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（1后期膨胀比：’
=9
Pz
（2膨胀终点压力：
「
= 1.85 bar
T.
ER
（3膨胀终点温度： 2.3.6指示性指标的计算
1
= 883 K
（1）平均指示压力：
=7.2 bar
=6.4 bar
E =趴?P；
（2）指示热效率:
=0.42
叫凡叭
（3）指示燃油消耗率:
234.3Rg/ KW.h
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（4）有效热效率:
=0.35
J =
（5）有效燃油消耗率:
=241.52 g/KW.h
（6）平均有效压力:
=6.356bar
（7）有效功率:
=8.6
1200
2.3.7 P-V示功图
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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
连杆小头与活塞销相连，工作时，连杆小头与活塞销之间有 相对转动，因此连杆小头孔中一般压入减摩的青铜衬套。同 时，为了润滑活塞销和衬套，在小头和衬套上钻出集油孔或铣 出集油槽，用来收集发动机运转过程时被激溅上来的机油，以 便润滑活塞销和衬套。有的发动机连杆小头采用压力润滑，在 连杆杆身内钻有纵向的压力油通道。 连杆小头位于活塞销内腔，特点是：尺寸小、轴承比压高、
温度较高；轴承表面相对运动速度较低，摆动运动，不利于形 成油锲或者承载油膜。连杆径向尺寸和外表面是否加工有关， 外表面不加工的连杆小头，其 ’?，全部经过机械加工 的连杆小头，在 ?之间。
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 di和宽度B1、外形尺 寸D1、衬套外径d)和润滑方式。其中di、B1已在活塞组设计 中确定，一般柴油机Bi- di。据统计，
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小头的外径一般比孔径 大20%-35%即Di= ( 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 ) Do
综上所述，得出本次设计的连杆小头的尺寸为： (0± 0.025) mm
Di=O 50 mm, d=O 40
3.1.2连杆杆身的结构设计
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。工字行杆件的宽度B初步值可按以下经验公式求出：
分别为气缸直径和行程。
,其中D S
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。
为使连杆从小头到大头传力比较均匀，一般把杆身断面
H从小头到大头逐
渐加大，宀甘Hz值最大到1.3左右，杆身到小头到大头的过度必须用足够 大的圆角半径。
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 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。计算选取， R=60mm取L=210mm取\叭n =33mm
fm与
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3.1.3连杆大头的结构尺寸设计
连杆大头联接连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴 瓦、连杆螺栓，甚至整机工作可靠性。为了便于维修，高速内燃机的连杆必须 能从气缸中取出，连杆大头的结构与尺寸的基本上决定于曲柄销直径 度B2,连杆轴瓦厚度
D2长
和连杆螺钉的直径dm其中D2 B2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
趋于减薄，汽车拖拉机用轴瓦
=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。
大头尺寸设计:
1）曲柄销直径.、长度；
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 込
J'曲，；：汀勺■=,来初步确定。本次设计」=68mm
■' =36mm
20
195柴油机连杆设计及连杆螺栓强度校核计算课程设计说明书百
