汽车发动机课程说明195柴油机连杆及连杆螺栓强度校核计算

汽车发动机课程说明195柴油机连杆及连杆螺栓强度校核计算

交通与汽车工程学院

课程设计说明书

课程名称: 汽车发动机设计课程设计

课程代码: 8205531

题目: 195柴油机连杆设计及连杆螺栓

强度

校核计算

年级/专业/班: 2008级/热能与动力工程(汽车发动

机)/ 2班

学生姓名: 陈磊

学号: 312008*********

开题时间: 2011 年 6 月 27

日

完成时间: 2011 年 7 月 15

日

课程设计成绩：

学习态度及平时成绩（30）技术水平与实际

能力（20）

创新（5）

说明书（计算书、图纸、分析

报告）撰写质量（45）

总分

（100）

指导教师签名：年月日

目录

摘要.........................................................................................................21引言 (3)

1.1国内外内燃机研究现状 (3)

1.2任务与分析 (3)

2柴油机工作过程计算 (5)

2.1已知条件 (5)

2.2参数选择 (6)

2.3 195柴油机额定工况工作过程计算……………………………………………………

6

3 连杆设计………………………………………………………………………………………

9

3.1 连杆结构设计 (9)

3.2 连杆材料选择…………………………………………………………………………

1 1 4 连杆螺钉强度校核……………………………………………………………………………

1 2

4.1 连杆螺钉的结构设计………………………………………………………………

1 2

4.2 连杆螺钉的强度校核…………………………………………………………………

1 3 5 结论……………………………………………………………………………………………

1 5 致谢………………………………………………………………………………………………

17 参考文献…………………………………………………………………………………………

18 附录：195柴油机额定工况工作过程计算程序…………………………………………………

19

摘要

汽车已经在普通民众中得到普及，随着汽车行业的不断发展，越来越多的新技术出现在汽车的心脏——发动机上面。越来越多的汽车像滚雪球般地形成一股能量强大的冲击波，冲击出一片现代化的肥沃土壤，造就了人类历史上最宏大的物质财富。据统计，世界上50家最大的公司中，汽车公司就占了近20%，而内燃机作为汽车的核心部件，由于其技术含量高，在国民经济中仍占有较高位置，因此，对内燃机研究人员的培养就显得十分重要。

此次课程设计就是集合这样的时代背景和划时代的教育意义开设的，通过对195柴油机的分析研究，绘制了195柴油机总成纵剖面图，充分认识了195柴油机内部各零部件的结构及装配关系。此次还设计了连杆，并绘制了所设计的连杆零件图。并就195柴油机个各设计参数运用Visual Basic 6.0进行工作过程计算，绘制其工作过程的P-V图。连杆螺钉在连杆盖以及连杆大头之间的联接发挥着至关重要的作用，并且由于往复惯性

力和气体压力的双重作用下，使螺钉的受力十分严酷，所以对其进行强度校核就显得十分必要。此次，我们就选择了对连杆螺钉进行校核，分析其载荷的分布及变化情况，最终选择合理的螺钉规格。

关键词：柴油机，连杆，设计，校核

1引言

1.1国内外内燃机研究现状

近年来，内燃机的发展已经不再是单方面只是满足功率需求，而是在满足动力性要求的前提下，力求节能环保。由于环境法规的不断严格，迫使内燃机将降低排放、控制噪声置于优先考虑的因素。自1968年世界上第一个汽车排放法规在美国加州出台后，一些工业发达国家相继制定了有关标准和法规，并每隔4～5年就要修订强化一次，其控制内容也不断增加。诚然，这也推动了内燃机工业的发展和技术的革新。

高压喷射燃烧系统，高平均有效压力的燃烧技术是当今柴油机性能研究的基本方向。高平均有效压力是提高热效率、降低油耗最直接的有效措施之一。

增压及增压中冷技术的进一步普及，增压器及增压系统的研制达到新的水平，高增压仍是内燃机发展强化的重要手段，增压中冷是降低NOx排放的重要措施。

当前径流式增压器最高转速达5

6.2 r/min，压气机最小直径达34mm，总效率已

10

达65%。当前的中大功率柴油机，可谓是“无机不增压”。

电控系统的实用化。电控燃油喷射正逐步取代化油器。目前，除了在少数小功率发动机上还沿用化油器外，排量超过1.0的已几乎全部采用电控燃油喷射。

近年来，柴油机电控技术也得到进一步的发展，已包括喷油定时、喷油规律、怠速进排气系统、近期涡流及自诊断系统和巡航控制系统。

清洁燃料以及代用燃料发动机的研制。迫于环境的要求，汽车巨头们曾预言，未来数年后汽车将使用液化氢、天然气或电力作为动力，如果压缩天然气CNG技术日趋成熟，另外，内燃机的研究领域也深入到了甲醇、酒精、二甲醚等代用燃料的领域。

1.2任务与分析

1.2.1热计算

1）目的

促进自己复习和总结已学知识，提高发动机工作过程中热力参数与结构之间的关系；熟悉各参数对发动机工作指标的影响，结合对各参考发动机及其工况的

分析，培养学生的分析能力，从而达到能正确选择参数的目的。

（1）掌握了不同参数的选取、确定，掌握了过量空气系数：α，最高燃烧压力：Pz，热量利用系数：ξz，残余废气系数：γ，排气中点温度：Tr，示功图丰满系数：Φi，机械效率：ηm，等参数对计算结果的影响和变化规律。

（2）使对发动机的工作过程的各个过程相互的影响有一个清晰的认识，了解汽油机与柴油机工作过程计算的差异。通过P-V图的绘制，使自己掌握如何利用示功图进行发动机的工作过程分析。掌握汽油机、柴油机在同一工作过程的不同的曲线的变化趋势。

（3）由于要求计算过程必须采用VB编程进行，因此，使自己更进一步了解如何使用计算机，进行具体的设计计算工作，更进一步熟悉计算机编程。

1.2.2纵、横剖面图

1）训练的目的

绘制发动机纵横剖面图，在课程设计中占很重要的地位。设计的发动机是否合理？能否达到热计算中所确定的参数指标？都将在图上得到不同程

度的反映，同时它还能表达所设计发动机的结构特点，零部件的主要形状，

相互关系，附件的布置和各系统、机构的安排。通过绘制发动机纵、横剖面

图，能培养自己的识图和绘图能力，以及对已学知识的综合运用能力，为毕

业设计奠定一定的基础。要求自己对发动机结构形式，设计指标进行深入全

面的了解，作出分析评价，将其优点应用到设计的发动机上，并认真负责地

对待自己画的每一条线，和贯彻有关国家标准。

2）训练效果分析

195柴油机从结构上来讲，是最简单的发动机，通过195柴油机纵横剖面图绘制的训练，使自己全都掌握了：

（1）发动机的基本结构，零部件的主要形状，相互关系，附件的布置和各系统、机构的安排。

（2）通过绘制发动机纵、横剖面图，培养了识图和绘图能力，以及对已学知识的综合运用能力，为毕业设计奠定一定的基础。

（3）自己对发动机结构形式，设计指标进行了深入全面的了解，作出分析评价，将其优点应用到设计的发动机上，并认真负责地对待自己画的每一条线。

（4）熟悉了有关国家标准。

1.2.3连杆设计、强度计算和绘制连杆零部件图

1）目的

（1）校核零件的结构强度，绘制零件图，促使自己复习和掌握所学知识，进行工程师必备的基本功训练。

（2）分析发动机连杆的运动规律与受力情况，作为强度，设计连杆。培养和锻炼自己设计、绘图、分析和计算能力。

2）训练效果分析

通过对连杆设计，使自己掌握了：

（1）如何分析零件的运动规律和受力，如何进行计算和校核。

（2）如何确定设计要求，建立完整的零件的设计步骤、思维。

1.2.4发动机课程设计说明书编制

按《西华大学本科课程设计说明书规范化要求》的格式要求进行撰写，通过训练，使学生们掌握了：

1)设计说明书的编制格式，为毕业设计打下基础。

2)对整个发动机设计课程设计的工作内容进行总结，训练自己收集资料，分析资

料，利用资料，组织资料的能力。

3)训练文字编辑能力。

2柴油机工作过程计算

2.1 已知条件：

表2-1 195柴油机已知条件

缸径： D = 95 mm

气缸数：I = 1

标定功率：Ne = 8.8 kW

标定转速：N = 2000 r/m

压缩比：ε= 19

每缸工作容积：V = 0.815（L）

曲柄半径和连杆长度R/L = 1/4

2.2参数选择

过量空气系数：α=1.6；最高燃烧压力：Pz=75bar ；残余废弃系数：γ=0.04；排气终点温度：Tr=850K ；示功图丰满系数：Φi=0.90；机械效率：ηm=0.85；进气加热温升：△T=20℃；平均多变压缩指数：n 1=1.36；平均多变膨胀指数：n 2=1.25。

P0 = 1bar ；T0 =288k

2.3 195柴油机额定工况工作过程计算

2.3.1 排气冲程

终点压力：008.1p p r ?= =1.08 bar 终点温度：)1(01.0)3(005.0lg 2

.1350

-+-+=

αεn

T r =778 k

2.3.2 进气冲程

选择残余废弃收缩系数 δ=0.5

比： 大气状态： P 0 = 1 bar 、T 0 = 288 K 燃烧室形式： 分隔式燃烧室 冷却方式：

开式蒸发冷却

终点压力：1

2

22

62

011105201-???

?

???

???? ??--???? ???-=κκεδε?f V n p p h a = 1 bar

终点温度：γ

γ++?+=10r

a T T T T =328.454 K

充气效率：γ

εε

η+???

-=

11100a a v T T p p = 0.89

2.3.3 压缩冲程

终点压力：

1n a c p p ε?= = 54.841 bar

终点温度：11-?=n a c T T ε = 948.038 K

2.3.4 燃烧过程

（1）理论所需空气量：??

?

??-++

=323241221.0100g g g g L s h c = 0.49 Kmol/Kg 燃料

（2）新鲜充量01L M ?=α = 0.783 Kmol （3）燃烧产物总量：32

402o

h g g L M ++

=α = 0.816 Kmol （4）理论分子变更系数：1

2

0M M u =

= 1.132 （5）实际分子变更系数：γ

γμμ++=

10 = 1.128

(6) 最高燃烧压力 Pz = 75 bar (选定)

(7) 压力升高比 c

z

p p =λ= 1.999

(8) 燃烧重点温度Tz 的计算

燃料的低热值:Hu = 42500 (KJ/Kg)

热量利用系数 9.0=z ξ

又因为 ()K Kmol KJ T C c v

?=??+='

-/208.510415.0815.43

将'

v C 的值带入下面所示的方程组,即可解出Tz 的值:

4

107.33.322.08.4-???

? ??+?+??? ??+="ααT C v

()z v c v u

z T C T C M H ??? ??+"=??? ?

?+'++985.1985.111μλγξ 从而解得 Tz = 2165 K (9) 初期膨胀比：c

z

T T ?=

λμρ= 1 2.3.5膨胀过程

后期膨胀比：ρ

ε

δ=

= 19 膨胀终点压力：δ

2

n z b P =P = 2 bar

膨胀终点温度：δ

12-T =

T n z

b = 873 K

2.3.5 最后结果

（1）平均指示压力：

()211121*********c i n n p p n n λρλρεδε--??

????'=

-+---?? ? ?---??????

i i i p p ?'=?

（2）指示热效率：

00

08.314

i

v

L T p i H p μ

αηη=?

?

（3）指示燃油消耗率：

=7.163 bar =6.447

bar =0.32

6

3.610gi H i μη?=

?

（4）有效热效率：

e m i ηηη=?

（5）有效燃油消耗率：

6

3.610e e

g H μη?=

?

（6） 平均有效压力：

e i m P P η=? （7）有效功率：

1200

e h

i P n V Ne ???=

2.3.6 P-V 示功图

=234.38 g/KW.h

=0.31 =242.52 g/KW.h

=6.327

=8.591

3 连杆设计

3.1 连杆结构设计

3.1.1 连杆小头的结构设计

运输式发动机广泛采用浮式活塞销结构，它不仅传递由活塞传来的力，还相对于活塞销往复摆动，因此，设计连杆小头时应同时考虑强度、刚度和滑动面的摩擦、磨损问题。现代高速发动机上连杆小头一般采用薄壁圆环形结构。这种结构简单轻巧。制造方便、工作时应力分布均匀。材料利用率高。为了耐磨，在小头孔内还压有耐磨衬套。设计连杆小头的任务是确定其结构尺寸（小头轴承孔直径d1和宽度B1、外形尺寸D1、衬套外径d）和润滑方式。其中d1、B1已在活塞组设计中确定，一般柴油机B1≈d1。据统计，小头的外径一般比孔径大20%-35%，即D1=（1.2～1.35）d，小头的最小径向厚度大于4毫米。该尺寸可按强度、刚度条件确定。有的连杆小头，外径中心向上下各偏差e，以加强结构，并相对减轻了重量，一般e=（0.02～0.04）D。综上所述，得出本次设计的连杆小头的尺

寸为：D1=Φ48 mm, d=Φ39（0±0.025）mm。

其小头结构设计，见图3-1.

图 3-1 连杆小头剖面图

3.1.2 连杆杆身的结构设计

杆身也承受交变载荷，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，因此杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。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=0.02～0.035，柴油机为0.03～0.05。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。“工”字型断面的平均相对高度H/D=0.3～0.4(柴油机)，高度比H/B=1.4～1.8。

本次设计，R=57.5mm，取L=230mm；取Hmin=30mm。

3.1.3 连杆大头的结构尺寸设计

连杆大头的结构与尺寸的基本上决定于曲柄销直径D

2、长度B

2

，连杆轴瓦厚度

2

和连杆螺钉的直径d

m 。其中D

2

、B

2

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2δ趋于减薄，汽车拖拉机用轴瓦2δ=1.5~3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。 连杆大头尺寸设计：

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68.02=D D ,58.022=B D ,来初步确定。本次设计2D =65mm ，2B =38mm 。

1）

连杆轴瓦厚度2δ

2δ=1.3～3mm ，取2δ=2.5mm 2）

大头切口形式和定位方式

195柴油机连杆所采用的斜切口，斜角为45°，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。

3.2 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（0.37～0.45），Mn（1.1～1.4），Cr<0.3，P和S≤0.04，B（0.001～0.005），经850℃油淬500℃高温回火后强度极限σb>1000(2

N)，屈服强度σa>800

/mm

（2

N），冲击韧性>702

/mm

N?。

/mm

m

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HB210-250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300-350（2

N）的抗弯曲疲劳强度，与中碳钢差

/mm

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。

综合考虑成本和强度,本次设计选用材料HT200。

4 连杆螺钉的结构设计及强度校核

4.1 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。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=M10；公称长度为L=35mm ；性能等级为8.8级

4.2 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Pj 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

2

123""((')(1)())cos 45j j rw P P G G G G ig

?λ?

==+++-?

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 '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=1.38kg G1=0.543kg G2=1.267 G3=0.27kg λ=0.25

则 2

123""((')(1)())cos 45j j rw P P G G G G ig

?λ?==+++-? []2

22000(

)600.058(1.380.543)(10.25)(1.2670.104)2g g g g g

π??=

???+??++?-?? 4537.20N = 连杆螺钉的预紧力

00.0010.16(0.6)m M M M R s

M P d f d d ??=????+?+???

? 00.001[0.16(0.6)]m M M M

R s

d f d d P M

???

+?+=

M d ——连杆螺钉螺纹外径（10mm ）

S ——螺距（1.25mm ）

f ——摩擦系数

m R ——螺钉支撑环面平均直径

其中： S/M d =0.1 m R /M d =0.6 f =0.15 则 200.210M M P d -=??? 033

16500.20.10

P =

=?

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

000

"[]j s P P F ?

χσσ+=

<

0F ——连杆螺钉最小端面积 螺钉最小直径9.25mm

22066.48F r mm π==

χ——基本动载荷系数 选取为0.22

所以

0200

"16500.224537.20

=

39.8/66.48

j P P N mm F ?

χσ++?=

=

0[]s σσ< 则屈服强度满足要求

连杆螺钉所受的拉力在min 0P P = 和 max 0"j P P P χ=+ 之间变化。则螺纹杆部名义应力：

螺杆部的直径d=10mm

20min 2165021/3.145P N mm F σ=

==? 02max 2

"16500.224537.20

33.7/3.145

j P P N mm F

?

χσ++?=

=

=? 2max min

m 33.721

6.35/22N mm σσσ--=

=

= 2max

min

33.72127.35/2

2s N mm σσσ++===

对螺纹根部名义应力： 螺纹根部的直径d=9.25mm

2

0min 2

02

max

2

165024.8/3.14 4.6

"16500.224537.2039.9/3.14 4.6

j P N mm F P P N mm F ?σχσ===?++?===?

2

max min

m 2

max

min

39.924.8

7.55/22

39.924.832.35/2

2s N mm N mm σσσσσσ--=

=

=++===

对螺杆进行疲劳安全系数计算：

1"z

s

m

n σσ

σσψσε-=

+?

式中：1z σ-——为材料在对称循环下的拉压疲劳极限，2213~3.5100/z N mm σ-=? 此处取2300/N mm

1z σ-——工艺系数 "0.4~0.6σε= 此处取0.5 σψ——角系数 此处取0.2 所以螺杆的疲劳安全系数计算：

1300 5.3627.35

0.2 6.350.5

"z

s

m

n σσ

σσψσε-=

=

=+?+?

对螺纹根部进行疲劳安全系数计算：

1300 4.5332.35

0.27.550.5

"z

s

m

n σσ

σσψσε-=

=

=+?+?

由于选用具有较高的屈服极限的中碳合金钢40Cr 制造，在调质处理后硬度达到HRC29~39，屈服极限s δ在8002/N mm 以上。查表可求得s δ为8002/N mm 。 则许用应力：

2800

[]176.6/4.53

s

s N mm n

δσ=

=

= 20[]39.8/s N mm σσ>=

则：连杆螺钉的屈服强度和疲劳强度符合设计标准

5 结 论