武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书
题 目 1.0L四冲程汽油机连杆组设计
学 院 汽车工程学院 专 业 热能与动力工程
班 级 1203 姓 名 曹振乾 指导教师
胡杰
2016
年
1 月 15 日
课程设计任务书
学生姓名： 曹振乾
指导教师： 胡杰 工作单位： 汽车工程学院
题 目
初始条件：
1、平均有效压力：0.8~1.2MPa 2、活塞平均速度：
要求完成的主要任务:
1、 2、 3、
装配图设计。 零件图设计。 说明书1份。
时间安排：
注意事项：
1、 课程设计期间必须严格遵守学校的作息时间。 2、 指导教师每天点名。
3、 学生每天的任务必须完成，指导教师作好相应的进度记录。
指导教师签名： 2015年12月05日 系主任（或责任教师）签名： 年 月 日
目录
前言 ...................................................................................................................................................................... 6 1． 汽油机的结构参数 .................................................................................................................................. 7
1.1 1.2
初始条件 ....................................................................................................................................... 7 发动机的类型d ............................................................................................................................ 7
冲程数的选择 ....................................................................................................................... 7 冷却方式 ............................................................................................................................... 7 气缸数与气缸布置方式 ....................................................................................................... 7
1.2.1 1.2.2 1.2.3 1.3
基本参数 ....................................................................................................................................... 8
行程缸径比S/D的选择 ....................................................................................................... 8 气缸工作容积Vs，缸径D的选择 ....................................................................................... 8 其他参数的计算 ................................................................................................................... 8
1.3.1 1.3.2 1.3.3
2．
热力学计算 .............................................................................................................................................. 9
2.1 2.2 2.3 2.4 2.5
3．
热力循环基本参数的确定 ........................................................................................................... 9 P-V图的绘制 .............................................................................................................................. 10 P-V图的调整 .............................................................................................................................. 11 P−V图向P−φ图的转化 ......................................................................................................... 12 有效功及有效压力的求解 ......................................................................................................... 13
运动学的计算 ........................................................................................................................................ 13
3.1 3.2 3.3 3.4
4．
曲柄连杆机构的选型 ................................................................................................................. 13 连杆比的选择 ............................................................................................................................. 13 活塞运动规律 ............................................................................................................................. 14 连杆运动规律 ............................................................................................................................. 15
动力学计算 ............................................................................................................................................ 16
4.1 4.2 4.3
5．
质量转换 ..................................................................................................................................... 16 作用在活塞上的力 ..................................................................................................................... 18 输出合成转矩 ............................................................................................................................. 21
连杆零件结构设计 ................................................................................................................................ 21
5.1 5.2
材料选择 ..................................................................................................................................... 22 连杆长度L .................................................................................................................................. 22
5.3 5.4 5.5 5.6 5.7
6．
连杆小头孔径d1、外径D1、宽度B1和衬套外径d ................................................................. 22 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 .................... 22 连杆杆身的结构设计 ................................................................................................................. 23 连杆螺栓的设计 ......................................................................................................................... 23 连杆结构设计说明 ..................................................................................................................... 23
连杆强度校核 ........................................................................................................................................ 24
6.1 6.2
7．
8． 9．
连杆小头的强度校核 ................................................................................................................. 24 连杆大头的强度计算 ................................................................................................................. 27
个人小结 ................................................................................................................................................ 28 参考文献 ................................................................................................................................................ 30 附录 ........................................................................................................................................................ 31
9.1 9.2 9.3
附录1.内燃机基本参数 ............................................................................................................ 31 附录2.运动学计算表 ................................................................................................................ 32 附录3.动力学计算表 ................................................................................................................ 34
1.0L四冲程汽油机连杆组设计
前言
2015年大四上半学期我们学习了《汽车发动机设计》这门专业必修课，在课程安排中，我们学习了有关汽车发动机设计流程，内燃机配气机构、曲柄连杆机构等的设计，还对其润滑和冷却系统以及噪声振动的产生有了更加深入的理解。为了考察我们对于所学内容的掌握以及运用程度，也为了以后能够深入学习本专业知识或者工作所需，安排了此次为期三周的课程设计。在这三周里，我们要根据分配到的不同设计任务，和组内的成员一起结合所学到的知识，完成一款特定（新型）发动机的活塞组、连杆组、曲轴组件的设计。根据设计任务，我们设计的发动机不仅要符合使用要求，而且还应对标现在市面上的同排量同类型的发动机，保证性能参数不低于一般水平。我所在的小组在此课程设计中要完成的是1.0L四冲程汽油机的三大组件设计，我分配到的任务是完成其连杆组的设计。
此次课程设计不仅仅要求我们完成工程图纸的绘制和手写版说明书的制作，还要求我们使用制图/制表软件(Excel或者Matlab等)绘制发动机的P-V特性图并进行相关计算，以及活塞连杆等的运动规律和受力曲线，还有规范的电子档说明书的制作，期间还需要我们自己查阅相关的文献以及机械设计手册等，所以对于我们来说这不仅是一次非常规范和有意义的课程设计，在实践中理解运用书本上的知识，而且在标准化的要求下，也能促进大家养成良好的习惯，为以后的学习和工作做提前的锻炼。
1． 汽油机的结构参数
1.1 初始条件
1.2 发动机的类型d
1.2.1 1.2.2
冲程数的选择
已知为四冲程。
冷却方式
根据陈家瑞《汽车构造·上册》，内燃机的冷却系统有水冷和风冷之分。风冷式发动机有对地理环境和气候环境的适应性能强、冷启动时间短、维护简便等优点，但由于我们此次设计的1.0L排量的发动机面向的主要是普通小型汽车，使用环境比较单一，并且由于水冷系统有冷却性能好、强化潜力大等优点，对于此1.0L排量的发动机来说，就能够使用增压等方式提高发动机动力性能并且保证其冷却能力，综合以上因素，我们选择的冷却方式是水冷式。
1.2.3 气缸数与气缸布置方式
根据陈家瑞《汽车构造·上册》，内燃机的气缸数和气缸布置方式对于内燃机结构尺寸、平稳性制造成本都有较大的影响。目前车用发动机四缸机使用较为普遍，少数车型也有搭载六缸或者以上的发动机。
气缸布置方式主要有单列式、双列式和卧式，由于发动机的气缸数主要和排量关系较大，并且不超过六缸的发动机，普遍采用直列式的气缸布置方式，这种气缸布置方式不仅制造工艺相对成熟，而且成本相对较低，使用维修方便，所以我们选择的气缸布置方式为直列式。
对于1.0L排量的发动机，现在市面上的大多数同排量的发动机都为3缸，并且受排放以及轻量化的考虑，小型化也是目前发动机设计的主要趋势，所以我们也将气缸数选择为3缸。
1.3 基本参数
1.3.1
行程缸径比S/D的选择
根据《内燃机设计》，现代汽车的行程缸径比S/D的值一般在0.8-1.2之间，所以初步确定行程缸径比为1.0.
1.3.2 气缸工作容积Vs，缸径D的选择
参考目前已有的发动机水平以及《汽车发动机现代设计》 根据内燃机学中的基本计算公式，计算缸径D、活塞行程S、额定功率Pe以及额定转速n:
Pe=Vm=
Pme∙Vs∙i∙n30τS∙n30
········（1）
··········（2）
23
Vs=4∙D∙S∙10 ·······(3)
π
其中：
Pe——发动机的有效功率
Pme——发动机的平均有效压力，初步取1.2Mpa Vs——气缸的工作容积，3×Vs=1.0L i——发动机的气缸数目，初步取3 n——发动机的转速
Vm——活塞的平均速度，初步取15m/s S——发动机活塞的行程 D——发动机气缸内径
τ——发动机行程数，依题为4
根据以上条件带入上面的公式，计算并将结果圆整得： D=75mm，S=75mm，n=6000r/min，Pe=60Kw
1.3.3 其他参数的计算
压缩比ε：气缸总容积Va与燃烧室容积Vc之比，其中Va=Vs+Vc。 根据《内燃机设计》，汽油机的压缩比ε在8-10之间，现在已经能够做到10.6左右，缸内直喷汽油机的压缩比能够达到12。在自然吸气发动机中，马自达开发的运用阿特金斯循环的新型自然吸气发动机甚至可以将压缩比提高到13。对于此次课程设计我们
设计采用普通奥拓循环发动机，并且由于受到爆燃和表面点火等不正常燃烧以及机体强度的限制，我们将压缩比选定为10（市售五菱之光1.0L发动机的压缩比为9.5）
则：Vs=π∙
D24
∙S=π×
V
7524
×75≈331.3mL
s燃烧室容积 Vc=ε−1≈36.8mL
角速度 ω=
2∙π∙n60S
≈628.3rad/s
曲柄半径r==37.5mm
2
连杆比λ=1/5~1/3，取λ=1/4
干式气缸套缸心距L0=（1.12~1.24）D,取L0=88mm
2． 热力学计算
根据《内燃机学》，通常根据内燃机所用燃料，混合气行成方式，缸内燃烧过程等特点，把火花点火发动机的实际循环近似看成等容加热循环，把压燃式柴油机的实际循环简化为混合加热循环或等压加热循环。汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个过程。在本设计中，先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀进行计算，绘制P-V图并校核。为建立内燃机的理论循环，需对内燃机的实际循环中存在大量的湍流耗散、温度压力和成分的不均匀性以及摩擦、传热、燃烧、节流和工质泄露等一系列不可逆损失做必要的简化和假设，简化结果如下：
1)、把压缩和膨胀行程简化成理想的绝热可逆的等熵过程，忽略工质与外界的热量交换以及泄露等的影响；
2）、将燃烧过程简化成为等容、等压或者混合加热过程，将排气过程简化为等容放热过程；
3）、忽略发动机进排气过程，从而将循环简化为一个闭口循环；
4）、以空气为介质，并视为理想气体，在整个循环过程中工质物理及化学性质保持不变，比热容为常数。
2.1 热力循环基本参数的确定
根据《内燃机学》，压缩过程绝热指数n1=1.28~1.35，初步取n1=1.32； 膨胀过程绝热指数n2=1.31~1.41，初步取n2=1.35；
根据《内燃机学》，汽油机压缩比ε=8~12，初步取ε=10； 根据《内燃机学》，压力升高比λp=7~9，初选λp=8.
2.2 P-V图的绘制
通常情况下，压缩始点的压强在Pa=(0.8~0.9)P0（P0为当地大气压值），假定外界P0=0.1Mpa，选定Pa=0.09Mpa，将压缩过程近似的看作绝热过程，由 n1=1.32，并根据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λp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。最后连接膨胀终点和压缩始点，得出理论的P-V图1. 简化的条件为：
假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同； 假设工质是在闭口系统中做封闭循环； 假设工质的压缩和膨胀是绝热等熵过程；
假设燃烧过程是等容加热过程，工质放热为定容放热。 则计算如下
1.321.32
1）、压缩过程中：PaV=PcV ac
压缩始点压强：Pa=0.09Mpa 燃烧室容积：Vc=ε−1Vs≈36.8ml
气缸工作容积：Vs=331.3mL 气缸总容积：Va=Vs+Vc=331.3+36.8=368.1ml 计算得到压缩终点压强 Pc≈1.88Mpa
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
=
0.09×0.3681.32
Vx ··········（4）
1.35
2）、膨胀过程中：PzV=PbVb1.35 c
膨胀始点压强：Pz=λp×Pc≈15Mpa
膨胀始点容积：Vc=36.8ml 膨胀终点容积：Vb=Va=368.1ml 计算得膨胀终点压强Pb≈0.67Mpa
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： Pb=
PzVc1.35Vx=
Pz×0.03681.35
Vx ···········(5)
根据上面的计算结果并且在Excel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：
图1.理论P-V图
2.3 P-V图的调整
实际的P-V图和利用多变过程状态方程绘制的P-V图还存在一些差别， 主要是点火提前角和配气相位的原因。对图1作以下调整：
最大爆发压力：Pz取理论水平的2/3，即Pz=10Mpa，以此值与原膨胀压力线相交，水平以上部分去掉，余下部分做些调整。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.调整后P-V图
2.4 P−V图向P−φ图的转化
Va=Vs+Vc
其中VVVs是气缸工作容积，c是燃烧室容积，s=
πD2x4
所以根据活塞唯一x和
曲轴转角φ的关系，就可以在Excel中求取相应转角φ时对应的气缸容积Va。
根据《内燃机设计》，对于中心曲柄连杆机构运动规律，其活塞位移x和曲轴转角φ的关系近似为：
根据2.2和2.3中的内容，气缸容积Va与曲轴转角φ的关系为：
Va=
πD2r[(1−cosα)+λ(1−cos2α)]
4
1
4
+V········（6） c ·
压缩过程曲轴转角为[180°，360°]
膨胀过程曲轴转角为[360°，540°]
进排气过程为[0°，180°]、[540°，720°] 取间隔角为5°，画出P−φ如下图3：
图3.P-φ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的示功图，其围成的面积表示的是汽油机说做的指示功Wi，数值由对示功图积分后求得的面积来表示：
a1.35−1.351.32−1.32
Wi=∫VaPzV·VdVPV·VdV·····（7） cxx−∫aaxx ·V
c
c
VV
其中：Pa=0.09Mpa，Pz=10Mpa,Vb=Va=0.368L,Vc=0.0368L 在matlab中对上式进行积分，带入上述数值得：
Wi≈469j 则汽油机平均指示压力Pmi=
WiηmVs
WiVs
=0.368×10−3=1.3Mpa
469
符合要求[110%Pme
=0.368×10−3=1.147Mpa
469×0.9
pme·V1.147×0.368×3×6000s·i·n
==63.3Kw
30τ30×4
与前面的计算结果（60Kw）基本一致，误差为5.5%，在可以接受范围内 【热力学部分的计算原始数据及截图见附件】
3． 运动学的计算
3.1 曲柄连杆机构的选型
根据《内燃机原理》，在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。本次设计选择中心曲柄连杆机构。
3.2 连杆比的选择
根据《内燃机设计》，为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计得总趋势
是尽量缩短连杆长度。目前λ值已经大到1/3.2,常用范围为1/4——1/3.2。初选λ=1/4。
可得连杆长度L=r/λ=150mm
3.3 活塞运动规律
根据《内燃机设计》，
活塞位移近似式：X=r[(1−cosα)+4(1−cos2α)]···(8) 式中：λ=1/4,r—曲轴半径，r=S/2=37.5mm 经计算后X-α图如下：
λ
图4.活塞位移X-α图
活塞速度近似式：V=rϖ(sinα+2sin2α) ········（9） 其中ϖ=
nπ30
λ
=628.32 rad/s,根据前面结果n=6000r/min，r=0.0375m
图 5.活塞速度V-α图
2图 6.活塞加速度a-α 图
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：
α=sin−1λsinα·········（11）
图7.连杆摆角a-α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m m1+ m2 = m
b) 换算系统的质心与原连杆质心重合 m1L1=m2L2
L1：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= m2=
m(L−L2)
LmL2L
······（12）
······（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。
mp=∑mpi ······（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=ρ14[D2−(D−2δ)2]H ······（16） 式中：D-活塞直径，D=75mm；
δ -活塞厚度，δ =6mm；汽油机为（0.06—0.10）D,取0.08 H-活塞高度，H=67mm；H=(0.8-1.0)D，取67mm
活塞材料选为共晶铝合金: ρ1=2.7g/cm3 可得： m1=235.3g
2）、活塞销质量m2=ρ24(d12−d22)l ······（17）
d1-活塞销外径，d1=18mm；衬套内径d1=dc2=18mm; d2-活塞销内径，d2=12mm;d2=(0.65~0.75)d1，取12mm l -活塞销长度，l=64mm；l=(0.8~0.9)D=64mm; 活塞销采用20Cr，其密度ρ2=7.9g/cm3 m2=71.5g
3）、连杆小头质量m3=ρ34(D12−D22)B1 ·······（18） 式中
D1-连杆小头外径，D1=25mm；D1=(1.2~1.35)dc1，取25mm D2-连杆小头内径，D2=21mm； D2=(0.25~0.30)D，取21mm
衬套外径dc1=D2/(1.05~1.15)，圆整后dc1=20mm,根据HB3-11-2002，选择衬套材料为30CrMnSiA钢管按GJB2609-1996，衬套外径dc1=20mm；衬套内径dc2=18mm；衬套长度L=B1=28mm；衬套质量为mc=13.1g; B1-连杆小头宽度，B1=28mm；B1=(1.2~1.4)D2=28mm 连杆材料选择为中碳合金钢40Cr，ρ3=7.85g/cm3 m3=31.7g
ππ
π
综上所述，mj=m1+m2+m3+mc=235.3+71.5+31.7+13.1=351.6g
4.2 作用在活塞上的力
作用在活塞销中心的力，分为Fg 和Fj , Fg 为气体作用力，Fj 为往复惯性力。 4.2.1 气体力
Fg=
πD2(p−p0)
4
3.14×752(p−0.1013)
4
=······（19）
式中：P—活塞顶上的压力，p0 --活塞背压
图8.气体作用力Fg-α图
4.2.2 往复惯性力
Fj 在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α满足下列关系式：
2
Fj=−mj×a=−0.3516×rϖ(cosα+λcos2α) ·····(20)
作出往复惯性力Fj与曲轴转角α的关系图，如下：
图 9.往复惯性力Fj-α图
4.2.3 旋转惯性力 旋转惯性力公式如下：
2
Fr=mr×r×ω ········（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，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Fj和Fg合力。即F=Fj+Fr。把该力分解到连杆方向FL和垂直于气缸中心线方向FN。连杆方向的力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=Ftanβ ······ (22) 连杆力：FL=F/cosβ ··············· （23） 切向力：Ft=FLsin(α+β)=cosβsin(α+β) ······（24） 径向力：Fk=FLcos(α+β)=cosβcos(α+β) ·····（25） 单缸转矩M：M=Ftr=F
sin (α+β)cosβ
FF
r ··········（26）
上面各力随曲轴转角变化关系的曲线图如下图所示:
图10.力的分解
单缸转矩图如下：
图11.单缸转矩M-α图
4.3 输出合成转矩
由于本三缸机点火顺序为1-3-2，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(α),则第二缸的转矩为M2=M1(α+480°) ···········（27）
M3=M1(α+240°) ···········（28）
则发动机输出总转矩Mz=M1+M2+M3····(29)
输出总转矩图如下：
图12.总扭矩Mz-α图
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转运动。主要由连杆体（小头、杆身、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，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》。
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）、中碳合金钢（40Cr、40MnVB、40MnB）；球墨铸铁；铸铝合金等材料。
我选用40Cr作为连杆材料，ρ=7.85g/cm3
5.2 连杆长度L
根据上文中，连杆比λ=L=1/4，曲柄半径r=37.5mm，所以连杆长度rL=150mm。
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由衬套外径确定，且d1=（0.25~0.3）D，参考
上文，可取d1=21mm
连杆小头外径D1=(1.2~1.35)d，取D1=25mm
连杆小头宽度B1=（1.2~1.4）d1，取B1=28mm
1衬套外径d=1.05~1.15d=20mm d
5.4 连杆大头孔径D2、外径D2`、连杆螺栓孔间距C、宽度B2、
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δ2高度H3和高度H4
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=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：
H3≈H4≈(0.35~0.5)D2，取H3=H4=20mm
′′连杆大头外径D2=(0.6~0.68)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=（1.24−1.31）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Am=0.02~0.05，取Am=180mm2； ℎA
非摆动平面内的惯性矩Ix≈4Iy，Iy为连杆在摆动平面内的惯性矩；
“工”字形断面的高宽比B=1.4~1.8，对于汽车发动机，B初步可按下
式求出：B=√6H=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：
′′′22F=Fj=i[(m−m1)(1+λ)rω+(m2−m3)rω] ···(30) 1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=1D+d21d2+d′[+μ]+]ED−dEd−d11Δ+Δ ·······（31）
式中：
Δt=(α−α′)Δ，d(厘米)；
Δt—工作后小头的温升，约100-150℃；
D1—小头外径，为25mm；
d1—小头内径，为21mm；
α′—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取
α′=1.8×10−5（C0）
α —连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢,可取
α=1.0×10−5（C0）
μ、μ′—泊桑系数，一般可取 μ=μ′=0.3
E—连杆小头材料的弹性模数，对于钢，
E=2.2×105 N/mm
E′—衬套材料的弹性模数，对于青铜，E′=1.15×105N/mm
计算得：Δ+Δt=0.065mm
计算可得: P=19.59Mpa
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
11
力为：
1‘2内表面σ1=DP=113.5N/mm 2−d11D2+d2
22d1‘外表面σa=D−d2P=93.9N/mm2 11
均小于100-150 N/mm2
6.1.2 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Ψ=90°+arccos (H12) ········（32）
式中小头外径D1=25mm，连杆宽度Hmin=H=20mm，过度圆角半
径ρ取30mm；
得到φτ=109.75°
连杆小头所受的最大拉伸载荷
12(2)P=mRω1+λ=0.0317×2.75×628.3×(1+)jmax4
=43016.6N
由于小头孔与活塞销配合间隙很小，假定拉伸载荷Pjmax
在小头半圆周上产生均匀分布的径向载荷P‘:
P‘=2Bj ···············（33） r1mP
其中B1、rm各为小头宽度及平均半径，B1=28mm，
rm=21+252=23mm，得到P‘=33.4N/mm2
根据半经验公式:
M0=−Pjrm(0.00033Ψ−0.0297) ·····(34)
N0=−Pj(0.572−0.0008Ψ) ······（35）
式中Ψ以度为单位。
计算φ=0°截面上的法向力N和弯矩M：
Mφ=0=−Pjrm(0.00033Ψ−0.0297)=29.4N·m
Nφ=0=−Pj(0.572−0.0008Ψ)=−24605.5N
计算φ=φτ=109.75°截面上的法向力N和弯矩M：
Mφτ=109.75=−Pjrm(0.00033Ψ−0.0297)=−6.45N·m
Nφτ=109.75=−Pj(0.572−0.0008Ψ)=−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σα、σβ为：
mσα=[2Mℎ(2r+KN]bℎ36） +ℎ)m16r+ℎ1
σβ=[−2M
EF6rm−ℎℎ(2rm−ℎ)+KN]1b1ℎ37） K=EF+E′F′)
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的最大应力，并且
当φτ=109.75°时出现最大值。
计算得拉伸过程中外表面上的应力σβ=33.1Mpa
6.1.3 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−Pj
Pz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:
N0sinφφcosφN1=P[+(−sinφ−)] cPc2ππ
M0sinφφcosφN0M1=Pcr[−(−sinφ−+(1−cosφ)] Pcr2ππPc
所以：
6r+ℎ1σa1=[2M1+KN1]=−33.1Mpa ℎ(2r+ℎ)b1ℎ
不对称循环的最大与最小应力为：
‘σmax=σa+σβ=133.6Mpa
‘σmin=σa+σa1=60.8Mpa
应力幅与平均应力：
应力幅σa=σmax+σmin2=97.2Mpa
=36.4Mpa
σ−1z
+Ψσσm平均应力σm=σmax−σmin2又：安全系数n=εασ−1z——材料在对称循环下的拉压疲劳极限，200-250Mpa；
σa——应力幅；
σm——平均应力；
εα——工艺系数，考虑表面加工情况，取0.6；
Ψσ——角系数，Ψσ=2σ−1−σ0
σ0；
σ0——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，对于钢，σ0=
（1.4~1.6）σ−1；
取Ψσ=0.2；
得到：n=1.5,则小头合格；
6.2 连杆大头的强度计算
连杆大头受惯性力拉伸载荷:
G′+G2G2−G32Fωr(1+λ)+ωr j=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Fj=87650N·m，α0=40°，
则弯曲应力：σ=Fjmax[0.023l1
JZ(1+J+F+F′]≈18000N 0.4
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；
F、F’——大头及轴承中央截面面积，计算可得F+F’=0.00154m2，根据
杨连生《内燃机学》σ的值在15000-20000N·m之间，所以大头合格。
7． 个人小结
这次课程设计历时时间较长，但是由于期间考试等各种原因，我们的进度没有按照原计划进行，但是由于之后的假期期间，我们集中精力在本次课程设计上面，也算是比较好的完成了此次课程设计，在这次课设中，我和组内设计曲轴的同学花费的时间比较多，课设过程中得到的所有示功图、作用力、以及转矩等随曲轴转角变化的图形都是按照自己设计的发动机实际计算得到的，在此过程中虽然在数据校正和软件使用方面花费了较多时间，但是经过我们仔细地核对，最终得到的结果应该是准确无误的，而且在后面示功图的校核中也验证了前面所选参数以及计算的正确性。
当然在此次课程设计中也发现了起初没有预料到的问题，这也导致我们进度较慢并且中途还出现差错。主要有以下几个方面：（1）、气缸内气体作用力随曲轴转角的变化关系，第一次做的时候我们没有考虑进排气过程，得到的气体作用力在后面计算力的合成时出现了错误，即在一个工作过程中出现了两次波峰，经过仔细地纠错才发现，并且根据我们自己查阅资料，发现从曲轴转角【0°-180°】和【540°-720°】的时候缸内压力和进排气门直径、配气相位、燃烧过程、缸内温度等都有关系，而这些关系在目前的学习内容中只有简单地提及，并没有详细讲解。所以我们根据理论循环做出【180°-540°】的近似缸内各物理量（气体力、压力等）的理论曲线之后，其余的部分按照下面的方式做近似计算：【0°-180°】的缸内压力按照理想的膨胀过程终点压力（0.09Mpa）计算，【540°-720°】的缸内压力按照大气压计算（0.1Mpa）。最终得到了缸内气体作用力随曲轴转角的变化关系；（2）、示功图的调整过程中，也是和（1）中相同的原因，调整之后的示功图压缩过程线和膨胀过程线在内燃机换气过程压力线没有任何依据，我们对示功图的调整只是在保证了最大爆发压力修正之后，让曲线尽可能地平滑一点，而曲线本身对缸内气体状态没有参考意义；（3）、对于后面的零件设计部分，就我自己设计的连杆来说，模板中错误也有很多，并且由于参考资料的不同，模板中的校核方法有些部分不容易看懂，而杨连生版《内燃机设计》由于字迹模糊不清，虽然校核过程简单易懂，但校核过程中的很多符号参数都不能看清，所以在此次课设中后面的校核部分准确度确实有问题；（4）、根据两本《内燃机设计》中讲述的，现代内燃机设计过程中，越来越多地借助CAD和CAE软件来进行设计和校核，加之因为连杆、活塞、曲轴等外形尺寸
非常多而且形状复杂，在内燃机设计中提到的二质量替代法等方法并不能很好地对手动设计校核有很大帮助，而且我认为在此次设计过程中，使用二质量替代法计算连杆质量和尺寸的过程或者换算方法有一定问题，因为在用二质量替代法将质量替代到连杆小头和大头处之后，应该只能确定连杆的质量参数，外形尺寸并不能确定，但在模板中却在使用二质量替代法后直接确定了小头结构尺寸，这就导致了后面在设计杆身的时候将质量替代过来，此时小头的实际质量又会发生变化，所以或许是自己理解有误，课设中用到的一些简化方法或者设计过程我觉得有问题，但是在《内燃机设计》中也没有相关说明。当然现在运用CAD软件进行设计并用CAE软件进行力学寿命等方面的分析是非常有效的手段，或许现在我们对这种方法没有掌握，但是在课设中布置相关的学习内容是非常有帮助的。
综上所述，此次课程设计中我们经历了从参数确定到结构选型，再到结构设计、强度校核几个阶段，但主要由于我们自身原因，在有限的时间里不能将此课程设计中遇到的所有问题一一解决，所以整个过程还是有缺陷的，但是从刚开始到现在，看到自己完成了近一万字的课程设计说明书，有一种特别的成就感。而且经过此次课程设计，自己也对发动机内部零件结构设计及强度刚度校核从基本原理上有了更加深刻的认识，并且能够很大程度上促进我们对于工作的认真的态度，我觉得这是此次课设收获最大的地方。
8． 参考文献
[1]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社，1981.
[2]陆际青.汽车发动机设计.北京：清华大学出版社，1990.
[3]唐增宝，何永然，刘安俊.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，1990
[4]周龙宝.内燃机学.北京：机械工业出版社，2005.
[5]沈维道.工程热力学.北京：北京理工大学出版社，1990.
[6]黎明发，张开银，黄莉，潘桎橼.材料力学.北京：科学出版社，2012.
9． 附录
9.1 附录1.内燃机基本参数
31
9.2 附录2.运动学计算表
32
33
9.3 附录3.动力学计算表
34
35
36
本科生课程设计成绩评定表
指导教师签字：
年 月 日
37
武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书
题 目 1.0L四冲程汽油机连杆组设计
学 院 汽车工程学院 专 业 热能与动力工程
班 级 1203 姓 名 曹振乾 指导教师
胡杰
2016
年
1 月 15 日
课程设计任务书
学生姓名： 曹振乾
指导教师： 胡杰 工作单位： 汽车工程学院
题 目
初始条件：
1、平均有效压力：0.8~1.2MPa 2、活塞平均速度：
要求完成的主要任务:
1、 2、 3、
装配图设计。 零件图设计。 说明书1份。
时间安排：
注意事项：
1、 课程设计期间必须严格遵守学校的作息时间。 2、 指导教师每天点名。
3、 学生每天的任务必须完成，指导教师作好相应的进度记录。
指导教师签名： 2015年12月05日 系主任（或责任教师）签名： 年 月 日
目录
前言 ...................................................................................................................................................................... 6 1． 汽油机的结构参数 .................................................................................................................................. 7
1.1 1.2
初始条件 ....................................................................................................................................... 7 发动机的类型d ............................................................................................................................ 7
冲程数的选择 ....................................................................................................................... 7 冷却方式 ............................................................................................................................... 7 气缸数与气缸布置方式 ....................................................................................................... 7
1.2.1 1.2.2 1.2.3 1.3
基本参数 ....................................................................................................................................... 8
行程缸径比S/D的选择 ....................................................................................................... 8 气缸工作容积Vs，缸径D的选择 ....................................................................................... 8 其他参数的计算 ................................................................................................................... 8
1.3.1 1.3.2 1.3.3
2．
热力学计算 .............................................................................................................................................. 9
2.1 2.2 2.3 2.4 2.5
3．
热力循环基本参数的确定 ........................................................................................................... 9 P-V图的绘制 .............................................................................................................................. 10 P-V图的调整 .............................................................................................................................. 11 P−V图向P−φ图的转化 ......................................................................................................... 12 有效功及有效压力的求解 ......................................................................................................... 13
运动学的计算 ........................................................................................................................................ 13
3.1 3.2 3.3 3.4
4．
曲柄连杆机构的选型 ................................................................................................................. 13 连杆比的选择 ............................................................................................................................. 13 活塞运动规律 ............................................................................................................................. 14 连杆运动规律 ............................................................................................................................. 15
动力学计算 ............................................................................................................................................ 16
4.1 4.2 4.3
5．
质量转换 ..................................................................................................................................... 16 作用在活塞上的力 ..................................................................................................................... 18 输出合成转矩 ............................................................................................................................. 21
连杆零件结构设计 ................................................................................................................................ 21
5.1 5.2
材料选择 ..................................................................................................................................... 22 连杆长度L .................................................................................................................................. 22
5.3 5.4 5.5 5.6 5.7
6．
连杆小头孔径d1、外径D1、宽度B1和衬套外径d ................................................................. 22 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 .................... 22 连杆杆身的结构设计 ................................................................................................................. 23 连杆螺栓的设计 ......................................................................................................................... 23 连杆结构设计说明 ..................................................................................................................... 23
连杆强度校核 ........................................................................................................................................ 24
6.1 6.2
7．
8． 9．
连杆小头的强度校核 ................................................................................................................. 24 连杆大头的强度计算 ................................................................................................................. 27
个人小结 ................................................................................................................................................ 28 参考文献 ................................................................................................................................................ 30 附录 ........................................................................................................................................................ 31
9.1 9.2 9.3
附录1.内燃机基本参数 ............................................................................................................ 31 附录2.运动学计算表 ................................................................................................................ 32 附录3.动力学计算表 ................................................................................................................ 34
1.0L四冲程汽油机连杆组设计
前言
2015年大四上半学期我们学习了《汽车发动机设计》这门专业必修课，在课程安排中，我们学习了有关汽车发动机设计流程，内燃机配气机构、曲柄连杆机构等的设计，还对其润滑和冷却系统以及噪声振动的产生有了更加深入的理解。为了考察我们对于所学内容的掌握以及运用程度，也为了以后能够深入学习本专业知识或者工作所需，安排了此次为期三周的课程设计。在这三周里，我们要根据分配到的不同设计任务，和组内的成员一起结合所学到的知识，完成一款特定（新型）发动机的活塞组、连杆组、曲轴组件的设计。根据设计任务，我们设计的发动机不仅要符合使用要求，而且还应对标现在市面上的同排量同类型的发动机，保证性能参数不低于一般水平。我所在的小组在此课程设计中要完成的是1.0L四冲程汽油机的三大组件设计，我分配到的任务是完成其连杆组的设计。
此次课程设计不仅仅要求我们完成工程图纸的绘制和手写版说明书的制作，还要求我们使用制图/制表软件(Excel或者Matlab等)绘制发动机的P-V特性图并进行相关计算，以及活塞连杆等的运动规律和受力曲线，还有规范的电子档说明书的制作，期间还需要我们自己查阅相关的文献以及机械设计手册等，所以对于我们来说这不仅是一次非常规范和有意义的课程设计，在实践中理解运用书本上的知识，而且在标准化的要求下，也能促进大家养成良好的习惯，为以后的学习和工作做提前的锻炼。
1． 汽油机的结构参数
1.1 初始条件
1.2 发动机的类型d
1.2.1 1.2.2
冲程数的选择
已知为四冲程。
冷却方式
根据陈家瑞《汽车构造·上册》，内燃机的冷却系统有水冷和风冷之分。风冷式发动机有对地理环境和气候环境的适应性能强、冷启动时间短、维护简便等优点，但由于我们此次设计的1.0L排量的发动机面向的主要是普通小型汽车，使用环境比较单一，并且由于水冷系统有冷却性能好、强化潜力大等优点，对于此1.0L排量的发动机来说，就能够使用增压等方式提高发动机动力性能并且保证其冷却能力，综合以上因素，我们选择的冷却方式是水冷式。
1.2.3 气缸数与气缸布置方式
根据陈家瑞《汽车构造·上册》，内燃机的气缸数和气缸布置方式对于内燃机结构尺寸、平稳性制造成本都有较大的影响。目前车用发动机四缸机使用较为普遍，少数车型也有搭载六缸或者以上的发动机。
气缸布置方式主要有单列式、双列式和卧式，由于发动机的气缸数主要和排量关系较大，并且不超过六缸的发动机，普遍采用直列式的气缸布置方式，这种气缸布置方式不仅制造工艺相对成熟，而且成本相对较低，使用维修方便，所以我们选择的气缸布置方式为直列式。
对于1.0L排量的发动机，现在市面上的大多数同排量的发动机都为3缸，并且受排放以及轻量化的考虑，小型化也是目前发动机设计的主要趋势，所以我们也将气缸数选择为3缸。
1.3 基本参数
1.3.1
行程缸径比S/D的选择
根据《内燃机设计》，现代汽车的行程缸径比S/D的值一般在0.8-1.2之间，所以初步确定行程缸径比为1.0.
1.3.2 气缸工作容积Vs，缸径D的选择
参考目前已有的发动机水平以及《汽车发动机现代设计》 根据内燃机学中的基本计算公式，计算缸径D、活塞行程S、额定功率Pe以及额定转速n:
Pe=Vm=
Pme∙Vs∙i∙n30τS∙n30
········（1）
··········（2）
23
Vs=4∙D∙S∙10 ·······(3)
π
其中：
Pe——发动机的有效功率
Pme——发动机的平均有效压力，初步取1.2Mpa Vs——气缸的工作容积，3×Vs=1.0L i——发动机的气缸数目，初步取3 n——发动机的转速
Vm——活塞的平均速度，初步取15m/s S——发动机活塞的行程 D——发动机气缸内径
τ——发动机行程数，依题为4
根据以上条件带入上面的公式，计算并将结果圆整得： D=75mm，S=75mm，n=6000r/min，Pe=60Kw
1.3.3 其他参数的计算
压缩比ε：气缸总容积Va与燃烧室容积Vc之比，其中Va=Vs+Vc。 根据《内燃机设计》，汽油机的压缩比ε在8-10之间，现在已经能够做到10.6左右，缸内直喷汽油机的压缩比能够达到12。在自然吸气发动机中，马自达开发的运用阿特金斯循环的新型自然吸气发动机甚至可以将压缩比提高到13。对于此次课程设计我们
设计采用普通奥拓循环发动机，并且由于受到爆燃和表面点火等不正常燃烧以及机体强度的限制，我们将压缩比选定为10（市售五菱之光1.0L发动机的压缩比为9.5）
则：Vs=π∙
D24
∙S=π×
V
7524
×75≈331.3mL
s燃烧室容积 Vc=ε−1≈36.8mL
角速度 ω=
2∙π∙n60S
≈628.3rad/s
曲柄半径r==37.5mm
2
连杆比λ=1/5~1/3，取λ=1/4
干式气缸套缸心距L0=（1.12~1.24）D,取L0=88mm
2． 热力学计算
根据《内燃机学》，通常根据内燃机所用燃料，混合气行成方式，缸内燃烧过程等特点，把火花点火发动机的实际循环近似看成等容加热循环，把压燃式柴油机的实际循环简化为混合加热循环或等压加热循环。汽油机的工作过程包括进气、压缩、做功和排气四个过程。在本设计中，先确定热力循环基本参数然后重点针对压缩和膨胀进行计算，绘制P-V图并校核。为建立内燃机的理论循环，需对内燃机的实际循环中存在大量的湍流耗散、温度压力和成分的不均匀性以及摩擦、传热、燃烧、节流和工质泄露等一系列不可逆损失做必要的简化和假设，简化结果如下：
1)、把压缩和膨胀行程简化成理想的绝热可逆的等熵过程，忽略工质与外界的热量交换以及泄露等的影响；
2）、将燃烧过程简化成为等容、等压或者混合加热过程，将排气过程简化为等容放热过程；
3）、忽略发动机进排气过程，从而将循环简化为一个闭口循环；
4）、以空气为介质，并视为理想气体，在整个循环过程中工质物理及化学性质保持不变，比热容为常数。
2.1 热力循环基本参数的确定
根据《内燃机学》，压缩过程绝热指数n1=1.28~1.35，初步取n1=1.32； 膨胀过程绝热指数n2=1.31~1.41，初步取n2=1.35；
根据《内燃机学》，汽油机压缩比ε=8~12，初步取ε=10； 根据《内燃机学》，压力升高比λp=7~9，初选λp=8.
2.2 P-V图的绘制
通常情况下，压缩始点的压强在Pa=(0.8~0.9)P0（P0为当地大气压值），假定外界P0=0.1Mpa，选定Pa=0.09Mpa，将压缩过程近似的看作绝热过程，由 n1=1.32，并根据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λp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。最后连接膨胀终点和压缩始点，得出理论的P-V图1. 简化的条件为：
假设工质是理想气体，其物理常数与标准状态下的空气物理常数相同； 假设工质是在闭口系统中做封闭循环； 假设工质的压缩和膨胀是绝热等熵过程；
假设燃烧过程是等容加热过程，工质放热为定容放热。 则计算如下
1.321.32
1）、压缩过程中：PaV=PcV ac
压缩始点压强：Pa=0.09Mpa 燃烧室容积：Vc=ε−1Vs≈36.8ml
气缸工作容积：Vs=331.3mL 气缸总容积：Va=Vs+Vc=331.3+36.8=368.1ml 计算得到压缩终点压强 Pc≈1.88Mpa
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
=
0.09×0.3681.32
Vx ··········（4）
1.35
2）、膨胀过程中：PzV=PbVb1.35 c
膨胀始点压强：Pz=λp×Pc≈15Mpa
膨胀始点容积：Vc=36.8ml 膨胀终点容积：Vb=Va=368.1ml 计算得膨胀终点压强Pb≈0.67Mpa
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： Pb=
PzVc1.35Vx=
Pz×0.03681.35
Vx ···········(5)
根据上面的计算结果并且在Excel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：
图1.理论P-V图
2.3 P-V图的调整
实际的P-V图和利用多变过程状态方程绘制的P-V图还存在一些差别， 主要是点火提前角和配气相位的原因。对图1作以下调整：
最大爆发压力：Pz取理论水平的2/3，即Pz=10Mpa，以此值与原膨胀压力线相交，水平以上部分去掉，余下部分做些调整。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.调整后P-V图
2.4 P−V图向P−φ图的转化
Va=Vs+Vc
其中VVVs是气缸工作容积，c是燃烧室容积，s=
πD2x4
所以根据活塞唯一x和
曲轴转角φ的关系，就可以在Excel中求取相应转角φ时对应的气缸容积Va。
根据《内燃机设计》，对于中心曲柄连杆机构运动规律，其活塞位移x和曲轴转角φ的关系近似为：
根据2.2和2.3中的内容，气缸容积Va与曲轴转角φ的关系为：
Va=
πD2r[(1−cosα)+λ(1−cos2α)]
4
1
4
+V········（6） c ·
压缩过程曲轴转角为[180°，360°]
膨胀过程曲轴转角为[360°，540°]
进排气过程为[0°，180°]、[540°，720°] 取间隔角为5°，画出P−φ如下图3：
图3.P-φ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的示功图，其围成的面积表示的是汽油机说做的指示功Wi，数值由对示功图积分后求得的面积来表示：
a1.35−1.351.32−1.32
Wi=∫VaPzV·VdVPV·VdV·····（7） cxx−∫aaxx ·V
c
c
VV
其中：Pa=0.09Mpa，Pz=10Mpa,Vb=Va=0.368L,Vc=0.0368L 在matlab中对上式进行积分，带入上述数值得：
Wi≈469j 则汽油机平均指示压力Pmi=
WiηmVs
WiVs
=0.368×10−3=1.3Mpa
469
符合要求[110%Pme
=0.368×10−3=1.147Mpa
469×0.9
pme·V1.147×0.368×3×6000s·i·n
==63.3Kw
30τ30×4
与前面的计算结果（60Kw）基本一致，误差为5.5%，在可以接受范围内 【热力学部分的计算原始数据及截图见附件】
3． 运动学的计算
3.1 曲柄连杆机构的选型
根据《内燃机原理》，在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构，偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。其中中心曲柄连杆机构应用最广泛。本次设计选择中心曲柄连杆机构。
3.2 连杆比的选择
根据《内燃机设计》，为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计得总趋势
是尽量缩短连杆长度。目前λ值已经大到1/3.2,常用范围为1/4——1/3.2。初选λ=1/4。
可得连杆长度L=r/λ=150mm
3.3 活塞运动规律
根据《内燃机设计》，
活塞位移近似式：X=r[(1−cosα)+4(1−cos2α)]···(8) 式中：λ=1/4,r—曲轴半径，r=S/2=37.5mm 经计算后X-α图如下：
λ
图4.活塞位移X-α图
活塞速度近似式：V=rϖ(sinα+2sin2α) ········（9） 其中ϖ=
nπ30
λ
=628.32 rad/s,根据前面结果n=6000r/min，r=0.0375m
图 5.活塞速度V-α图
2图 6.活塞加速度a-α 图
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：
α=sin−1λsinα·········（11）
图7.连杆摆角a-α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m m1+ m2 = m
b) 换算系统的质心与原连杆质心重合 m1L1=m2L2
L1：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= m2=
m(L−L2)
LmL2L
······（12）
······（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。
mp=∑mpi ······（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=ρ14[D2−(D−2δ)2]H ······（16） 式中：D-活塞直径，D=75mm；
δ -活塞厚度，δ =6mm；汽油机为（0.06—0.10）D,取0.08 H-活塞高度，H=67mm；H=(0.8-1.0)D，取67mm
活塞材料选为共晶铝合金: ρ1=2.7g/cm3 可得： m1=235.3g
2）、活塞销质量m2=ρ24(d12−d22)l ······（17）
d1-活塞销外径，d1=18mm；衬套内径d1=dc2=18mm; d2-活塞销内径，d2=12mm;d2=(0.65~0.75)d1，取12mm l -活塞销长度，l=64mm；l=(0.8~0.9)D=64mm; 活塞销采用20Cr，其密度ρ2=7.9g/cm3 m2=71.5g
3）、连杆小头质量m3=ρ34(D12−D22)B1 ·······（18） 式中
D1-连杆小头外径，D1=25mm；D1=(1.2~1.35)dc1，取25mm D2-连杆小头内径，D2=21mm； D2=(0.25~0.30)D，取21mm
衬套外径dc1=D2/(1.05~1.15)，圆整后dc1=20mm,根据HB3-11-2002，选择衬套材料为30CrMnSiA钢管按GJB2609-1996，衬套外径dc1=20mm；衬套内径dc2=18mm；衬套长度L=B1=28mm；衬套质量为mc=13.1g; B1-连杆小头宽度，B1=28mm；B1=(1.2~1.4)D2=28mm 连杆材料选择为中碳合金钢40Cr，ρ3=7.85g/cm3 m3=31.7g
ππ
π
综上所述，mj=m1+m2+m3+mc=235.3+71.5+31.7+13.1=351.6g
4.2 作用在活塞上的力
作用在活塞销中心的力，分为Fg 和Fj , Fg 为气体作用力，Fj 为往复惯性力。 4.2.1 气体力
Fg=
πD2(p−p0)
4
3.14×752(p−0.1013)
4
=······（19）
式中：P—活塞顶上的压力，p0 --活塞背压
图8.气体作用力Fg-α图
4.2.2 往复惯性力
Fj 在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α满足下列关系式：
2
Fj=−mj×a=−0.3516×rϖ(cosα+λcos2α) ·····(20)
作出往复惯性力Fj与曲轴转角α的关系图，如下：
图 9.往复惯性力Fj-α图
4.2.3 旋转惯性力 旋转惯性力公式如下：
2
Fr=mr×r×ω ········（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，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Fj和Fg合力。即F=Fj+Fr。把该力分解到连杆方向FL和垂直于气缸中心线方向FN。连杆方向的力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=Ftanβ ······ (22) 连杆力：FL=F/cosβ ··············· （23） 切向力：Ft=FLsin(α+β)=cosβsin(α+β) ······（24） 径向力：Fk=FLcos(α+β)=cosβcos(α+β) ·····（25） 单缸转矩M：M=Ftr=F
sin (α+β)cosβ
FF
r ··········（26）
上面各力随曲轴转角变化关系的曲线图如下图所示:
图10.力的分解
单缸转矩图如下：
图11.单缸转矩M-α图
4.3 输出合成转矩
由于本三缸机点火顺序为1-3-2，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(α),则第二缸的转矩为M2=M1(α+480°) ···········（27）
M3=M1(α+240°) ···········（28）
则发动机输出总转矩Mz=M1+M2+M3····(29)
输出总转矩图如下：
图12.总扭矩Mz-α图
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转运动。主要由连杆体（小头、杆身、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，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》。
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）、中碳合金钢（40Cr、40MnVB、40MnB）；球墨铸铁；铸铝合金等材料。
我选用40Cr作为连杆材料，ρ=7.85g/cm3
5.2 连杆长度L
根据上文中，连杆比λ=L=1/4，曲柄半径r=37.5mm，所以连杆长度rL=150mm。
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由衬套外径确定，且d1=（0.25~0.3）D，参考
上文，可取d1=21mm
连杆小头外径D1=(1.2~1.35)d，取D1=25mm
连杆小头宽度B1=（1.2~1.4）d1，取B1=28mm
1衬套外径d=1.05~1.15d=20mm d
5.4 连杆大头孔径D2、外径D2`、连杆螺栓孔间距C、宽度B2、
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δ2高度H3和高度H4
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=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：
H3≈H4≈(0.35~0.5)D2，取H3=H4=20mm
′′连杆大头外径D2=(0.6~0.68)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=（1.24−1.31）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Am=0.02~0.05，取Am=180mm2； ℎA
非摆动平面内的惯性矩Ix≈4Iy，Iy为连杆在摆动平面内的惯性矩；
“工”字形断面的高宽比B=1.4~1.8，对于汽车发动机，B初步可按下
式求出：B=√6H=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：
′′′22F=Fj=i[(m−m1)(1+λ)rω+(m2−m3)rω] ···(30) 1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=1D+d21d2+d′[+μ]+]ED−dEd−d11Δ+Δ ·······（31）
式中：
Δt=(α−α′)Δ，d(厘米)；
Δt—工作后小头的温升，约100-150℃；
D1—小头外径，为25mm；
d1—小头内径，为21mm；
α′—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取
α′=1.8×10−5（C0）
α —连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢,可取
α=1.0×10−5（C0）
μ、μ′—泊桑系数，一般可取 μ=μ′=0.3
E—连杆小头材料的弹性模数，对于钢，
E=2.2×105 N/mm
E′—衬套材料的弹性模数，对于青铜，E′=1.15×105N/mm
计算得：Δ+Δt=0.065mm
计算可得: P=19.59Mpa
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
11
力为：
1‘2内表面σ1=DP=113.5N/mm 2−d11D2+d2
22d1‘外表面σa=D−d2P=93.9N/mm2 11
均小于100-150 N/mm2
6.1.2 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Ψ=90°+arccos (H12) ········（32）
式中小头外径D1=25mm，连杆宽度Hmin=H=20mm，过度圆角半
径ρ取30mm；
得到φτ=109.75°
连杆小头所受的最大拉伸载荷
12(2)P=mRω1+λ=0.0317×2.75×628.3×(1+)jmax4
=43016.6N
由于小头孔与活塞销配合间隙很小，假定拉伸载荷Pjmax
在小头半圆周上产生均匀分布的径向载荷P‘:
P‘=2Bj ···············（33） r1mP
其中B1、rm各为小头宽度及平均半径，B1=28mm，
rm=21+252=23mm，得到P‘=33.4N/mm2
根据半经验公式:
M0=−Pjrm(0.00033Ψ−0.0297) ·····(34)
N0=−Pj(0.572−0.0008Ψ) ······（35）
式中Ψ以度为单位。
计算φ=0°截面上的法向力N和弯矩M：
Mφ=0=−Pjrm(0.00033Ψ−0.0297)=29.4N·m
Nφ=0=−Pj(0.572−0.0008Ψ)=−24605.5N
计算φ=φτ=109.75°截面上的法向力N和弯矩M：
Mφτ=109.75=−Pjrm(0.00033Ψ−0.0297)=−6.45N·m
Nφτ=109.75=−Pj(0.572−0.0008Ψ)=−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σα、σβ为：
mσα=[2Mℎ(2r+KN]bℎ36） +ℎ)m16r+ℎ1
σβ=[−2M
EF6rm−ℎℎ(2rm−ℎ)+KN]1b1ℎ37） K=EF+E′F′)
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的最大应力，并且
当φτ=109.75°时出现最大值。
计算得拉伸过程中外表面上的应力σβ=33.1Mpa
6.1.3 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−Pj
Pz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:
N0sinφφcosφN1=P[+(−sinφ−)] cPc2ππ
M0sinφφcosφN0M1=Pcr[−(−sinφ−+(1−cosφ)] Pcr2ππPc
所以：
6r+ℎ1σa1=[2M1+KN1]=−33.1Mpa ℎ(2r+ℎ)b1ℎ
不对称循环的最大与最小应力为：
‘σmax=σa+σβ=133.6Mpa
‘σmin=σa+σa1=60.8Mpa
应力幅与平均应力：
应力幅σa=σmax+σmin2=97.2Mpa
=36.4Mpa
σ−1z
+Ψσσm平均应力σm=σmax−σmin2又：安全系数n=εασ−1z——材料在对称循环下的拉压疲劳极限，200-250Mpa；
σa——应力幅；
σm——平均应力；
εα——工艺系数，考虑表面加工情况，取0.6；
Ψσ——角系数，Ψσ=2σ−1−σ0
σ0；
σ0——材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，对于钢，σ0=
（1.4~1.6）σ−1；
取Ψσ=0.2；
得到：n=1.5,则小头合格；
6.2 连杆大头的强度计算
连杆大头受惯性力拉伸载荷:
G′+G2G2−G32Fωr(1+λ)+ωr j=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Fj=87650N·m，α0=40°，
则弯曲应力：σ=Fjmax[0.023l1
JZ(1+J+F+F′]≈18000N 0.4
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；
F、F’——大头及轴承中央截面面积，计算可得F+F’=0.00154m2，根据
杨连生《内燃机学》σ的值在15000-20000N·m之间，所以大头合格。
7． 个人小结
这次课程设计历时时间较长，但是由于期间考试等各种原因，我们的进度没有按照原计划进行，但是由于之后的假期期间，我们集中精力在本次课程设计上面，也算是比较好的完成了此次课程设计，在这次课设中，我和组内设计曲轴的同学花费的时间比较多，课设过程中得到的所有示功图、作用力、以及转矩等随曲轴转角变化的图形都是按照自己设计的发动机实际计算得到的，在此过程中虽然在数据校正和软件使用方面花费了较多时间，但是经过我们仔细地核对，最终得到的结果应该是准确无误的，而且在后面示功图的校核中也验证了前面所选参数以及计算的正确性。
当然在此次课程设计中也发现了起初没有预料到的问题，这也导致我们进度较慢并且中途还出现差错。主要有以下几个方面：（1）、气缸内气体作用力随曲轴转角的变化关系，第一次做的时候我们没有考虑进排气过程，得到的气体作用力在后面计算力的合成时出现了错误，即在一个工作过程中出现了两次波峰，经过仔细地纠错才发现，并且根据我们自己查阅资料，发现从曲轴转角【0°-180°】和【540°-720°】的时候缸内压力和进排气门直径、配气相位、燃烧过程、缸内温度等都有关系，而这些关系在目前的学习内容中只有简单地提及，并没有详细讲解。所以我们根据理论循环做出【180°-540°】的近似缸内各物理量（气体力、压力等）的理论曲线之后，其余的部分按照下面的方式做近似计算：【0°-180°】的缸内压力按照理想的膨胀过程终点压力（0.09Mpa）计算，【540°-720°】的缸内压力按照大气压计算（0.1Mpa）。最终得到了缸内气体作用力随曲轴转角的变化关系；（2）、示功图的调整过程中，也是和（1）中相同的原因，调整之后的示功图压缩过程线和膨胀过程线在内燃机换气过程压力线没有任何依据，我们对示功图的调整只是在保证了最大爆发压力修正之后，让曲线尽可能地平滑一点，而曲线本身对缸内气体状态没有参考意义；（3）、对于后面的零件设计部分，就我自己设计的连杆来说，模板中错误也有很多，并且由于参考资料的不同，模板中的校核方法有些部分不容易看懂，而杨连生版《内燃机设计》由于字迹模糊不清，虽然校核过程简单易懂，但校核过程中的很多符号参数都不能看清，所以在此次课设中后面的校核部分准确度确实有问题；（4）、根据两本《内燃机设计》中讲述的，现代内燃机设计过程中，越来越多地借助CAD和CAE软件来进行设计和校核，加之因为连杆、活塞、曲轴等外形尺寸
非常多而且形状复杂，在内燃机设计中提到的二质量替代法等方法并不能很好地对手动设计校核有很大帮助，而且我认为在此次设计过程中，使用二质量替代法计算连杆质量和尺寸的过程或者换算方法有一定问题，因为在用二质量替代法将质量替代到连杆小头和大头处之后，应该只能确定连杆的质量参数，外形尺寸并不能确定，但在模板中却在使用二质量替代法后直接确定了小头结构尺寸，这就导致了后面在设计杆身的时候将质量替代过来，此时小头的实际质量又会发生变化，所以或许是自己理解有误，课设中用到的一些简化方法或者设计过程我觉得有问题，但是在《内燃机设计》中也没有相关说明。当然现在运用CAD软件进行设计并用CAE软件进行力学寿命等方面的分析是非常有效的手段，或许现在我们对这种方法没有掌握，但是在课设中布置相关的学习内容是非常有帮助的。
综上所述，此次课程设计中我们经历了从参数确定到结构选型，再到结构设计、强度校核几个阶段，但主要由于我们自身原因，在有限的时间里不能将此课程设计中遇到的所有问题一一解决，所以整个过程还是有缺陷的，但是从刚开始到现在，看到自己完成了近一万字的课程设计说明书，有一种特别的成就感。而且经过此次课程设计，自己也对发动机内部零件结构设计及强度刚度校核从基本原理上有了更加深刻的认识，并且能够很大程度上促进我们对于工作的认真的态度，我觉得这是此次课设收获最大的地方。
8． 参考文献
[1]杨连生.内燃机设计.北京:中国农业机械出版社，1981.
[2]陆际青.汽车发动机设计.北京：清华大学出版社，1990.
[3]唐增宝，何永然，刘安俊.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，1990
[4]周龙宝.内燃机学.北京：机械工业出版社，2005.
[5]沈维道.工程热力学.北京：北京理工大学出版社，1990.
[6]黎明发，张开银，黄莉，潘桎橼.材料力学.北京：科学出版社，2012.
9． 附录
9.1 附录1.内燃机基本参数
31
9.2 附录2.运动学计算表
32
33
9.3 附录3.动力学计算表
34
35
36
本科生课程设计成绩评定表
指导教师签字：
年 月 日
37