课程设计活塞连杆设计.doc

课 程 设 计

课程名称： 发动机设计
设计题目： 曲轴和连杆设计
学 院： 交通工程
专 业： 车辆工程
年 级： xxxx级
学生姓名： xxxxxxx
指导教师： xxxxxxxxxxxxxx
日 期： 2023年9月

教 务 处 制

目 录
1、总体布局、结构特点以及选用原则系统分析 1
1.1机型 1
1.2选用原则 1
2、标定工况（最大功率）工作过程及热力计算和示功图绘制 2
2.1实际循环热力计算 2
2.1.1热力计算的目的 2
2.1.2热力计算的方法 3
2.2重要参数选取 3
2.2.1压缩比 3
2.2.2过量空气系数 3
2.2.3残余废气系数 3
2.2.4进气温升和残余废气温度 3
2.2.5热量运用系数 3
2.2.6示功图丰满系数 3
2.2.7机械效率 4
2.2.8平均多变压缩指数 4
2.2.9平均多变膨胀指数 4
2.3燃料燃烧化学计算 4
2.3.1理论空气量的计算 4
2.3.2理论分子变化系数μ0的计算 5
2.3.3实际分子变化系数 5
2.4燃气过程参数的拟定与计算 5
2.4.1压缩过程气体状态 5
2.4.2燃烧过程及燃烧终点气体状态 5
2.4.3最高燃烧爆发压力及压力升高比拟定 7
2.4.4膨胀终点气体状态 7
2.4.5绘制示功图 8
2.5发动机性能参数 9
2.5.1平均指示压力Pi 9
2.5.2平均有效压力 9
2.5.3有效功率 9
2.5.4充量系数 10
2.5.5指示热效率 10
2.5.6燃油消耗率 10
2.5.7发动机总进气流量 10
3、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角变化曲线 11
3.1活塞位移 11
3.2活塞速度V 11
3.3.活塞加速度 12
4、气缸压力、活塞侧击力、连杆力、曲柄销切向力，径向力 13
4.1气缸压力随曲轴转角变化曲线 13
4.2活塞销上的合力变化曲线 14
4.3活塞所受侧压力 14
4.3.1往复惯性力的求取 14
4.4连杆作用力与活塞销受力相反 16
4.5曲柄销受力 16
4.6曲柄销极坐标图与连杆轴承受力 17
4.6.1曲柄销载荷的极坐标图 17
4.6.2连杆轴承的负荷矢量图 17
4.6.3连杆轴承受力极坐标图 19
5、连杆设计及强度计算、校核 19
5.1连杆重要参数选取 19
5.2材料和关于材料的参数 21
5.3连杆小头强度 21
5.4连杆杆身强度 24
5.5连杆大头强度 25
5.6螺栓强度校核 26
6、有限元分析 28
6.1 连杆实体模型的建立 28
6.2 网格的划分 29
6.3 连杆受力分析 30
6.2.1最大拉伸 30
6.2.2最大压缩 31
6.4有限元计算结果分析 32
6.3.1载荷分布与加载 32
6.3.2等效载荷模拟结果 33
6.3.3计算结果分析 34
7、总结 38
8、参考文献 38

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计 算 及 说 明
结 果
1、总体布局、结构特点以及选用原则系统分析

1.1机型

该发动机机型为卧式，直列，水冷，四冲程两缸机。

卧式，是指气缸中心线平行于水平面的发动机，也就是水平放置的

发动机。它的特点是发动机的高度很低，便于安装到一般立式发动机放不

进去的地方。直列就是气缸呈直线排列，一般用于汽缸数小的发动机，优

点在于动力输出强劲、结构简朴、维护简便。水冷，即采用水作冷却介质，

冷却效果较好。四冲程发动机换气质量较二冲程好，发展比较成熟。该机

型工作平稳，动力强劲，性能可靠，安能可靠，安装维修方便，多用在农

用机械上。

1.2选用原则

（1）布置紧凑，外形尺寸小，外观整齐，外接管路尽量少。

（2）经常需要保养的零部件，接近性要好，对经常检查调整的气门间隙和

喷油提前角等有关零部件应考虑到调整和拆装方便。

（3）应满足用户对柴油机配套所提出的各项合理规定。多种用途柴油机的

总体布置，一方面满足重要用途的配套规定，还要考虑到变机型的有关问题。

（4）具有良好的加工和装配工艺性。

（5）柴油机起吊、存放和安装方便。

（6）总体布置要认真贯彻执行产品系列化、零部件通用化和零件标准化。

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2、标定工况（最大功率）工作过程及热力计算和示功图绘制

290型柴油机课程设计参数表
型式
卧式，直列，水冷，四冲程
缸径×行程（mm）
90×95
气缸数
2
气缸套型式
湿式
燃烧室型式
直喷式缩口ω型燃烧室
吸气方式
自然吸气
压缩比
17.5：1或（17：1）或（16.5:1）
最高燃烧压力[bar]
80
1h标定功率/转速，kw(Ps)/r/min
16（21）/2600
最低燃油消耗率，g/kW.h(g/Ps.h)
≤245（180）
曲柄半径mm/连杆长度[mm]
47.5/165
燃料低热值[KJ/kg]
42500
单缸活塞组质量[Kg]
0.948
连杆组质量[Kg]
1.300
大气平均压力[kpa]
98.39

293

2.1实际循环热力计算

2.1.1热力计算的目的

在一台新内燃机的设计过程中，大体拟定气缸内的压力和温度变化情

况，绘出示功图，可以对发动机方案设计中所拟定的指标起到一定的校核作

用。

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2.1.2热力计算的方法

用闭口系统来模拟不稳定的开口系统，用定容定压加热代替实际的燃烧

过程，用多变过程来代替实际的压缩和膨胀过程，用多变过程来代替实际的

压缩和膨胀过程，用定容放热代替排气过程等，最后的结果用一个折扣系数

近似接近实际循环。

2.2重要参数选取

2.2.1压缩比

压缩比选取：=17.5
=17.5
2.2.2过量空气系数

过量空气系数选取：=1.4（非增压柴油机一般推荐=1.2~1.5）
=1.4
2.2.3残余废气系数

残余废气系数选取：=0.05（非增压四冲程柴油机一般推荐=0.03~0.06）
=0.05
2.2.4进气温升和残余废气温度

进气温升选取：=15(非增压四冲程柴油机一般推荐=10~20)
=15
残余废气温度选取：=760(非增压四冲程柴油机一般推荐=700~800)
=760
2.2.5热量运用系数

热量运用系数选取：=0.75（低中速柴油机：0.75~0.88，高速柴油机：
=0.75
0.65~0.85）

2.2.6示功图丰满系数

示功图丰满系数选取：=0.96（范围一般为0.92~0.97）
=0.96
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2.2.7机械效率

机械效率选取：=0.85（四冲程高速柴油机0.75~0.88）
=0.85
2.2.8平均多变压缩指数

为压缩多变指数。在实际发动机压缩过程中由于存在与缸壁产生

热互换及漏气损失现象，为变数。对于直接喷射式柴油机当=12~15，

=6~10m/s,经验值=1.35~1.38.预燃室式柴油机=15~18，=8~12m/s，

经验值=1.33~1.36.

所以选取平均多变压缩指数=1.35
=1.35
2.2.9平均多变膨胀指数

实际膨胀多变指数亦为变数。膨胀始点值最小，膨胀终点

值最大。在计算值可取平均值。一般经验值：对于柴油机=1.22~1.32.

选取平均多变膨胀指数：=1.30
=1.30
2.3燃料燃烧化学计算

2.3.1理论空气量的计算

（1）1kg燃料燃烧所需的理论空气量

柴油：=0.87 =0.126 =0.004

得到：=0.495kmol/kg
=0.495kmol/kg
（2）新鲜充量的分量

=1.40.495=0.693[kgmol/kg(燃料)]
=0.693
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（3）1kg燃料燃烧时的燃烧产物量

[kgmol/kg(燃料)]
=0.726
2.3.2理论分子变化系数μ0的计算

=1.047
=1.047
2.3.3实际分子变化系数

=1.045
=1.045
2.4燃气过程参数的拟定与计算

2.4.1压缩过程气体状态

（1）压缩始点温度：

（2）压缩始点压力：

（3）压缩终点压力：

（4）压缩终点温度

2.4.2燃烧过程及燃烧终点气体状态

（1）压缩终点的空气平均等容比热，在图3-2上查得，当

时的=7.35 故：

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（2）压缩终点的残余废气平均等容比热，在图3-2上查得，当=626℃

=1.4时的=7.6 故：

（3）压缩终点的混合气平均等容比热

（4）燃烧终点的温度，根据下列方程求解

将已知数值带入

化简后得： =15265

再用~t曲线，先估计下值，按此查出，并算出，试其数值

与 15265是否相符，然后按其差值再选值，如此逐步试算直至求得值和

其相应的乘积等于15265为止，按照此方法求得燃烧终点温度：

~t曲线如图一所示：

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图一： ~t曲线

2.4.3最高燃烧爆发压力及压力升高比λ拟定

（1）最高燃烧爆发压力：

最高燃烧爆发压力给定为：

（2）压力升高比λ

2.4.4膨胀终点气体状态

（1）初期膨胀比

（2）后期膨胀比

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（3）膨胀终点的压力和温度

（）=0.34MPa

2.4.5绘制示功图

(1)压缩行程：

压缩行程起始点的压力值通常在（0.90~0.8）之间，选定压缩

始点的压强为=0.095MPa。把压缩过程简化为绝热过程， =1.35。

由热力学知识可知：，初始状态下=0.095MPa

在0.636L ~0.0364L之间取十五个点，求取这些点的压力值， 记

录数据在execl表格中，由计算所得的数据可知压缩终了时的终点压力。

可燃混合气在气缸中到达压缩终点后，将会进行等容加热。加

热终点的压力

（2）膨胀过程：

与压缩过程相应，膨胀过程也可简化为绝热过程：。由

上面的计算知道，在膨胀的始点压力为，V=0.0364L,同样在0.636L

~0.0364L之间取15个点，求取压力值。选取=1.30。将数据记入附

表1中，运用execl表格中的数据作出P-V图。如图二所示：

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图二：P-V图

2.5发动机性能参数

2.5.1平均指示压力Pi

2.5.2平均有效压力

2.5.3有效功率

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2.5.4充量系数

2.5.5指示热效率

2.5.6燃油消耗率

（1）指示燃油消耗率

（2）有效热效率

（3）有效燃油消耗率

2.5.7发动机总进气流量

其中

所以：

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3、活塞位移、速度、加速度随曲轴转角变化曲线

由所给参数计算得：

3.1活塞位移

由位移和曲轴转角的关系式：即

在excel中获得所取点得相关数据记录在附表一excel sheet1中，

运用图表功能作出活塞位移X随转角变化的曲线。如图三所示：

图三：活塞位移X随转角变化的曲线

3.2活塞速度V

由速度和曲轴转角的关系式：

同理，在excel中获得相关数据记录在附表一excel sheet1中，利

用图表功能作出速度随转角变化的变化曲线图。如图四所示：

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图四：速度随转角的变化曲线

3.3.活塞加速度

由活塞加速度和曲轴转角的关系：

同上，在excel中获得相关数据记录在附表一excel sheet1中，利

用图表功能作出加速度随转角变化曲线图。曲线图型如图五所示：

图五：加速度随转角变化曲线图

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4、气缸压力、活塞侧击力、连杆力、曲柄销切向力，径向力

4.1气缸压力随曲轴转角变化曲线

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

计算中的图转化为图，即气缸内气体压力随曲轴转角的变化规

律。0~180度为进气行程，汽缸内的气体压力在理论循环下基本可以认为是

一恒定值且小于大气压力；180~360度为多变压缩行程，汽缸内的气体压力

可由绝热方程求出；360~540度为多变的膨胀过程，汽缸内的气体压力可由

绝热方程求出；540~720度为排气行程，可以认为汽缸内的气体压力是均匀

下降至。

由于已知了曲轴转角α和活塞位移X的关系式，又因

则可以在excel表格中，求取出相应转角α时相应气缸容积V。每隔10°求

（p，V）。将数据记录于附表3中，并做出相应的图，如图六所示：

图六：图

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4.2活塞销上的合力变化曲线

记为活塞销对活塞的作用力，对活塞运用达伦伯原理，可得：

其中和各为在气缸中心线方向及其垂直方向的分力，是活

塞、活塞环和活塞销卡环的惯性力。

应用上述关系运用excel表格得到活塞销上的合力变化曲线，如图七所示：

图七：活塞销上的合力变化曲线

4.3活塞所受侧压力

4.3.1往复惯性力的求取

（m：单缸活塞组质量[Kg]，m连杆组质量[Kg]）

所以

==

即 =

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往复惯性力随曲轴转角的变化曲线如图八所示：

图八：往复惯性力随曲轴转角的变化曲线

由于 所以侧压力= 连杆力=

通过excel得到侧压力与连杆力的变化情况如图九、图十所示：

图九：侧压力随曲轴转角的变化曲线

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4.4连杆作用力与活塞销受力相反

图十：连杆力随曲轴转角的变化曲线

4.5曲柄销受力

曲柄销所受外力就是与（曲柄销对连杆大头的作用力）相等而

方向相反的，并且是由S和两向量合成的，在曲柄方向及其

（方向）垂直方向(方向)的分力各为：

，由表格数据得到曲柄销载荷随转角的变化，如图十一所示：

图十一：曲柄销载荷随转角的变化

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4.6曲柄销极坐标图与连杆轴承受力

4.6.1曲柄销载荷的极坐标图

根据 ，得到曲柄销

的极坐标图如图十二所示：

图十二：曲柄销极坐标图

4.6.2连杆轴承的负荷矢量图

连杆轴承所受的力与曲柄销所受的力互为作用力和反作用力，所以它

们的直角坐标图完全相同，只是作用力矢量相差了180。

采用X-Y坐标系作为连杆轴承负荷的极坐标图，所以进行坐标转换时，

其矢量共相差：

由于该发动机为两缸发动机，所以有三个住轴颈，且两个曲拐之间的方向角

为180度，且下面进行分别计算：

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第一主轴颈：由

其中，和各是i号曲拐和（i+1）号

曲拐对第一轴的方向角。

第二主轴颈：

第三主轴颈：

综合应用以上关系式，求解出连杆轴承的负荷。并且转化为极坐标形式，用

excel计算数据，并运用excel作出连杆轴承的负荷矢量图，如图十三所示。

图十三：连杆轴承的负荷矢量图

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4.6.3连杆轴承受力极坐标图

图十四：连杆轴承受力极坐标图

5、连杆设计及强度计算、校核

5.1连杆重要参数选取

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连杆小头尺寸：

mm 取d=32mm（由活塞销直径得到）
d=32mm
mm 取=2.0mm
=2.0mm
mm 取=30mm
=30mm
mm 取=36mm
=36mm
mm 取=45mm
=45mm
连杆杆身尺寸：（由表8-1得到）

mm
mm
mm 取=26mm
=26mm
mm 取B=17mm
B=17mm
mm 取mm
mm
连杆大头尺寸：

曲柄销直径mm 取=55mm（由曲柄销直径得到）
=55mm
轴瓦厚度mm 取=3mm
=3mm
取=61mm
=61mm
mm 取mm
mm
由于，选取平切口连杆大头，连杆大头高度、：

平切口连杆：mm 取=30mm
=30mm
mm 取=30mm
=30mm
螺栓：mm 取=10mm
=10mm
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5.2材料和关于材料的参数

采用45钢作为连杆材料，泊桑比；连弹性模量

；连杆膨胀系=；连杆温升；查[3] 中表5-4

取=600MPa；据[1]中第八章附录取工艺系数
=
轴套材料:锡青铜,根据[1]中内容选取套膨胀系；

套弹性模量
=600MPa
5.3连杆小头强度

小头轴承的比压：

衬套最大装配过盈量：

衬套温度过盈量：mm

由总过盈量产生径向均布压力：

小头外表面由p引起的应力：

活塞组的最大惯性力：

固定角：（由设计图得）

小头平均半径：

小头中心截面上的弯矩：

小头中心截面上的法向力：

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小头固定截面上的弯矩：

小头固定截面上的法向力：

小头壁厚：

小头截面积：

衬套截面积：

系数：

小头受拉时固定截面处外表面应力：

小头承受的最大压缩力：

查[1]中图8-36得：；

小头受压时中央截面上的弯矩：

小头受压时中央截面上的法向力：

小头固定截面处（）的值：查[1]中表8-14得：

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结 果
小头受压时固定截面处的弯矩：

小头受压时固定截面处的法向力：

小头受压时固定截面处外表面应力：

材料的机械性能：

；

角系数：

在固定截面的外表面处：

应力幅：

平均应力：

小头安全系数：符合设计规定。

小头截面的惯性矩：

小头横向直径减小量：

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5.4连杆杆身强度

杆身中间截面处最大拉伸力:

杆身中间截面处最大压缩力：

由引起的拉伸应力：

杆身中间截面在摆动平面内的惯性矩、：

由引起的合成应力、：

杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力：

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杆身中间截面在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力：

杆身中间截面在摆动平面的安全系数：

垂直于摆动平面内安全系数：

杆身安全许用值在的范围内，符合设计规定。

5.5连杆大头强度

大头盖所受惯性力:

大头盖截面的重心坐标：

大头盖截面的惯性矩：

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大头盖计算截面的抗弯断面模数：

轴瓦计算截面的惯性矩：

大头盖中央截面上的应力：

大头横向直径减小值：

为了保证连杆轴承工作可靠，不应当超过连杆轴承与曲柄销初始配合

间隙的一半，常用配合为。通过查找基本偏差数据表格，其最小间隙为

0.05m。由

故所设计的连杆大头刚度符合规定。

5.6螺栓强度校核

螺栓材料：螺栓选用40cr，螺母选用40cr

每个螺栓由惯性力引起的工作负荷：

工作负荷传递到螺栓的基本负荷部分：

选用0.25

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工作符合传递到大头上的负荷部分：

螺栓装配预紧力：

作用在螺栓上的总拉力：

连杆螺栓的疲劳计算：

最大应力：杆部：

螺纹部分：

最小应力：杆部：

螺纹部分：

第一区域：应力幅：

平均应力：

第二区域：应力幅：

平均应力：

属于第一区域的应力循环安全系数：

式中：——为材料在对称循环下的拉压疲劳极限，

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此处取，，取0.5，角系数，取0.33。取5。

属于第二区域的应力循环安全系数：

由于n＞2，所以安全系数符合设计规定。

判断螺栓材料是否屈服的条件：，，，

＜

由强度计算结果得，连杆各部位的强度和安全系数都在规定的范围内，

连杆、螺栓设计合格。

6、有限元分析

6.1 连杆实体模型的建立

当前，有限元分析技术在发动机零部件设计过程中发挥着越来越重要

的作用，它不仅缩短了设计周期，并且也大大提高了设计精度。该软件采用

交互式将有关连杆几何形状、材料特性和计算工况的参数输入后，软件就

可进行如下解决：(1)生成连杆有限元网格及变厚度解决等有关参数；(2)

自动进行载荷解决；(3)计算单元刚度；(4)计算节点位移；(5)计算节点应

力；(6) 计算各节点的主应力，并求出最大主应力及其位置；(7)计算各强

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结 果
度理论中的相称应力，并求出最大相称应力及其位置；(8)绘制单元网格图、

边界应力图和边界变形图。

运用UGNX6.0建立三维立体模型一方面建立准确、可靠的计算模型 ,

是应用有限元法进行分析的重要环节之一。在进行有限元分析时 ,应尽量

按照实物来建立有限元分析模型 ,但对结构复杂的物体 ,完全按照实物结

构来建立计算模型、进行有限元分析有时会变得非常困难 ,甚至是不也许

的 ,因此可进行适当的简化。一般来说 ,因模型带来的误差要比有限元计算

方法自身的误差大得多。所以 ,结构有限元计算的准确性在很大限度上取决

于计算模型的准确性。

6.2 网格的划分

有限元分析的基础是单元，所以在有限元分析之前必须将实物模型划

分为等效节点和单元。

由于连杆形状较为复杂，在满足计算精度规定的情况下，为了让结

量尽量少，连杆有限元网格如图十五所示：

图 十五 连杆有限元网格图

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6.3连杆受力分析

6.2.1最大拉伸

已知：活塞组质量 连杆小头质量

连杆大头质量 最大爆发压力

曲柄销半径 连杆长度

主机转速

则曲轴角速度 曲柄连杆比

最大受拉工况：

取进气开始时刻的最大惯性载荷作为连杆的最大受拉工况，此时连杆小

头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力：

连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大

头产生的回转惯性力：

式中、、分别为活塞组、连杆小头和连杆大头的惯性力。

小头内孔表面120°范围内的面积为：

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大头内孔表面120°范围内的面积为：

连杆小头受到的是活塞组M1的最大往复惯性力，这个力在小头内孔表

面120°范围内的面积上产生的压力为：

连杆大头则是承受活塞组和连杆小头往复惯性力及连杆大头

产生的回转惯性力，这个力在大头内孔表面120°范围内的面积上产生的

压力为：

6.2.2最大压缩

已知气缸内最大爆发压力为：

气缸内气体最大爆发压力的一瞬间，此时连杆承受最大压力以及活塞组

和连杆体自身的惯性力。这时连杆小头载荷为：

这个力在小头内孔表面120°范围内面积上产生的压力为：

连杆大头上的载荷为：

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结 果
这个力在大头内孔表面120°范围内的面积上产生的压力为：

6.3有限元计算结果分析

6.3.1载荷分布与加载

对于连杆小头边界条件的解决，假定活塞销当作刚体固定，连杆受压工。

况，在连杆小头内侧上部 120°圆柱面上施加径向约束。连杆受拉工况，则

在连杆小头内侧下部 120°圆柱面上施加径向约束。在连杆杆身上还施加一

两个点的自定义约束, 使其固定，没有刚度位移。

所以连杆大头、小头上的拉伸、压缩载荷均按120°范围内成余弦规律

分布，在处载荷最大，惯性力均匀作用于模型中所有节点上。连杆模型边

界条件如图十六所示

图十六 连杆载荷分布

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结 果
6.3.2等效载荷模拟结果

求解之后得到Results,如图十七和图十八和图十九所示

图十七 连杆小头位移-节点图

图十八 小头的应力-单元节点

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结 果

图十九 小头的应力-基本

6.3.3计算结果分析

经ug计算得到的结果，从图中可以看出：

在最大受拉工况下，连杆小头的最大应力峰值出现在下头顶部油孔附

近、小头两边中心处，杆身部分的最大应力峰值出现在小头与杆身过渡处；

最小主应力峰值出现在内孔底部。

在最大受压工况下，连杆小头的最大主应力峰值出现在小头底部；最小

主应力峰值出现在顶部；杆身处的最大应力峰值出现在与小头连接处，特别

是一些小角处，应力集中比较明显。。

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结 果
校核完毕，连杆各部分安全系数都在规定范围内，连杆设计合格。

使用UG软件画实体图如图二十所示：

图二十 连杆实体图

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结 果
运用UG软件作活塞、连杆、曲轴装配后的曲柄连杆机构，如图二十一所示：

图二十一 连杆、活塞、曲轴装配图

由图二十二可知活塞裙部与曲轴平衡块最小间隙为2mm，不产生运动干涉，

设计合理。

图二十二 装配后活塞与曲轴平衡块间隙

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结 果
7、总结

通过这次课程设计，使我们对《发动机设计》这门专业课有了更深

刻的理解，掌握发动机曲柄连杆机构的基本设计方法，同时也挺高了我们

的计算能力、动手能力以及使用ＵＧ软件画图的能力，为以后的工作和进一

步的学习都打下了基础。

　　　在这次课程设计中，我通过查找文献、看图纸、画零件图和装配图、

设计和计算基本参数以及用excel制作图表、用word制作电子说明，都使

学到了很多东西，对活塞连杆曲柄组件的细节都有了更多比较细致的了解，

填补了一些在构造方面的知识缺陷；提高了文献的查找能力；也挺高了我

学习发动机更多的乐趣，同时，它也将我以前所学的各门课程联系和综合起

来，，是我对所学的知识有了更好的整体把握，在设计过程中，碰到问题也

及时向老师和同学请教，也非常谢谢毕老师和同学们的耐心指导。

总之，这次课程设计我学到了很多知识，为以后继续进一步学习奠定了

基础。

8、参考文献

[1] 柴油机设计手册编辑委员会.柴油机设计手册（上册）.北京：中国

农业机械出版社.1984

[2] 周龙保.内燃机学.第二版.北京：机械工业出版社.2023

[3] 陆标清.发动机设计