连杆大头的结构设计与主要尺寸连杆大头的结构与尺寸基本上决定于曲柄销直径长度连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中在在曲轴设计中确定，，，则大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，般螺栓孔外侧壁厚不小于毫米，取毫米，螺栓头支承面到杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。连杆大头的强度校核假设通过螺栓的紧固连接，把大头与大头盖近似视为个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为，通常取，作用力通过曲柄销作用在大头盖上按余弦规律分布，大头盖的断面假定是不变的，且其大小与中间断面致，大头的曲率半径为。连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为作用于大头盖中间断面的法向力为式中，大头盖及轴瓦的惯性矩大头盖及轴瓦的断面面积，，在中间断面的应力为式中大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。连杆螺栓的设计连杆螺栓的工作负荷与预紧力根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用预紧力和最大拉伸载荷，预紧力的大小由两块组成方面保证发动机工作时，大头盖和机构连杆大头结合面不致克服惯性力所需的预紧力另方面保证连杆轴瓦过盈度定要有的预紧力。连杆上的螺栓数目为，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即由轴瓦最小应力，由实测统计可得般为，取，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，般取，取。连杆螺栓的屈服强度校核和疲劳计算连杆螺栓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超出屈服极限，则应校核屈服强度，满足式中螺栓最小截面积，螺栓的总预紧力，安全系数，，取材料的屈服极限，般在以上。那么连杆螺栓的屈服强度为则校核合格。本章小结本章在设计连杆的过程中，首先分析了连杆的工作情况，设计要求，并选择了适当的材料，然后分别确定了连杆小头连杆杆身连杆大头的主要结构参数，并进行了强度了刚度的校核，使其满足实际加工的要求，最后根据工作负荷和预紧力选择了连杆螺栓，并行检验校核。曲轴的设计曲轴的结构型式和材料的选择曲轴的工作条件和设计要求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作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄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。所以在设计曲轴时，要使它具有足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，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。曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑半平衡结构，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有个主轴颈，如图所示图曲轴的结构型式曲轴材料该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计曲柄销的直径和长度在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机，，为气缸直径，已知，则，曲柄销直径取为。曲柄销的长度是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使控制在定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计，取。轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积与活塞投影面积之比来校核，此比值据统计在范围内，而且汽油机偏下限。那么由，则长度取值合适。主轴颈的直径和长度为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取，取。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。据统计，取。曲柄曲柄应选择适当的厚度宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的只有，取。曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径可使圆角应力峰值降低，故宜取大，至少不能小于或，取。平衡重对四拐曲轴来说，作用在第拐和第拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，部分轴颈表面所受载荷很大，但另部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨处，防止因偏磨而很决失圆损坏。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。计算结果远远小于许用值，则校核合格。本章小结本章首先分析了曲轴的工作条件和设计要求，在合理选择材料的基础上，对曲轴的各个部分进行结构参数的设计，并进行有关的尺寸校核，使其符合实际加工的要求，还对曲轴的些细节进行了设计，如油孔的位置以及曲轴的轴向定位等问题，给予了合理的解释，最后对曲轴进行了疲劳强度校核。致谢在本文完成之际，首先向我最尊敬的导师李老师致以最诚挚的敬意和最衷心的感谢。几个月以来，她不遗余力地对我的设计进行了指导。在我毕业设计这段时间，无论是在学习还是在生活上，恩师都给予了我无微不至的关怀。李老师以其渊博的知识，宽厚的胸怀无私的敬业精神以及严谨的治学态度和开拓进取的精神激励着我，并言传身教，身体力行地不断培养我独立思考，深入探索，解决实际问题的能力，使我受益匪浅。努力四个月的毕业设计就这样结束了。通过这次的毕业设计，我懂得了很多道理，无论做什么事都要踏实认真负责。通过这次设计，我也对发动机有了很深刻的了解。机构的设计极其复杂，需要的知识很多，以后工作了，还需要多看书。毕业设计虽已完成了，但由于知识水平的局限，实际经验缺乏，设计还存在许多不足，有很多地方需要改进。对于这些不足，我会在今后的工作生活中努力去改正，并利用自已所学到的知识，为社会作更多的贡献，成为个对社会有用的人。最后预祝安徽科技学院发展越来越好，前程似锦,参考文献叶奇发动机曲柄连杆机构多体动力学建模的若干问题机电工程，尤小梅发动机曲轴动力学仿真研究沈阳工业学院学报，樊文欣高速汽油机曲轴动态特性研究测试技术学报，王云霞单缸内燃机曲柄连杆机构动力学的计算机模拟研究南京农业硕士论文，郝宝林发动机曲柄连杆机构建模与仿真哈尔滨工业大学学报，高秀华内燃机北京化学工业出版社，杨连生内燃机设计北京中国农业机械出版社，汽车工程手册编委会汽车工程手册设计篇北京人民交通出版社，陈家瑞汽车构造北京人民交通出版社，臧杰汽车构造上册北京机械工业出版社，束永平汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析东华大学学报，周松鹤工程力学教程篇北京机械工业出版社石津俊发动机曲轴弯曲疲劳强度的可靠性分析武汉工学院学报，王东华曲轴强度计算若干问题的探讨天津大学学报，