸径比为1.01.3.2气缸工作容积Vs、缸径D的选择(1)参考内燃机原理根据基本公式计算缸径D、活塞行程S、额定功率Pe以及额定转速n：Pe=npmeiVs30(1)Vm=nS30(2)Vs=4D2S10-6(3)（Vm为活塞平均速度，初步取15m/s）根据条件代入上面公式计算结果

6、（用MATLAB）D=79.8mm80mmS=80mmn=5635r/minPe=90.16KW(2)其他参数设计压缩比的选取，根据内燃机设计汽油机压缩比在8-10之间，缸内直喷可以做到12.5左右。选取折中偏上的数值，即选取=10，准确气缸工作容积需重新计算：Vs=D24S402.1mL.燃烧室容积：Vc=Vs-144.7ml.角速度：=2n60590.10rad/s.曲柄半径：r=s2=40mm.连杆比：=1/51/3，取=1/4.干式气缸套缸心距L0=94.4mm.( L0=1.12D到1,24D这里折中取1.18D)2. 热力学计算汽油机理论循环为等容加热循环。四个过程分别是；定熵压缩

7、、定容加热、定熵膨胀、定容放热。2.1 热力循环基本参数确定 根据内燃机学，压缩过程绝热指数n1=1.281.35,初步取n1=1.32；膨胀过程绝热指数n2=1.311.41，初步取n2=1.35；汽油机压缩比=812，初步取=10；压力升高比p=79,初步取p=8 2.2 P-V图的绘制 假定当地大气压P0=0.1Mp，压缩始点压力Pa=0.80.9Mp，选定Pa=0.09Mp.由 n1=1.32，根据PVn=const, 可以在 Excel 中绘制出压缩过程线。混合气体在气缸压缩后，经等容加热，利用p值得到最大爆发压力值。膨胀过程类似压缩过程， 由n2=1.35绘出膨胀线。最后连接膨胀终

8、点和压缩始点，得出理论的 P-V 图 1 压缩始点的压力为Pa体积为Va,压缩终了的压力为Pc，体积为Vc 膨胀始点的压力为Pz体积为Vz,膨胀终了压力为Pb,体积为Vb计算:1) 压缩过程:PaVan1=PcVcn1=const 压始点压强Pa=0.09Mp 燃烧室容积为：Vc=44.7ml 气缸工作容积为：Vs=402.1mL 气缸总容积为:Va=446.8mL 计算得到的压缩终了的压力为Pc1.88Mp 压缩过程中缸内压力 Pc 与气缸容积 Vc 之间的函数关系如下： Pc=PaVa1.32Vx1.32=0.09×0.44681.32Vx1.32(4) 2)膨胀过程中：PzVc

9、1.35=PbVb1.35 膨胀始点压强：Pz=p×Pc=15.04Mp 膨胀始点容积：Vc=Vz=44.7mL 膨胀终点容积：Vb=Va=446.8mL 计算得膨胀终点压强：Pb=0.67Mp 膨胀过程中缸内压力 Pb 与气缸容积 Vc 之间的函数关系如下： Pc=PzVc1.32Vx1.35=Pz×0.04471.35Vx1.35(5)根据上面的计算结果并且在 Maple中初步绘制发动机的压缩过程和膨胀过程线，并且连接端点得到下图 1（理论PV图）：（图1） 2.3 P-V图的调整 点火提前角和配气相位的原因导致P-V 图存在些差别。最大爆发压力： Pz 取理论水平的

10、2/3，即 Pz=10Mpa 最大爆发压力发生在上止点之后 12° -15°，选择最大爆发压力出现在上止点之后 12°；点火提前角：根据资料常用范围在 20° -30°之间，经调整后取 26°；排气提前角：常用范围在 40° -80°，经调整后取 60°。调整后的 P-V 图如下图 2：（图2）Maple部分代码截图 2.4 P-V图转换成P-图气缸容积 Vx 与曲轴转角的关系为：Vx=D2r1-cos+14(1-cos2)4+Vc(6)压缩过程曲轴转角为180°，360°膨胀过程曲轴

11、转角为360°，540°进排气过程为0°，180°、 540°，720°压缩过程的P - 图：（图3.1）压缩、定容加热、膨胀 P - 图：（图3.2）经过修改后的实际的P - 图：（图3）Maple部分代码截图：2.5 有效功及有效压力的求解 由热力学计算所绘制的示功图为理论循环示功图（图1），其围成的面积表示的是汽油机的指示功 Wi，数值由对示功图积分后表示：Wi=VcVaPzVc1.35Vx-1.35dVx-VcVaPaVa1.32Vx-1.32dVx(7)其中：Pa=0.09Mp, Pz=10Mp, Vb=Va=0.4468L

12、, Vc=0.0447L在Maple中对上式积分：Wi569.7J则汽油机平均指示压力pmi=WiVs=569.70.4468×10-3=1.28Mp符合要求100%pme<pmi<120%pme 平均有效压力pme=pmim=1.28×0.9=1.148Mp Pe=npmeiVs30 =1.148×0.4468×4×5635120=96.3Kw与前面的计算结果基本一致。3. 运动学计算3.1 曲柄连杆机构的选型本次设计选择中心曲柄连杆机构。 3.2 连杆比的选择 初选=1/4 可得连杆长度 L=r/=160mm 3.3 活塞运动规

13、律根据内燃机设计：活塞位移近似式：X=r1-cos+4(1-cos2)(8)（其中，=1/4，r=40mm）根据上式用Maple画X-图如下：（图4）用Maple对式子(8)求一次导数得到活塞速度近似速度并导出图像：（图5）用Maple对式子再求一次导数得到活塞加速度并导出图像：（图6）Maple代码：3.4连杆运动规律 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： =sin-1(sin)(11)(图7.连杆摆角-图)4. 动力学计算4.1 质量转换 常采用的方法为二质量替代系统：用集中在小头处的换算质量m1和集中在大头处的质量m2来代替

14、连杆的实际质量。a) 换算系统两质量之和等于原连杆的质量mm1+m2=mb) 换算系统的质心与原连杆质心重合m1L1=m2L2L1: 连杆质心至连杆小头中心距离L2: 连杆质心至连杆大头中心距离由上述两个条件得:m1=m(L-L2)L(12)m2=mL2L(13)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。mpmpi(14)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与相比m1,m2很小，为简化受力分析，常用集中

15、在连杆小头和大头的2个质量代替连杆。 往复惯性质量：mj=m1+m2+m3(15)式中：m1活塞质量；m2活塞销质量；m3连杆小头质量1）、 在估算活塞质量时，可以将活塞当做薄壁圆筒处理：m1=14D2-(D-2)2H(16)式中：D-活塞直径,D=80mm； -活塞厚度，=6.4mm；汽油机为（0.060.10）D,取 0.08H-活塞高度，H=72mm；H=(0.8-1.0)D，取 0.9 活塞材料选为共晶铝合金: 1=2.7g/cm3 可得：m1=287.7g2）、 活塞销质量m2=24d12-d22l(17)d1-活塞销外径，d1=18mm; 衬套内径d1=dc2=18mm；d2-活塞

16、销内径，d2=12.6mm;d2=0.650.75d1,取0.7d1=12.6mml-活塞销长度，l=68mm;l=0.80.9D=68mm活塞销采用20Cr，其密度2=7.9g/cm3 可得：m2=69.7g3）、 连杆小头质量m3=34D12-D22B1(18)式中：D1-连杆小头外径，D1=24mm;D1=1.21.35dc2，取24mmD2-连杆小头内径，D2=20mm;D2=0.250.30D,取0.25D =20mm衬套外径dc1=D2/(1.051.15),圆整后dc1=19mm根据 HB3-11-2002，选择衬套材料为30CrMnSiA(密度7.85g/cm3) 钢管按 GJ

17、B2609-1996，衬套外径dc1=19mm；衬套内径dc2=18mm；衬套长度L =B1=28mm；衬套质量为：mc=6.4g; B1-连杆小头宽度，B1=1.21.4D2=28mm连杆材料选择为中碳合金钢40Cr，3=7.85g/cm3可得：m3=30.4g综上所述，mj=m1+m2+m3=387.8g4.2 作用在活塞上的力作用在活塞销中心的力， 分为Fg、Fg, Fg为气体作用力，Fg为往复惯性力。 4.2.1 气体力 Fg=D2(p-p0)4=×802(p-0.1013)4(19)式中： p活塞顶上的压力，p0-活塞背压下面是Fg-图（图8）4.2.2 往复惯性力Fj 在

18、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 和曲轴转角满足下列关系式：Fj=-mj×a=-0.3878×r2(cos+cos2)(20)下图是Fj-关系图：(图9)4.2.3 旋转惯性力旋转惯性力公式如下：Fr=mr×r×2(21)当曲轴角速度不变时，Fr大小不变，其方向总是沿着曲外。如果不用结构措施（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，

19、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。4.2.4 曲柄连杆机构中力的传递和相互关系作用在活塞销中心的力，是Fg、Fg的合力。即F=Fg+Fg。该力分解到连杆方向FL和垂直于气缸中心线方向FN。连杆方向力FL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FL分解为沿曲柄作用的径向力FK和垂直于曲柄半径方向的切向力Ft。其中各力在大小上满足下列关系式:垂直于气缸中心线方向侧向力：FN=Ftan(22)连杆力：FL=Fcos(23)切向力：Ft=FLsin+=Fcossin(+)(24)径向力：Fk=FLcos+=Fcoscos(+)(2

20、5)单缸转矩 M：M=Ftr=Frsin(+)cos(26)上面各力随曲轴转角变化关系的曲线图如下图所示:单缸转矩图如下：4.3 输出合成转矩由于四缸机点火顺序为 1-3-4-2， 为了方便计算，假设每缸转矩都一样是均匀的，仅仅是工作时刻即相位不同。如果第一缸的转矩为：M1=0, M2=M1×M1(a+360º), M3=M1(a+180º), M4=M1(a+540º)则发动机输出总转矩Mz=M1+M2+M3+M4输出总转矩图如下：5. 连杆零件结构设计根据内燃机设计，发动机的连杆组是将活塞上所受的力传递给曲轴变成转矩，同时将活塞的往复运动变为曲轴的旋

21、转运动。主要由连杆体（小头、身、连杆大头）、连杆盖、连杆螺栓、轴瓦组成，连杆小头与活塞销相与活塞一起作往复运动；连杆大头与曲柄销相连，与曲轴一起作旋转运动。因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。连杆的基本载荷是拉伸和压缩，最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近。在设计时，连杆主要承受气压力和往复惯性力所产生的交变载荷。因此，在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。同时为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地增加结构尺寸，因为这样会导致连杆质量的增加，惯性力也相应增加，所以连杆设计的总体要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料，

22、设计合理的结构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。以下连杆结构参数的选择参考值参考杨连生版内燃机设计以及袁兆成版内燃机设计。5.1 材料选择连杆材料就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，连杆我选用非涨断式连杆，一般材料可选中碳钢（45 钢、40 钢）、中碳合合金钢（40Cr、40MnVB、40MnB）；球墨铸铁；铸铝合金等材料。选用40Cr 作为连杆材料，=7.85g/cm35.2 连杆长度 L根据上文中，连杆比=1/4，曲柄半径r=40mm, 所以连杆长度L=160mm。5.3 连杆小头孔径 d1、外径 D1、 宽度 B1和衬套外径 d连杆小头孔径 d1 和宽度 B1 由衬套外径

23、确定， 且d1=(0.250.3)D，d1=20mm连杆小头外径，D1=24mm连杆小头宽度，B1=1.21.4D2=28mm衬套外径d=D2/(1.051.15),圆整后d=19mm5.4 连杆大头孔径D2、外径D2,、连杆螺栓孔间距 C、宽度B2、高度H3和高度H4连杆大头的结构尺寸基本决定于曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径dm, 其中部分参数是根据曲轴强度、刚度和轴承的承压能力，在曲轴设计中确定的。根据曲轴设计及薄壁不翻边轴瓦外径与壁厚（摘自 GB/T 3162-1991）， 选择曲柄销直径41mm, B2=18mm; 连杆大头轴瓦尺寸为外径D2=45mm,壁厚t=

24、2mm;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B0必须小于气缸直径；为了保证较大的刚度，连杆大头选用平切口形式，并且：H3H40.350.5D2,取H3=H4=20mm; 连杆大头外径D2,=(0.60.68)D,取D2,=50mm; 为提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距 C 应尽量小，对平切口连杆，C=(1.241.31)D2,取C=56mm.5.5 连杆杆身的结构设计连杆杆身为连杆大头和小头之间的细长杆部分，杆身承受交变载荷，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，因此连杆必须有足够的断面积，并消除产生应力集中

25、的因素。根据内燃机设计，现代汽油机连杆杆身平均断面积Am与活塞面积Ah之比AmAh=0.020.05，取Am=180mm2;非摆动平面内的惯性矩Ix4Iy, Iy为连杆在摆动平面内的惯性矩；“工”字形断面的高宽比HB=1.41.8, 对于汽车发动机,B初步可按下式求出：B=DS6=12.5mm, 所以取H=20mm.5.6 连杆螺栓的设计连杆螺栓在设计时应首先由足够的抗拉强度，在预紧力和工作载荷下不产生塑性变形，而且要有足够的耐疲劳载荷能力，没有应力集中，采用细牙螺纹，螺栓刚度要小于被连接件刚度。四冲程内燃机工作时，连杆螺栓承受的最大拉伸载荷按照下式计算：F=Fj''=1im&

26、#39;-m11-r2+(m2-m3)r2(30)其中Fj''为交变拉伸载荷；m'为活塞组质量；m1为连杆组往复部分质量；m2为连杆组旋转质量；m3为大头盖质量。为了防止连杆体和连杆盖的接合面在工作载荷的拉伸下脱开，在装配时需加足够的预紧力 F1，而为了压平轴瓦对孔座的过盈量，装配时还需加一预紧力F2。该两力之和 F0 称为螺栓预紧力，是一静载荷，一般可高达工作载荷Fj''的6-7 倍。5.7 连杆结构设计说明由于式（30）中活塞组质量、连杆组旋转质量、大头盖质量等无法得到准确数值，并且根据内燃机设计，连杆各部分质量可以通过在确定上述的基本参数之后，在三

27、维制图软件中建立相应模型得出准确质量，并在相应的CAE软件中利用有限元方法进行强度及刚度校核，然后对设计进行修改或者确认。所以在上面的设计过程中部分详细数据无法计算，并且在下面的校核中，不对连杆螺栓进行强度校核，并且由于连杆杆身数据不足以及为了简化计算，将连杆杆身简化为同一截面形状，确定其“工” 字形截面参数，再对其进行相应的校核。6. 连杆强度公式校核6.1 连杆小头的强度校核6.1.1 衬套过盈配合及温升产生的小头应力P=+td1ED12+d2D22-d2+E'(d2+d12d2-d12-')(31)式中：t=（-）td(厘米)t-工作后小头的温升，约 100-150；-装

28、配过盈量D1-小头外径，为 24mm；d1-小头内径，为 20mm；-衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取=1.8×10-5(1/C0)-连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢,可取=1.0×10-5(1/C0)、'-泊桑系数，一般可取='=0.3E连杆小头材料的弹性模数，对于钢，E=2.2×105N/mmE'-衬套材料的弹性模数，对于青铜，E'=1.15×105N/mm计算得：+t=0.065mm计算可得: P=20.12Mp把小头视作内压厚壁圆筒，在压力 P 的作用下外表面的切向力为：内表面1'=D12+d2D12-

29、d12P=107.1N/mm2外表面a'=2d12D12-d12P=91.5N/mm2均小于100-150N/mm26.1.2 由拉伸载荷引起的小头应力将小头简化为一刚性地固定于它与杆身衔接处的曲杆，其固定角=90º+arccos(Hmiin2+D12+)(32)式中小头外径D1=25mm, 连杆宽度Hmiin=H=20mm, 过度圆角半径取 30mm；得到r=109.75º连杆小头所受的最大拉伸载荷Pjmax=mR21+=0.0304×2.75×590.12×54=36388.8N由于小头孔与活塞销配合间隙很小，假定拉伸载荷Pjmax

30、在小头半圆周上产生均匀分布的径向载荷P'=Pj2B1rm(33)其中B1、rm各为小头宽度及平均半径，B1=28mm,rm=24+282=26mm, 得到P'=25.0N/mm2根据半经验公式:M0=-Pjrm(0.00033-0.0297)(34)N0=-Pj(0.572-0.0008)(35)式中以度为单位。计算=0º截面上的法向力 N 和弯矩 M：M=0=-Pjrm0.00033-0.0297=29.4N.mN=0=-Pj0.572-0.0008=-24605.5N计算=r=109.75º截面上的法向力 N 和弯矩 M：Mr=109.75=-Pjrm0

31、.00033-0.0297=-6.45N.mNr=109.75=-Pj0.572-0.0008=-20828.6N小头壁厚h=D1-d12=2mm小头宽度b1=28mm则由拉伸作用的内、外表面上的力a、为:a=2M6rm+hh2rm+h+KN1b1h(36)=-2M6rm+hh2rm-h+KN1b1h(37)K=EFEF+E'F'(38)其中 K 为考虑到连杆小头和衬套在载荷作用下一起变形，共同分担法向载荷的系数，E、F、E'和F'分别为连杆和衬套材料的弹性模数和断面的面积，忽略衬套的抗弯刚度，得K=0.89. 根据杨连生内燃机设计，外表面上的最大应力大于内表面

32、的最大应力，并且当r=109.75º时出现最大值。计算得拉伸过程中外表面上的应力=33.1Mp6.1.3 由压缩载荷引起的小头应力连杆小头所受的最大压缩载荷Pc=Pz-PjPz为作用在活塞上的推力，Pj为惯性力，最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近。根据前面计算的结果，最大压缩载荷Pc=7855-6505=14360N计算截面中压缩力引起的法向力和弯矩:N1=PcN0Pc+(sin2-sin-cos)M1=PcrM0Pcr-sin2-sin-cos+N0Pc(1-cos)所以：a1=2M16r+hh2r+h+KN11b1h=-33.1Mp不对称循环的最大与最小应力为：max=a'+=133