发动机设计课程设计

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1、120mL四冲程汽油机连杆设计序言汽车发动机设计课程设计是我校汽车工程学院针对热能与动力工程专业开 设的一门非常重要的专业课设计。此次课程设计是在我们学习了一些基础制图知识 和汽车以及发动机知识后所做的一次最为专业的课程设计，能够全面地检验并巩固 我们以前所学的专业课知识。众所周知现代汽车工业发展越来越快，而发动机作为汽车的核心部件，其性能 对汽车起着关键作用，比如汽车的行驶速度、加速性能、爬坡度、牵引力等都主要 取决于发动机。因此，发动机设计对于汽车工业具有重要意义。汽车发动机设计 课程设计对我们的想象力，制图能力，分析计算能力，查阅各种工具书的能力都是 一次很好的锻炼。除此之外，此次课程设

2、计还为我们今后的毕业设计和走上工作岗 位奠定了坚实的基础。我们充分利用这次课程设计的机会，结合所学过的理论知识，发挥我们的思维 能力和动手能力，保质保量的完成这次课程设计。1发动机结构参数设计设计一台发动机，首先要确定它的基本结构参数，包括平均有效压力Pme，活 塞平均速度Vm，气缸数i，转数n，气缸直径D，活塞行程S，压缩比8等。1.1初始条件设计对象为120mL四冲程汽油机，初始条件为：1）平均有效压力：Pme=0.81.2MPa；2）活塞的平均速度：Vm18m/s。1.2发动机结构形式由于本设计对象是一台120mL四冲程汽油机，根据排量确定此发动机主要用 于摩托车，故初步选择采用单缸风冷

3、形式，即确定气缸数i=1，冲程数t=4。1.3发动机主要结构参数的确定参考杨连生版内燃机设计，汽车发动机的S/D 一般在0.81.2之间，取S/D=0.85。根据公式：Vs=nD2S/4.代入计算得：D=56.4mm，S=47.9mm.将其圆整可得：D=56mm，S=48mm.nVs=nD42s=118mL，曲柄半径：r=S/2=24mm.对于汽油机压缩比8的范围为：812，取8=8，根据内燃机学公式：8 =Va/Vc=1+VS/vc.计算得：Vc=16.86mL, Va=Vc +Vs=134.86mL.由初始条件，活塞的平均速度：VmpaVani=pcVcni，此时的气体压强：pc = pa

4、（ V：）ni = 131MPa-pc=131MPa3.1.3膨胀过程把膨胀过程简化为绝热过程，其多变指数为n2=1.26, p-v满足关系:PVn2 =常数% = & n pz = %Pc=10.48MPaVc=16.86mL，Va=134.86mLPzV/2 = PbVan2 n pb = P （匕）n2 =0.763MPa-Va3.2理想p-v图的绘制汽缸容积V=18.86+nD2X/4,每隔10。取一个曲轴转角计算P、V，计算所得 数据如下表二所示，作出理想p-v图如下图4。，r=24mm，入=0.25.其中 X=r （1 cos中）+ A （1 cos2）表二理想p-v图中体积与压力

5、计算数据绝热压缩过 程中的体积V（mL）绝热压缩过 程中的压力P（MPa）绝热膨胀过 程中的体积V（mL）绝热膨胀过 程的压力P（MPa）135.0240.08116.86010.480134.3630.08117.9399.692132.3530.08321.2037.851128.9980.08626.4985.929124.3130.09033.5744.400118.3310.09642.1083.307111.1170.10551.7262.552102.7830.11662.0272.03093.4920.13272.6091.66583.4690.15483.0921.40572

6、.9960.18493.1381.21662.4110.227102.4601.07952.0930.289110.8320.97742.4430.380118.0880.90233.8620.515124.1170.84726.7270.707128.8500.80821.3620.954132.2540.78218.0201.199134.3130.76716.8601.311135.0240.762接上表:压缩终点体积V（mL）压力P（MPa）压缩起点体积V（mL）压力P（MPa）16.8601.311135.0240.08116.8602.310135.0240.13016.8603.

7、310135.0240.20016.8604.310135.0240.27016.8605.310135.0240.34016.8606.310135.0240.41016.8607.310135.0240.48016.8608.310135.0240.55016.8609.310135.0240.62016.86010.480135.0240.762图4理想工作循环p-v图3.3p-v图的调整发动机实际过程比较复杂，最高压力不在上止点，还有点火提前角、排气提前 角的修正，显然实际的边界条件与理想曲线不同，所以要做一些适当的修正。最大爆发压力：pz取理论值水平的2/3，具体值为6.99MPa，

8、以此值与原图形 相交，水平线以上的部分去掉，余下部分作此调整。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后12。15。，选择最高爆发压力出现在上止点 后12。点火提前角：常用的范围20。30。，经调整后取25。排气提前角：常用的范围是30。80。，经调整后取60。点火提前角使得压缩终点的压力比原来的要高些，排气提前角使得在膨胀末端 其压力下降变快，终点压力小于原先的压力。调整后的数据如下表三所示，p-v图如下图5所示。表三调整后的缸内容积与压力所得数据缸内容积V (mL)压力P (MPa)缸内容积V(mL)压力P (MPa)16.862.34135.820.2816.863.1

9、7135.690.1616.865.73135.020.0817.946.57134.360.0818.426.99132.350.0821.206.74129.000.0926.505.48124.310.0933.574.40118.330.1042.113.31111.120.1051.732.55102.780.1272.611.6693.490.1383.091.4083.470.1593.141.2273.000.18102.461.0862.410.23110.830.9252.090.29118.090.8242.440.38124.120.7933.860.51128.850

10、.7326.730.71132.250.6921.360.95134.310.6318.021.26135.020.5316.862.34图5调整后的实际工作循环p-v图3.4热力学的校核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 油机所做的指示功嶂，统计其共有78个单元格，每小格面积表示2J的有效功，计 算得：W.=156J故汽油机的平均指示压力：pmi =芋=116 = 1.32MPa汽油机的机械效率nm = 0.80.9,取门皿=0.9,则：Pme=nmPmi=0-9X1-32=1-19MPa满足设计要求(Pme=0.81.2MPa),所以校核合格。4动力学计算

11、4.1气体压力随着曲轴转角的变化，缸内的气体压力也会随之发生变化。将热力学计算中 的p-v图转化为p叩图，即气缸气体压力随曲轴转角的变化规律。0。180。为排 气行程，气缸内的气体压力在理论循环下基本可认为是一恒定值且小于大气压力； 180。360。为压缩行程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；360。540。为 膨胀过程，气缸内的气体压力可由绝热方程求出；540。720。为排气行程，可以 认为气缸内的气体压力是均匀下降至(0.81) p0。求出相应转角中对应气缸压力 p的数据，列入下表四。利用上面求解出的数据，作出p叩图，如下图6。缸内燃气压力P1(MPa)房压体气内缸0.0000.0007

12、.0006.0005.0004.0003.0002.0001.000100.000 200.000 300.000 400.000 500.000 600.000 700.000 800.000 曲轴转角/度图6 p叩图4.2往复惯性质量往复惯性质量：m. = mi + m2 + m3式中：m1 -活塞质量；m2 -活塞销质量；m3 -连杆小头质量.（D-28）2在估算活塞质量时，将活塞当做薄壁圆筒处理：m1 = p1 匹 D2-m2=p2n（d12-d22）lnm3 = p3 4（D12-D22）Bi式中：D-活塞直径D=56mm；b-活塞厚度8=4mm；H-活塞高度H=50mm；经过估算得

13、到:m . = m1 + m2 + m3=88.2+52.3+34.4=175.9g图7曲柄连杆机构受力图d1 -活塞销外径，d1=16mm；d2-活塞销内径，d2=10mm；D2-连杆小头内径，D2 =18mm；D1 -连杆小头外径，D1=24mm；B1 -连杆小头宽度，B1=22mm；p1，p2，p3-活塞密度、活塞销密度、连杆密度，活塞，活塞销、连杆的材料 分别为共晶铝合金、20Mn、40MnB，故其密度分别为：p1 = 2.7g/cm3 , p2 =7.9g/cm3, p3 = 7.9g/cm3.4.3曲柄连杆机构的受力分析曲柄连杆机构的受力分析图如右图7所示，参考汽车发动机现代设计（

14、徐兀）缸内气体对活塞的作用力:Fg = （p-P0）nD2/4往复惯性力：F. = -m.j = -m.w2（cos+入cos2甲）缸内合成力：F = Fg + Fj每隔10。取一中角，计算对应的F，所得数据列入表四，根据表中数据用excel作出合成力F与曲轴转角中的曲线图，如下图8所示。合成力F（N ）图8合成力F曲线图成合合力F在活塞销处分解为垂直气缸轴线的力Fn和沿连杆轴线的力Fj，活塞对气缸壁的侧压力：Fn = Ftanp；连杆力：F. = F/cos P每隔10。取一中角，计算对应的Fn、耳列入表四中，用excel作出点图如图9 所示：图9 Fn和F.曲线图两岸对曲柄销的作用力可以分

15、解为：切向力：F =Fsin （甲+B） t cos p径向力：F=F. cos （甲 + 6）= Fcos（甲+6） k 1cos 6其中：cos 6 = J1 - sin 62 =（ 1 -入2 sin甲2）1/2sin 6 =入cos。入=0.25每隔10。取一中角，计算对应的Ft、Fk列入下表四，根据表中数据用excel作出曲线图如下图10所示:矩转缸单单缸转矩Mt（N/m）曲轴转角。/度图10 Ft和Fk曲线图 曲轴的单缸转矩：Mt = Ft X r，其中r = 24mm 计算所得数据列入表四，曲线图如下图11所示:200.000150.000100.00050.0000.000 0

16、.0 -50.000-100.000图11单缸转矩曲线图表四动力学计算有关数据曲轴转角（度）缸内 燃气压力 P（MPa）合成力F（N）Fn(N)Fi(N)Ft(N)Fk(N)单缸转矩Mt（N/m）0.0000.080-4477.7520.000-4477.7520.000-4477.7520.00010.0000.080-4370.682-189.824-4374.802-945.523-4271.372-22.69320.0000.080-4057.529-348.044-4072.428-1714.157-3693.658-41.14030.0000.080-3561.640-448.51

17、5-3589.770-2168.486-2859.019-52.04440.0000.080-2919.279-475.090-2957.685-2239.733-1927.692-53.75450.0000.080-2175.964-424.416-2216.968-1939.219-1068.294-46.54160.0000.080-1381.955-306.373-1415.509-1349.769-419.928-32.39470.0000.080-587.392-141.931-604.296-600.469-64.063-14.41180.0000.080162.37141.24

18、0167.526167.074-13.5894.01090.0000.080830.693214.484857.936830.864-220.85719.941100.0000.0801392.439353.7681436.6761310.376-600.09831.449110.0000.0801835.321443.7391888.2031573.886-1055.18337.773120.0000.0802159.701479.2572212.2371632.314-1503.26939.176130.0000.0802376.913464.2542421.8271524.569-188

19、8.46436.590140.0000.0802506.371408.6872539.4721300.694-2184.55531.217150.0000.0802571.843324.7782592.2681007.826-2389.62724.188160.0000.0812599.855223.9922609.486682.286-2518.99616.375170.0000.0812605.975114.2052608.476343.942-2585.7218.255180.0000.0812606.3981.0382606.3983.113-2606.3960.075190.0000

20、.0812606.500-112.1782608.912-337.791-2586.970-8.107200.0000.0832604.660-222.4352614.141-677.359-2525.136-16.257210.0000.0862586.771-324.8362607.087-1007.603-2405.775-24.182220.0000.0902532.968-411.4172566.162-1308.702-2210.829-31.409230.0000.0962420.055-471.3702465.533-1546.975-1926.598-37.127240.00

21、00.1052225.479-492.9002279.409-1677.598-1553.501-40.262250.0000.1161931.583-466.4391987.103-1653.127-1115.198-39.675260.0000.1321529.651-388.3951578.189-1437.473-663.556-34.499270.0000.1541023.342-264.2251056.903-1022.708-275.334-24.545280.0000.184431.232-109.593444.940-443.628-37.576-10.647290.0000

22、.227-211.57951.186-217.683216.388-22.3215.193300.0000.289-852.677189.399-873.459833.833-256.09920.012310.0000.380-1422.351278.195-1449.3021270.323-693.63130.488320.0000.515-1836.104299.976-1860.4471413.451-1207.15433.923330.0000.707-2007.889254.269-2023.9251228.849-1607.14729.492340.0000.954-1897.49

23、3164.197-1904.584808.467-1724.26619.403350.0001.260-1461.88564.641-1463.314321.935-1427.4507.726360.0002.3401085.861-0.8651085.862-4.3231085.853-0.104曲轴转角(度)缸内 燃气压力 P(MPa)合成力F(N)Fn(N)Fi(N)Ft(N)Fk(N)矩单缸转M(N/m)370.0006.57311609.675495.089L1620.2272466.40411355.38559.194372.0006.99012682.159649.832L269

24、8.7973231.99712280.44677.568380.0006.74112332.8061048.53912377.3005165.58311246.575123.974390.0005.4839728.7551218.2599804.7355892.4147831.870141.418400.0004.4007702.2961248.5967802.8435889.3415108.162141.344410.0003.3075755.1261119.4005862.9795117.8762844.377122.829420.0002.5524689.5071037.6274802.

25、9314574.6401441.465109.791430.0002.0304199.4201013.4504319.9784290.912472.982102.982440.0001.6654050.6391028.1884179.0964168.816-325.042100.052450.0001.4054080.2621053.5104214.0744084.424-1071.80598.026460.0001.2164180.9651062.8554313.9463940.066-1790.01894.562470.0001.0794286.9071037.7404410.723368

26、3.568-2454.27588.406480.0000.9274239.898942.6774343.4293212.962-2942.69577.111490.0000.8244205.350823.6514285.2512706.483-3334.42964.956500.0000.7924257.429696.9094314.0912219.147-3705.55653.260510.0000.7384190.913532.1934224.5691652.126-3890.27239.651520.0000.6914101.290356.4494116.7511086.053-3971

27、.37526.065530.0000.6373974.682177.3123978.635534.072-3942.65812.818540.0000.5343721.5754.4453721.57813.336-3721.5540.320550.0000.4963627.663-153.2733630.900-461.472-3601.478-11.075560.0000.4583528.397-298.6493541.013-909.199-3422.660-21.821570.0000.4203410.337-425.8443436.821-1320.390-3174.699-31.68

28、9580.0000.3823253.188-526.3293295.490-1673.370-2843.402-40.161590.0000.3443032.953-589.0993089.634-1932.151-2419.337-46.372600.0000.3062725.778-602.5342791.579-2049.292-1908.162-49.183610.0000.2682312.024-557.6162378.317-1974.751-1340.419-47.394620.0000.2301780.003-451.6851836.417-1670.365-777.176-4

29、0.089630.0000.1921128.914-291.4791165.936-1127.271-307.327-27.055640.0000.154370.570-94.231382.363-381.136-33.566-9.147650.0000.116-470.347113.927-483.948481.248-47.94311.550660.0000.093-1320.158293.797-1352.4541292.535-391.85631.021670.0000.088-2128.838417.523-2169.3961905.346-1031.14945.728680.000

30、0.081-2891.150474.173-2929.7762233.085-1892.45453.594690.0000.081-3538.042450.533-3566.6122176.485-2823.69552.236700.0000.080-4042.448352.862-4057.8201736.927-3666.81941.686710.0000.080-4362.773196.339-4367.189977.702-4256.30523.465720.0000.080-4477.6087.131-4477.61435.656-4477.4720.856接上表:e5活塞的设计活塞

31、在工作过程中主要沿气缸壁作往复直线运动，由于要求保持气体的密封性， 对其与气缸壁的配合精度较高，这就造成其磨损较为严重，润滑较为重要。由于运 动的换向和气体燃烧时的爆发压力，导致气缸所受惯性冲击较大，对其刚度要求较 高。总之，活塞的工作环境较为恶劣，设计时对其尺寸、选材及材料的热处理都有 较高的要求。活塞的磨损速度决定着发动机的使用寿命。5.1活塞的材料活塞在工作过程中受到高的机械负荷和热负荷，同时沿气缸壁面高速滑动，容 易造成润滑不良，使其遭受到强烈的磨损。这就要求活塞材料能满足以下要求：热 强度高；导热性好，吸热性差；膨胀系数小；比重小；有良好的减磨性能，耐磨， 耐蚀；工艺性好，廉价。在实

32、际中，上述要求往往相互矛盾。现在常用的是铝合金，共晶铝合金，膨 胀系数低，比重小，耐磨性、耐腐蚀性好，硬度（特别是工作温度下硬度）、刚度、 疲劳强度较高，铸造流动性好，而被广泛采用。本次设计的活塞采用共晶铝合金， 采用铸造。5.2活塞的主要尺寸的设计活塞的主要结构尺寸如下图12所示：图12活塞主要尺寸图根据内燃机设计(杨连生)P289汽油机活塞主要尺寸比例如下表五所示: 表五汽油机活塞主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围H/D0.91.1h/D0.060.08H1/D0.450.6h2/d0.450.55H2/H30.60.658/D0.060.1活塞直径：D=56mm活塞高度：H

33、=0.9D=50.4mm50mm压缩高度：H1=0.5D=28mm火力岸高度：h=46x0.063mm活塞顶部厚度：8=0.08x464mm活塞销孔离底端距离：H2 = H - H1 = 22mm活塞裙部高度：H3 = H2/0.6534mm现代四冲程发动机一般采用二道气环和一道油环。根据内燃机设计(杨连 生)P290,小型高速内燃机上，一般气环高度：b1 = b2 = 2.03.0mm，油环高度： b3 = 4.0 6.0mm。环岸要求有足够的强度，使其在最大气压下不致被损坏，第一道环的环岸高度: c1 = (1.52.0) b1，第二、三道环的环岸高度：c2 = c3= (12) b1。故

34、设计尺寸为：b1 = 2mm，b2 = 2mm，b3 = 4mm，c1 = 3mm，c2 = 3mm，c3 = 3mm，贝。环带高度：h3 = b1 + b2 + b3 + c1 + c2 + c3 = 17mm上裙部尺寸:h，= Hi-hi-h3 = 28-3-17 = 8mm5.3活塞质量计算将活塞简化为薄壁圆筒，从而计算出其体积和质量： 活塞体积：V =三|02 （D-28）2h1 4L式中：D-活塞直径，D=56mm；H-活塞高度，H=50mm；b-活塞厚度，8=4mm；活塞质量： _n一fc、21 m】=Pi、= Pi 4 D2 （D 2b）HP1 = 2.7g/cm3,故m1 =8

35、8.2g.6活塞销的设计活塞工作时顶部承受很大的气体压力，它们全部通过销座传给活塞销，再传到 连杆。因而，活塞销与销座必须有足够的刚度，足够的承载面积和耐磨性。其中活 塞销的刚度有着关键意义，如果纵向刚度不足，则引起负荷分布不均匀，使销座疲 劳破坏，导致活塞纵向开裂；横向刚度不足，使销的失圆变形过大，润滑油膜遭受 破坏，引起活塞销咬作。6.1活塞销的材料活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢。本设计选用20Mn，经外表面渗碳淬火 至硬度HRC5666,深度0.81.2mm，但渗碳淬火层中的残余奥氏体必须切实消除， 所以必须严格控制热处理工艺质量，尽量避免脱碳，表面也需要进行精磨和抛光。6.2活塞销尺寸

36、的设计参考内燃机设计(杨连生)P291，活塞销的尺寸比例如下：活塞销外径：d1 =(0.250.30)D，D为活塞直径，D=56mm活塞销内径：d2 = (0.650.75) d1;活塞销长度：l = jD2-d12故根据以上要求，设计尺寸为：d1 = 16mm， d2 = 10mm， l = Jd2 d12 就54mm6.3活塞销的质量活塞销的质量：m2 = p2n4(di2d22)l，其中p2=7.9g/cm3计算得：m2=52.3g7曲轴的设计曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们 的力矩（扭矩和弯矩）共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状 态

37、。曲轴形状复杂，应力集中现象相当严重，特别在曲轴至轴颈的圆角过渡区、润 滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。曲轴各轴颈在很高的比压下，以很大的相当速度在轴承中发生滑动摩擦。这些 轴承在实际变工况运转条件下并不总能保证液体摩擦，故设计曲轴时，要使其各摩 擦表面耐磨性，各轴颈应具有足够的承压面积，同时给予尽可能好的工作条件。曲轴是曲柄连杆机构中的中心环节，其刚度亦很重要。由于内燃机转速较高， 同时要求其质量较轻。故曲轴在强度、刚度、耐磨、轻巧上都有要求，但它们之间 又存在相互矛盾。7.1曲轴的材料和结构曲轴从整体结构上看，可以分为整体式和组合式。随着复杂结构铸造技术的进 步，现代内燃

38、机几乎全部采用整体式曲轴。从支撑方式看，曲轴有全支持结构和浮 动支撑结构。但本次设计为单缸高速发动机，用于摩托车，故曲轴需采用组合式和 全支撑结构。由于曲轴采用组合式，故选用锻造制造。钢制曲轴除少数应用铸钢外，绝大多 数采用锻造。锻造曲轴的材料有碳素钢和合金钢。本次设计曲轴采用锻造制造，选 用45号碳钢模锻曲轴，但曲轴在锻造后应进行第一次热处理（退火或正火），在精 磨前应进行第二次热处理（调质）以改善钢的机械性能并能提高周静表面硬度。对 轴颈表面、圆角和油孔边缘应抛光，以提高曲轴的疲劳强度。综上所述，曲轴采用45号钢模锻，采用组合式结构和全支撑式结构。7.2曲轴尺寸的设计曲轴主要尺寸如下图13

39、所示:图13曲轴的主要尺寸图参考内燃机设计(杨连生)可得到主要尺寸范围如下表六:表六曲轴主要尺寸比例范围主要参数比例范围主要参数比例范围D2/D0.600.65d2/D20.400.60*0.350.45D1/D0.650.75L1/D10.400.60b/D0.751.20h/D0.180.25曲柄销直径D2 =(0.600.65)D =33.636.4mm，取D2 = 35mm，采用滚针轴 承，曲柄销长度L2与轴承宽度配合。d2= (0.400.60) D2=1421mm，取d2=16mm.主轴颈直径：D1 = (0.650.75)D=36.442mm，取D1 = 40mm.主轴颈长度：L

40、 =(0.400.60)D = 1624mm，取L】=17mm.曲柄销厚度：h= (0.180.25) D=10.0814mm，取 h=12mm.曲柄宽度：b= (0.751.20) D=4267.2mm，取 b=60mm.由于曲轴转速高，曲柄销与连杆大头处采用滚针轴承，选用型号为：K35X 42 X 20,既L2 = 22mm。由比例范围可得：L2 = (0.350.45)D=19.625.2mm，取 L2 = 22mm，符 合要求。此处的l2主要是指与连杆大头的配合长度，由于采用组合结构，需要与曲 柄臂连接，故两端还需各加上曲柄臂的厚度。主轴颈采用深沟球轴承，型号为6208，由于转速较高，

41、故采用油润滑。8连杆的设计连杆总成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 上的力传给曲轴。连杆主要承受气体压力和活塞组往复惯性力所产生的交变载荷。此外，由连杆 变速摆动而产生的惯性力矩，还使连杆承受数值较小的弯矩（一般强度计算被忽略）。 如果连杆在交变载荷的作用下发生断裂，则将招致恶性破坏事故，甚至整台发动机 报废；如果连杆刚度不足，则会对曲轴连杆的工作带来不好的影响。这就要求连杆 在设计时，在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用较强的 材料和合理的结构形状及尺寸，并采取表面强化措施。8.1连杆的材料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

42、多用精选含碳量 高的优质中碳结构钢45模锻，只有在特别强化且产量不太大的柴油机中用40Cr 等合金钢。由于本次设计的单缸机转速、升功率较高，故连杆选用40MnB合金钢锻 造，在机械加工前应经调质处理，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。对于连杆的形状设计、过渡圆滑性、毛皮表面质量等，必须给以更多的注意。 连杆纵断面内宏观金相组织要求金属纤维方向与连杆外形相符合，纤维无环曲及中 断现象。8.2连杆的结构尺寸设计连杆由连杆小头、杆身和连杆大头组成，主要结构尺寸如下图13所示：Ee图14连杆主要尺

43、寸图8.2.1连杆小头连杆小头采用薄壁圆环结构，小头孔内压有青铜衬套。参考内燃机设计(杨连生)，连杆小头的尺寸比例如下：衬套内径由活塞销外径决定，d1 = 16mm衬套厚度：8 = 23mm连小头内径/衬套外径：D2 = di + 8连杆小头外径：D1 = (1.21.35)D2连杆小头宽度：B1 = (1.21.4) d1根据以上要求，设计连杆小头尺寸如下：d1 = 16mm； 8 = 2mm； D2 = 18mm； D1 = 24mm； B1 = 22mm连杆小头质量：m3 = P34 (D12-D22) B1，其中p3 = 7.9g/cm3；故m3 = 34.4g。连杆的润滑方式：飞溅润

44、滑，在连杆小头开设集油孔。8.2. 2连杆杆身高速内燃机连杆杆身断面都是“I”字形的，而且其长轴应在连杆摆动平面内。 从制造工艺方面看，“I”字形截面连杆杆身到小头和大头的过渡圆角处必须有足够 大的圆角半径。“I”字形断面的平均相对高度H/D=0.20.3,高宽比H/B=1.41.8。一般把 杆身断面H从小到大逐渐加大，Hmax/Hm.n值最大到1.3左右。连杆长度由曲柄连杆比入来确定，而入=r/l，入值越大，连杆越短，则发动机高 度越小。入值的范围1 /31/4，取入=0.25，则连杆长度：l=24/0.25=96mm。连杆杆身设计尺寸：H=14mm， B=9mm， l=96mm，则Hmin

45、 = 13mm，Hmax = 15mm。8.2.3连杆大头由于本次设计的发动机是高速单缸机，曲轴又采用组合式，故连杆大头做成 一体，不用切开，不需使用连杆螺栓。连杆大头的结构与基本尺寸主要决定于曲柄销直径。2、长度l2、所选轴承类 型。此处选用滚针轴承K35 X 42 X 20，故连杆大头内径D2，= 42mm，连杆大头宽 度：B2 = 22mm。对于连杆大头外径，由于取出连杆必须从气缸中取出，所以其 外径应小于活塞直径，先暂取连杆大头外径：D3 = 50mm。9连杆的校核9.1连杆杆身的长度检验参考汽车发动机现代设计（徐兀）可知，连杆杆身长度应该满足以下三个条 件：1）平衡块不碰活塞时（平衡块的半径p = r + 0.5d）11r = 2 + s（d + 2li）2）满足曲拐不碰活塞时