汽车发动机设计,课程设计

目录0序言

1基本结构参数计算

1.1发动机缸径和转速的计算

2热计算

2.1发动机压缩过程计算

2.2发动机膨胀过程计算

2.3压缩膨胀过程处理

2.4有效功和有效压力的求解

2.5 P-V图向P-a图转换

3活塞运动学计算

3.1活塞位移（X）

3.2活塞速度V

3.3活塞加速度a

4连杆活塞的动力计算

4.1往复惯性力质量m j的求取

4.2相关力的求解

5曲轴的设计

5.1曲轴主要尺寸的确定

5.1.1曲轴销主要尺寸的确定

5.1.2主轴颈尺寸的确定

5.1.3曲柄臂尺寸的确定

5.2校核计算

5.2.1曲轴的弯曲弯曲校核

5.2.2曲轴的扭转强度校核

6活塞设计

6.1活塞材料的选择

6.2活塞主要尺寸的确定

6.2.1活塞总高H的确定

6.2.2压缩高度H1的确定

6.2.3火力岸高度H4的确定6.2.4环带高度H3的确定

6.2.5活塞顶部厚度δ的确定6.3活塞裙部的设计

6.3.1活塞横截面形状

6.3.2活塞与气缸的配合间隙6.4活塞的质量

7活塞销的设计

7.1活塞销材料的选择

7.2活塞销与销座尺寸的确定7.3活塞销与销座的配合

7.4活塞销质量m

3

8连杆的设计

8.1连杆材料的选择

8.2连杆主要尺寸的确定

8.2.1连杆长度的确定

8.2.2连杆小头尺寸的确定8.2.3连杆大头尺寸的确定8.2.4连杆杆身尺寸的确定

9心得体会

10参考文献

65mL四冲程汽油机曲轴设计

0序言

这学期学院为我们专业开设了《汽车发动机设计课程设计》为期三周，目的在于让我们通过亲自的设计实践，全面地复习和巩固我们以前所学习的理论知识，让我们对专业课知识有更深刻的理解和掌握。使我们在分析、计算、设计、绘图、运用各种标准和规范、查阅各种资料以及计算机应运能力等各个方面得到进一步的提高。

我们要充分利用这次课程设计的机会，了解国内外发动机的发展状况，并尽可能地发挥自己的能力，保质保量的完成此次课程设计。课程设计是一个设计的过程，也是我们一个学习知识的过程。我们要通过这次的课程设计，巩固自己所学的理论知识，多了解曲柄连杆机构的构造和设计要求，以及设计时需要注意的各个方面的问题。另一方面，了解国内外发动机的现状，了解先进发动机的设计特点，这样开阔自己的视野，丰富自己所学的知识。除此之外，此次课程设计还为我们下学期的毕业设计奠定了坚实的基础，为我们将来走上工作岗位奠定了基础。

这次的课程设计是我们系统学习发动机设计的一个很好的机会，我们一定要好好珍惜，利用这次机会，巩固自己所学理论知识，开阔眼界，了解发动机设计知识，同时发挥自己的思维发散能力，按时保质地完成这次课程设计。

我此次课程设计的任务是65ml四冲程汽油机曲轴设计，任务有点艰巨，不过我会认真努力完成这次设计。

4

2S

D π1基本结构参数计算

一台发动机的基本结构参数包括：缸径（D ）、行程(S) 、缸数(i) 、冲程数（τ）、发动机转速（n ）、活塞平均有效转速（V m ）、各种参数之间是相互关联的，所以在一定的限制条件下，各基本参数是可以确定的。

1.1发动机缸径和转速的计算

所给的已知条件：①平均有效压力：0.8

②活塞平均速度：V m <18 m/s ③发动机排量：V s =150ml

由排量V s =65ml ，并不是很大，所以我决定设计为摩托车的单缸四冲程发动机，缸数i=1，参见《发动机现代设计》可知，现代汽车发动机的S/D 的取值范围在0.8～1.2之间，而高速汽油机S/D 在0.8～1.0之间，所以取S/D=0.9.

根据公式：Vs=

即160ml=4

9.03D π

解得D=61mm ，S=55mm

ε：压缩比 目前国内汽油机的压缩比ε在8～10之内，选取ε=9，Va=Vc+Vs

则Va=180ml ，Vc=20ml

n ：因为Vm<18m/s ，取Vm=15m/s 。

由n=

S Vm 30=3

105514

30-??=8727r/min 。 ω：角速度 根据公式30

n

π=ω，代入n=8727r/min 解得 ω=913rad/s

r ：曲柄半径r=2

S

=27.5mm

l ：连杆长度 由于l r =λ≥0.25，取=λ0.275，故l

r

=λ=100mm

热计算

汽油机的工作过程包括了进气、压缩、作功、排气四个过程。而热力学计算主要是针对于压缩行程和作功行程进行计算。

2.1发动机压缩过程计算

参阅《汽车拖拉机发动机》Page6，压缩始点的压缩（0.8～0.9）P

之间。选取压缩行程始点的压强为Pa=0.08MPa，把压缩过程简化为绝热过程，参阅《汽车拖拉机发动机》Page6，

压缩绝热指数1.28～1.35之间，选取n

1

=1.35.由《工程热力学》知识可知：绝热过程中：

P

1V

1

n1=P

2

V

2

n1.

已知初始状态Pa=0.08MPa，Va=180ml。在180ml～20ml之间取15个点，用excel计

算数据，制作表格，将数据记录在附录1中，其中可得Pa=1.55MPa。可燃混合气在气缸中到达压缩终点后，将会进行等容加热。一般情况下压力升高比λ在7～9之间，选取λ～8.则终点压力：Pc=8?1.55=12.4MPa。

2.2发动机膨胀过程计算

在作功行程开始时，活塞正处于上止点，并开始向下止点运动。同理，

作功行程也可简化为绝热过程，满足P

1V

1

n2=P

2

V

2

n2

其中n

2在1.31～1.41之间，取n

2

=1.36根据《汽车拖拉机发动机》Page8.由上可知，作功

过程始点的压力值Pc=12.4MPa，同样取15个点，根据上式求出每个点的压力值P，利用excel 中得图表功能作出P-V图（如图1）。

2.3压缩，膨胀过程处理

在现代发动机中，为了使其动力性、经济性达到最优，而采取点火提前角和排气提前

角的办法，故而应该对图1中得P-V 图进行圆整处理，从而符合实际情况，满足现代发动机要求。

从《内燃机》中可知，点火提前角的范围是20°～30°，选取点火提前角为28°，

此时V=31.8428ml ，P=0.8028MPa 。考虑实际过程与理论过程的差异，实际过程中得最大爆

发压力达不到理论值，而最大爆发压力不发生在上止点，而应该在上止点之后12°～15°。

取上止点后13°，此时实际的最大爆发压力P=

32Pc =3

4

.122?=8.267MPa 排气提前角常使用的范围是40°～80°，选取排气提前角为55°，此时V=61.69ml ， P=0.08?1.0133=0.081MPa

经过上述数据处理后，可将图1理论P-V 图圆整处理为实际P-V 图。如下图2所示

2.4有效功和有效压力的求解

p-v 图上曲线所包围的面积即表示工质完成一个工作循环所作的指示功，所以通过数出图2的p-v 图所围的格子数就可以得出该示功图下指示功的大小。图2中p-v 图所围得格子数共220个，而每个格子的面积表示0.4J 的指示功，所以图2中所表示的发动机的指示功共为：Wi=220?0.4=8.8J 。

所以发动机的平均指示压力为：Pi=

Vs Wi =65

8

.8=1.354MPa 。 又因为Pe=Pi η?m ，而机械效率ηm 的取值范围在（0.7～0.9），由于摩托车发动机的运动速度高，机械损伤大，所以取ηm =0.8.则发动机的平均有效压力为：Pe=1.354?0.8=1.08MPa ，在设计范围（0.8～1.2MPa ）范围内，能达到设计要求

2.5p-v 图向p-α图转换

由于已知了曲轴转角α和活塞位移X 的关系式，又由公式V=20+4000

2X D π,

则可在excel 表格中，求取出相应转角α时对应的汽缸容积v 。每隔5°取点求（p ，v ）。将计算所得相关数据记录于附录2中，并用excel 作出p-α图。

3活塞运动学计算

3.1活塞位移

由位移和曲轴转角的关系式：即

X=r[（1-cosα）+λ（1-cos2α）/4]=27.5[(1-cosα)+0.275[1-cos2α]/4]

同理，在excel中获得所取点得相关数据记录在附录3中，利用图表功能作出活塞位移X随转角α变化的曲线。曲线图线如下

3.2活塞速度V

由速度和曲轴转角的关系式：

V=rw[sinα+λ(1-cos2α)/2]=25.108[sinα+0.138(1-cos2α)]

同理，在excel中获得相关数据记录在附录4中，利用图表功能作出速度随转角α变化的变化曲线图。曲线图如下：

3.3活塞加速度

由活塞加速度和曲轴转角的关系即，

a=rw2（cosα+ λ cos2α）=22.923（cosα+0.275cos2α）

同上，在excel中获得相关数据记录在附录5中，利用图表功能作出加速度随转角α变化曲线图。曲线图型如下：

4活塞连杆的动力计算

4.1往复惯性质量m

j

的求取

m

j =m

1

+m

2

+m

3

（m

1

：活塞质量，m

2

连杆小头质量，m

3

：活塞销质量）

因为是初步计算，所以把活塞看成是薄壁圆筒来计算，所以

m 1=

4

69

.2

)

55

61

(

14

.3

552

2?

-

?

?

=0.081kg

又因为精度不高的估算，所以m

j =1.8m

1

=1.8?0.078kg=0.14kg（其中连杆小头质量为

0.013kg。则由于活塞和连杆小头的往复运动而引起的压力P

j

的大小：

P j =

2

2

j

r

m

4

D

π

ω

-

=

2

2

61

14

.3

814

5.

27

14

.0

4-

?

?

?

?

=1.135MPa

即P

j

(a)=-1.135(cosα+0.27cos2α)

可应用excel求解相关数据，记录在附录6中，并作出压力虽转角的变化曲线图7.

4.2相关分力的求解

作用在活塞销中心的力，是P

j

和Pg的合力，

即P=P

j +P

g

。把该力分解到连杆方向P

1

和垂

直于汽缸中心线方向P

n ，连杆方向的力P

1

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，可把P

1

分解到曲柄销

半径方向P

k 和垂直于曲柄销半径方向P

t

，其中各力在大小上满足：P=P

j

+P

g

侧压力P

n =Ptanβ连杆力P1=

β

cos

P

切向力P

t =

β

β

α

con

P)

sin(+

径向力P

k

=

β

β

α

cos

)

cos(+

P

综合应用以上关系式，求解出各力随曲轴转角α的变化曲线。用excel计算出数据收录在附录7～11中，并利用excel作出力随α的变化曲线图，分别如图8至图11。

【引入的β角是连杆和汽缸中心线方向的夹角，满足Isinβ=rsinα】

5曲轴的设计

摩托车发动机曲轴大多数采用组合式曲轴，它的曲轴销与主轴颈、曲柄臂分开制造，然后用液压压入的方法连接起来。曲轴是发动机中最重要的机件之一，它的尺寸参数在很大程度上影响发动机的整体尺寸，重量和发动机的可靠性与寿命。故在设计曲轴时，必须正确选择曲轴的尺寸参数，并验证它能否达到工作条件要求。

5.1曲轴主要尺寸的确定

曲轴与活塞连杆组件和机件有密切联系，曲轴的设计不能孤立地进行。曲轴长度方向的尺寸基本上取决于缸心距。并列连杆式V型发动机的主要轴承负荷。所以，曲轴的基本尺寸大多根据发动机的总体布置来考虑。

5.1.1曲柄销尺寸的确定

由于是单缸高速的发动机，曲柄臂直径D

2

=（0.6～0.65D）,取

D

2

=0.6D=0.6?61=36mm。由于曲柄销上需要安装滚针轴承，根据滚针轴承的标准，则

D

2=35mm。曲柄销长度l

2

=（0.5～0.7）D

2

，考虑到安装时连杆大头和曲柄销之间要留

有运动间隙，取l

2

=28mm。

5.1.2主轴颈尺寸的确定

（参考标准为杨连生版《内燃机设计》page195）

一般情况D

1=（0.4～0.5）D，取D

1

=0.42D=0.42?61=24.4mm。因为在主轴颈

外需安装深沟球轴承，则取D

1

=25mm，根据《机械设计课程设计》的page117，选用型

号6205的深沟球轴承。主轴颈的长度l

1=（0.4～0.6）D

1

，取l

1

=112.2mm。

5．1．3曲柄臂尺寸的确定

曲柄臂的厚度h=（0.18～0.25）D,取h=0.2D=0.2?61=12.2mm 平衡重半径ρ=（0.9～1.0）S ，取ρ=0.96?55=54mm

曲柄的半径宽度b=（0.75～1.2）D ，取b=0.81D=0.8?61=49mm

5.2校核计算

5.2.1曲轴的弯曲强度校核 圆角弯曲名义应力σn =

b

b

W M W b =

6

2

bh （b ：曲柄的宽度，h ：曲柄的厚度） W b =62bh =6

2.12492

?=1215.5mm 3

W b =R ki ?a

其中，a ：曲柄中心到主轴颈中心的距离a=2

1l h +=22

.122.12+=12.2

R ki =

2

2221p

R K K k F F F F F +---

F k ：曲柄销承受的来自连杆力中沿曲柄销半径方向的力。 由于知道，F k =4

2

D p k π=

k P 4

612

?π=2922mm 2，（由于P k 是作用在活塞头部P 的

分力）

F max k =2922P max k =2922?5.63=31996N F min k =2922P min k =-1..45?2922=-4237N

F 1k 连杆旋转质量的离心力。根据连杆大小头质量和长度的关系式，一般情况下m 1k ：m 2=9:2，所以m 1k =35.349?0.013=0.159Kg F 2k ：曲柄销离心力，估算m 2k =

4

85

.711202???π=0.092kg

F r ：曲柄离心力，m r =0.56m 2k =0.56?0.092kg=0.0532kg F p ：平衡重离心力，m p =0.5m r =0.5?0.0532=0.0266kg

F f =F 1k +F 2k +2F r -2F p =（m 1k +m 2k +m r +m p ）rw 2

=（0.159+0.092+2?0.0532-0.0532）??5.279132=6973.2N R max ki =2max f

ki F F -=2

2

.697331996-=12511N

R min ki =

2

min f

k F F -=

2

2

.69734237--=-5605N

M max b =R max ki a=12511?12.2=152634N ·mm M min b =R min ki a=-5605?12.2=68381N ·mm 则max σ=

b

b W M max =5.1215152634

=125.5MPa min σ=

b

b W M min =5.121568381-=-56.25MPa a σ：圆角弯曲名义应力幅a σ=

2

min

max σσ-=90.93MPa

m σ：平均应力m σ=

2

min

max σσ+=34.67MPa

n σ=

m

k αψβεσσσσ

α

σ+-1

k σ：有效总不平均系数，k σ=1+q σ（11-σα）

q σ应力集中敏感系数，参考《内燃机设计》知：q σ=0.7 则k σ=1+0.7（1.46-1）=1.322

1-σ：曲轴材料对称循环弯曲疲劳极限。参考《内燃机设计》知；1-σ=350MPa β：强化系数，由于设计时选取的加工工艺为滚压圆角，参考《内燃机设

计》知：β=1.7

σε：绝对尺寸影响系数，参考《内燃机设计》知，σε=0.91

σψ：材料对应力循环不对称的敏感系数，参考知：σψ=0.10

n σ=

671

.341.091

.07.193

.90322.1350

?+??=4.31

[σ]=

σ

σn 1

-=

31

.4350

=81.2MPa σα:圆角弯曲形状系数，σα=

n

σσmax

=543210f f f f f σα 0σα：标准曲轴的弯曲形状系数，参考《内燃机设计》知：0σα=2.2

f 1：轴颈重叠度影响系数，参考知：f 1=1.0 f 2：曲柄宽度影响系数，参考知：f 2=0.84 f 3：曲柄销空心度影响系数，参考知：f 3=1

f 4：轴颈减重孔偏心距e 的影响系数，参考值：f 4=1

f 5：与圆角连接的曲轴销中减重孔至主轴颈的距离L 的影响系数，参考《内燃机设计》知：f 5=0.05

所以σα=2.217.11184.00.1?????=2.16

14.5816

.26

.125max ===

ασσσn MPa 满足][σσ

τ：圆角名义扭转应力 τ=

τ

W M r

W τ：曲柄销抗弯断面系数W τ=

33

332

420732

23532

mm mm D =?=

ππ

M τ：曲柄销圆角所受扭矩 M τ=M τ-R ti r=（F t -R ti ）r F t ：曲柄销承受的来自连杆力中沿曲柄销半径切向的力。 由前知F t =

4

2T

P D π（P t 是作用在活塞头部P 的分力）

F max t =

N P D P t t 3.189965.029*******

max 2

max =?==π

F min t =

N D P t 2.1753)61.0(29224

2

min -=-?=π

R ti ：主轴颈受到的只做支反力，对于对称结构的曲轴R ti =2

t

F 所以M max t =·3.261152

5

.273.18992max N r F t =?=mm F tmin =

=2

r

tmin F ·7.241032

5

.27753.21-N =?mm MPa W M 20.642073.26115max max ===τττ 73.54207

7

.24103min min -=-==τττW M MPa 97.5273.520.62min

max =+=

-=

τττα MPa m 54.02

73

.520.62min max =-=+=τττ n m

k τψβεστττ

α

ττ+=

-1

1-τ：材料扭转疲劳极限，参考《内燃机设计》知：MPa 2001=-τ

K τ：有效总不均匀系数。224.11-32.17.01)1(11=?+=-+=）（则τταK q K t t q τ：应力集中敏感系数，参考知q τ=0.7

1τα：内圆角半径过小引起的固有应力集中系数，参考知32.11=τα

β：强化系数，参考知7.1=β

r ε：尺寸系数，参考知r ε=0.89

r ψ：材料对应力循环不对称的敏感系数05.0r =ψ

n =

τ18.4154

.005.089

.07.197

.5224.1200

m

r

1

-=?+??=

+τψβεσττα

τK

43210n

max

ψψψψατταατττ==

：圆角扭转形状系数 0τα：轴线对称之阶梯轴的扭转形状参数，查考《内燃机设计》知3.10=τα 1ψ：曲柄宽度影响系数，参考知：1ψ=1.57 2ψ：曲柄厚度影响系数，参考知：2ψ=1.26

3ψ：曲颈重叠度影响系数，参考知：3ψ=0.89 4ψ：轴颈空心偏置距影响系数，参考知：0.14=ψ

23.20.189.026.157.13.1=????=τα

a 78.223.220.6max n MP ===

ταττ [τ]=a 85.418

.41200

n 1-MP ==ττ 满足][n ττ<，该曲轴能达到设计使用的性能要求

6活塞的设计

6.1活塞材料的选择

选取共晶铝硅合金作为本次设计的活塞材料，采取锻造的方式制造活塞，其密度为

ρ=2.69g/cm 3

6.2活塞主要尺寸的确定 6.2.1活塞总高H 的确定

H 的总设计原则是尽可能取得 小些，这样可以减少往复运动质量并 降低发动机的高度。四冲程汽油机 H=（0.8～1.0）D 。 取H=0.9D=0.9?61=55mm

6.2.2压缩高度H 1的确定

压缩高度H 1决定活塞销的位置。 H 1由活力岸高度H 4、环带高度H 3以及

上郡尺寸三部分组成。在保证尽量缩短H 1，四行程发动机活塞压缩高度H1=（0.45～0.57）D 。取H 1=0.5D=30.5mm

6.2.3活力岸高度H 4的确定

活力岸高度H 4决定了第一道环的位置以及热负荷。

四行程汽油机：H 4=（0.07～0.10）D 。取H 4=0.08D=0.08?61=4.9mm

6.2.4环带高度H 3的确定

环带高度H 3取决于活塞环的数目、活塞环的轴向高度c 以及环岸高度b 。

活塞环数取决于密封的要求，目前四冲程发动机通常采用两道气环和一道油环。环的轴向高度应尽可能减小，这样可以减少摩擦损失，一般情况下，气环的轴向高度

为2～3mm，油环的轴向高度为4～5mm。取气环的轴向高度C

1=C

2

=2mm，油环的轴向高度

C

3

=4mm。

环岸的高度b要求用足够的强度，一般情况下，第一环岸b

1=（1.5～2.5）C

1

，b

2

=

（1～2）C

2。取第一环岸b

1

=1.5C

1

=1.5?2mm=3mm，第二环岸b2=1.25C2=1.25?2mm=2.5mm。

所以环带高度H

3=C

1

+b

1

+C

2

+b

2

+C

3

=（22

?+3+2.5+4）mm=13.5mm

6.2.5活塞顶部厚度δ的确定

活塞顶部厚度应根据活塞顶部的应力、刚度以及散热要求来决定。δ=（0.06～0.1）D，四行程机δ值大多数取下限。取42

61

07

.0

07

.0=

?

=

=D

δmm

6.3活塞裙部的设计

活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽一下的那部分活塞。活塞裙部结构设计中得基本思想，是如何在发动机不同工况下如何保持它与气缸间有最合适的间隙。

6.3.1活塞横截面形状

为了使活塞在工作时，活塞裙部能接近正圆形与气缸相适应，应将活塞裙部的横截面设计成椭圆形，并使其长轴与活塞销孔轴线垂直。

常用的椭圆规律有：单椭圆规律和双椭圆规律。

其中，单椭圆规律的活塞裙部形状，可以按设计，e=（D-d）（1-cos2θ）/4

E表示裙部削薄量；D-d=?，表示活塞裙部的椭圆度。

椭圆度的具体数值在不同的发动机中很不相同，平均每100mm缸径在0.3～0.5mm之间。在此选取单椭圆规律来设计活塞的裙部形状，取?=0.24mm

6.3.2活塞与气缸的配合间隙

活塞各部分与气缸之间的间隙是不同的。最重要的是活塞顶部的间隙和垂直于销孔方向的裙部间隙。减少活塞顶部的间隙可以降低活塞头部及第一环的热负荷，减少裙部的间隙可以降低发动机的噪声。

活塞顶部间隙：共晶铝硅合金约为0.006D，取0.366mm；

活塞裙部间隙：共晶铝硅合金约为0.0014D，取0.084mm

6.4活塞质量

活塞质量m p由活塞顶部质量m

1和活塞裙部质量m

2

两部分构成。

取活塞顶部壁厚为10mm，则活塞顶部的质量为：

m 1=g

H

H

d

D

D

26

.

79

)

88

.4

5.

13

(

4000

)

41

61

(

69

.2

)

(

4

]

)

(

[2

2

4

3

2

2

=

+

?

-

?

?

=

+

-

-π

ρπ

取活塞裙部壁厚为4mm，则活塞裙部的质量为：

m

2=g

H

D

D

75

.

68

7.

35

4000

)

53

61

(

69

.2

4

]

)8

(

[2

2

2

2

2

=

?

-

?

?

=

-

-π

ρπ

所以总得活塞质量为m

p =m

1

+m

2

=79.26+68.75=148.01g

7活塞销的设计

活塞销在设计时应尽量满足下列要求：

（1）在保证足够的强度和刚度的条件下具有最小的质量；

（2）外表面耐磨，而内部冲击韧性好；

（3）具有足够的承压面积。

此外，活塞销座与顶部间应设置将强筋，以减少活塞裙部的变形。将强筋多采用双筋支撑，双筋支撑角等于连杆的最大摇摆角。

7.1活塞销材料的选择

活塞销的材料一般为低碳合金钢，在此选取20Cr，密度ρ=7.83g/cm3

7.2活塞销与销座尺寸的确定

（尺寸参考标准为杨连生版《内燃机设计》page318）

活塞销座在裙部的位置一般为H

2=（0.45～0.65）D，取H

2

=0.50D=0.561

?=30mm

活塞销外径d

1/D=?的范围是0.25～0.30，取?=0.28，则d

1

=0.28mm

47

.

16

61=

?.活

塞销外径d

1也为连杆小头孔内径d

1

。

活塞销内径d

2=（0.65～0.75）d

1

，取d

2

=0.7d

1

=0.7mm

55

.

11

5.

16=

?

活塞销长度l=（0.70～0.85）D，取l=0.75D=0.75?61=45.75mm

7.3活塞销与销座的配合

此处选用全浮式活塞销。全浮式活塞销结构中，活塞销在工作状态与销座孔和连杆小头衬套之间都是间隙。全浮式活塞销两端由装在销座孔中得活塞销挡圈定位。活塞销挡圈与销之间有0.13～0.25mm的轴向间隙。活塞销挡圈槽底径对销孔轴线的圆跳动

不大于0.30mm 。

活塞销与连杆小头衬套之间的间隙以及活塞销与销座孔之间的间隙（0.0003～0.0005）d 1范围内。一般汽油机在0.0025～0.0075mm 之间。全浮式活塞销在装配时，应把活塞加热到一定的温度（70°～80°C ）然后推入活塞销孔中，以免销孔这一精加工表面。

7.4活塞销质量m 3

活塞销的质量为：m 3=g l d d 60.2875.334000

)

55.1147.16(83.74

)

(222221=?-?

=-ππρ

8连杆的设计

连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。因此必须保证连杆具有足够的疲劳强度和结构强度。

8.1连杆材料的选择

连杆材料应具有较高的疲劳强度和冲击韧性。在此选用45号钢，密度ρ=7.85g/cm 3

8.2连杆主要尺寸的确定

由于曲柄半径r=27.5mm ，已选取275.0=λ 所以连杆长度：l=

mm r

100275

.05

.27==

λ

8.2.2连杆小头尺寸的确定

（数据参考标准为杨连生版《内燃机设计》page229） 连杆小头孔内径d 1=16.4mm

连杆小头孔内径（加轴瓦）d=（1.05～1.15）d 1 取d=1.1d 1=1.1?16.4=18.04mm

连杆小头外径D 1=（1.2～1.35）d ，取D 1=1.30d=1.30?18.04=23.21mm 连杆小头宽度B 1一般取B 1=（1.2～1.4）d 1，取B 1=1.3d 1=1.3?16.4=21.3mm 8.2.3连杆大头尺寸的确定

连杆大头内径D 2=（0.55～0.65）D ，取D 2=0.60D=616.0?=36.6mm

连杆大头内经（加滚针轴承）D τ2=（0．6～0.68）D ，取D τ2=0.68D=6168.0?=42mm 连杆大头外径C=（1.2 ～1.25）D τ2，取C=1.2 D τ2=1.2?42mm=54mm