汽车发动机设计,课程设计

2024年2月21日发(作者：成长的力量)

武汉理工大学《汽车发动机设计》课程设计说明书

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mj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

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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m3

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

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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。

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1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（Vm）、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：Vm<18 m/s

③发动机排量：Vs=150ml

由排量Vs=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=

D2S40.9πD3即160ml=

4解得D=61mm，S=55mm

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

则Va=180ml，Vc=20ml

n：因为Vm<18m/s，取Vm=15m/s。

30Vm3014==8727r/min。

S55103πn：角速度 根据公式，代入n=8727r/min

30解得

=913rad/s

Sr ：曲柄半径r==27.5mm

2rrl：连杆长度 由于0.25，取0.275，故=100mm

ll

由n=

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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）P0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n1=1.35.由《工程热力学》知识可知：绝热过程中：

P1V1n1=P2V2n1.

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在7～9之间，选取～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P1V1n2=P2V2n2

其中n2在1.31～1.41之间，取n2=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）。

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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°。2Pc212.4==8.267MPa

33取上止点后13°，此时实际的最大爆发压力P= 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

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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=Wi8.8==1.354MPa。

Vs65 又因为Pe=Pim，而机械效率m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m=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-图转换

πD2X

由于已知了曲轴转角和活塞位移X的关系式，又由公式V=20+,

4000 则可在excel表格中，求取出相应转角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-图。

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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-cos）+（1-cos2）/4]=27.5[(1-cos)+0.275[1-cos2]/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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[sin+(1-cos2)/2]=25.108[sin+0.138(1-cos2)]

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变化的变化曲线图。曲线图如下：

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3.3活塞加速度

由活塞加速度和曲轴转角的关系即，

a=rw2（cos+

 cos2）=22.923（cos+0.275cos2）

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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mj的求取

mj=m1+m2+m3（m1：活塞质量，m2连杆小头质量，m3：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

553.14(612552)2.69m1==0.081kg

4又因为精度不高的估算，所以mj=1.8m1=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Pj的大小：

Pj=4mjr2πD2-40.1427.58142==1.135MPa

3.14612

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即Pj(a)=-1.135(cos+0.27cos2)

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Pj和Pg的合力，

即P=Pj+Pg。把该力分解到连杆方向P1和垂

直于汽缸中心线方向Pn，连杆方向的力P1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P1分解到曲柄销

半径方向Pk和垂直于曲柄销半径方向Pt，其中各力在大小上满足：P=Pj+Pg

侧压力Pn=Ptan 连杆力P1=P

cos 切向力Pt=Psin()Pcos() 径向力Pk=

concos综合应用以上关系式，求解出各力随曲轴转角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的变化曲线图，分别如图8至图11。

【引入的角是连杆和汽缸中心线方向的夹角，满足Isin=rsin】

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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D2=（0.6～0.65D）,取

D2=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

D2=35mm。曲柄销长度l2=（0.5～0.7）D2，考虑到安装时连杆大头和曲柄销之间要留有运动间隙，取l2=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D1=（0.4～0.5）D，取D1=0.42D=0.4261=24.4mm。因为在主轴颈外需安装深沟球轴承，则取D1=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l1=（0.4～0.6）D1，取l1=112.2mm。

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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=（0.9～1.0）S，取=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Wb=n=Mb

Wbbh2（b：曲柄的宽度，h：曲柄的厚度）

6bh24912.22Wb===1215.5mm3

66Wb=Rkia

其中，a：曲柄中心到主轴颈中心的距离a=Rki=FkFK1FK22FR2Fp2hl112.212.2==12.2

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Fk：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，Fk=分力）

Fkmax=2922Pkmax=29225.63=31996N

Fkmin=2922Pkmin=-1..452922=-4237N

Fk1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mk1：m2=9:2，所以mk1=35.3490.013=0.159Kg

Fk2：曲柄销离心力，估算mk2=202117.854pkD24=6124Pk=2922mm2，（由于Pk是作用在活塞头部P的=0.092kg

Fr：曲柄离心力，mr=0.56mk2=0.560.092kg=0.0532kg

Fp：平衡重离心力，mp=0.5mr=0.50.0532=0.0266kg

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Ff=Fk1+Fk2+2Fr-2Fp=（mk1+mk2+mr+mp）rw2

=（0.159+0.092+20.0532-0.0532）27.59132=6973.2N

Rkimax=Rkimin=FkimaxFf2FkminFf2==319966973.2=12511N

242376973.2=-5605N

2Mbmax=Rkimaxa=1251112.2=152634N·mm

Mbmin=Rkimina=-560512.2=68381N·mm

则max=min=Mbmax152634==125.5MPa

1215.5WbMbmin68381==-56.25MPa

1215.5Wba：圆角弯曲名义应力幅a=maxmin2=90.93MPa

m：平均应力m=maxmin2=34.67MPa

n=1k

mk：有效总不平均系数，k=1+q（11）

q应力集中敏感系数，参考《内燃机设计》知：q=0.7

则k=1+0.7（1.46-1）=1.322

1：曲轴材料对称循环弯曲疲劳极限。参考《内燃机设计》知；1=350MPa

：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：=1.7

：绝对尺寸影响系数，参考《内燃机设计》知，=0.91

：材料对应力循环不对称的敏感系数，参考知：=0.10

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n=350=4.31

1.32290.930.134.6711.70.91[]=1n=350=81.2MPa

4.31:圆角弯曲形状系数，=max=0f1f2f3f4f5

n0：标准曲轴的弯曲形状系数，参考《内燃机设计》知：0=2.2

f1：轴颈重叠度影响系数，参考知：f1=1.0

f2：曲柄宽度影响系数，参考知：f2=0.84

f3：曲柄销空心度影响系数，参考知：f3=1

f4：轴颈减重孔偏心距e的影响系数，参考值：f4=1

f5：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：f5=0.05

所以=2.21.00.84111.17=2.16

nmax125.658.14MPa

2.16满足n[]，达到设计要求。

5.2.2曲轴的扭转强度校核

：圆角名义扭转应力

=Mr

W3D2W：曲柄销抗弯断面系数W=322353mm3324207mm3

M：曲柄销圆角所受扭矩 M=M-Rtir=（Ft-Rti）r

Ft：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Ft=D2PT4（Pt是作用在活塞头部P的分力）

Ftmax=PtmaxD242922Ptmax29220.651899.3N

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Ftmin=PtminD242922(0.61)1753.2N

Rti：主轴颈受到的只做支反力，对于对称结构的曲轴Rti=所以Mtmax=Ftmin=maxFtmaxr1899.327.526115.3N·mm

22-1753.227.5mm

24103.7N·2Ft

2Ftminr2Mmax26115.3M24103.76.20MPa

minmin5.73

W4207W4207maxmin26.205.736.205.735.97MPa

mmaxmin0.54MPa

222n1k

m1：材料扭转疲劳极限，参考《内燃机设计》知：1200MPa

（1.32-1）1.224 K：有效总不均匀系数。Kt1qt(11)则K10.7q：应力集中敏感系数，参考知q=0.7

1：内圆角半径过小引起的固有应力集中系数，参考知11.32

：强化系数，参考知1.7

r：尺寸系数，参考知r=0.89

r：材料对应力循环不对称的敏感系数r0.05

nK-1mr20041.18

1.2245.970.050.541.70.89：圆角扭转形状系数max01234

n0：轴线对称之阶梯轴的扭转形状参数，查考《内燃机设计》知01.3

1：曲柄宽度影响系数，参考知：1=1.57

2：曲柄厚度影响系数，参考知：2=1.26

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3：曲颈重叠度影响系数，参考知：3=0.89

4：轴颈空心偏置距影响系数，参考知：41.0

1.31.571.260.891.02.23

nmax6.202002.78MPa []=-14.85MPa

2.23n41.18满足n[]，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=2.69g/cm3

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H1的确定

压缩高度H1决定活塞销的位置。

H1由活力岸高度H4、环带高度H3以及

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

6.2.3活力岸高度H4的确定

活力岸高度H4决定了第一道环的位置以及热负荷。

四行程汽油机：H4=（0.07～0.10）D。取H4=0.08D=0.0861=4.9mm

6.2.4环带高度H3的确定

环带高度H3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。

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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C1=C2=2mm，油环的轴向高度C3=4mm。

环岸的高度b要求用足够的强度，一般情况下，第一环岸b1=（1.5～2.5）C1，b2=（1～2）C2。取第一环岸b1=1.5C1=1.52mm=3mm，第二环岸b2=1.25C2=1.252mm=2.5mm。所以环带高度H3=C1+b1+C2+b2+C3=（22+3+2.5+4）mm=13.5mm

6.2.5活塞顶部厚度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。=（0.06～0.1）D，四行程机值大多数取下限。取0.07D0.076142mm

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-cos2）/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

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活塞质量mp由活塞顶部质量m1和活塞裙部质量m2两部分构成。

取活塞顶部壁厚为10mm，则活塞顶部的质量为：

m1=[D2(Dd)2]4(H3H4)2.69(612412)4000(13.54.88)79.26g

取活塞裙部壁厚为4mm，则活塞裙部的质量为：

m2=[D2(D8)2]4H22.69(612532)400035.768.75g

所以总得活塞质量为mp=m1+m2=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=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H2=（0.45～0.65）D，取H2=0.50D=0.561=30mm

活塞销外径d1/D=的范围是0.25～0.30，取=0.28，则d1=0.286116.47mm.活塞销外径d1也为连杆小头孔内径d1。

活塞销内径d2=（0.65～0.75）d1，取d2=0.7d1=0.716.511.55mm

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

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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）d1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m3

活塞销的质量为：m3=(d12d22)4l7.83(16.47211.552)400033.7528.60g

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=7.85g/cm3

8.2连杆主要尺寸的确定

由于曲柄半径r=27.5mm，已选取0.275

所以连杆长度：l=r27.5100mm

0.2758.2.2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d1=16.4mm

连杆小头孔内径（加轴瓦）d=（1.05～1.15）d1

取d=1.1d1=1.116.4=18.04mm

连杆小头外径D1=（1.2～1.35）d，取D1=1.30d=1.3018.04=23.21mm

连杆小头宽度B1一般取B1=（1.2～1.4）d1，取B1=1.3d1=1.316.4=21.3mm

8.2.3连杆大头尺寸的确定

连杆大头内径D2=（0.55～0.65）D，取D2=0.60D=0.661=36.6mm

连杆大头内经（加滚针轴承）D2=（0．6～0.68）D，取D2=0.68D=0.6861=42mm

连杆大头外径C=（1.2 ～1.25）D2，取C=1.2 D2=1.242mm=54mm

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连杆大头宽度B2=(0.6～0.7)D2,取B2=0.65D2=0.636.6=22mm

8.2．4连杆杆身尺寸的确定

连杆杆身为工字梁，对于汽车发动机，B初步值可按经验公式求出

B=161559.65,取宽度B=10mm

68.3连杆小头质量m4

连杆小头质量为：m4=45

(D12d12)4B17.85(23.21216.42)400021.335.34g

9心得体会

在这次课程设计中，收获很多。课程设计的过程中。我将许多没来得到领会的理论知识、关键内容进行了回顾，在实践中加以运用，更是令我印象深刻。深切体会到课程设计并非以前所想象的那样纸上谈兵。所用理论、公式都是为实践操作而诞生的。可以说是对我所学知识的一次很好的巩固和回忆。

在设计过程中，我通过查询各种工具书，求教于老师，在摸索中学习了曲柄连杆机构的设计方法，了解到了设计中需要解决的问题。在实践中将各门学科的知识融会贯通，同时，在实际应用中也提高了自己的作图能力以及用excel处理数据和绘制图形的技能。通过学习也了解到了国内外发动机的差距以及目前发动机设计的现状，开阔了我的视野，同时使我对发动机原理及内部结构有了更加深刻的认识，也提高了自身的技能水平。

课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程．”千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义．我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础．

说实话，课程设计真的有点累．然而，当我一着手清理自己的设计成果，漫漫回味这3周的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消．虽然这是我刚学会走完的第一步，也是人生的一点小小的胜利，然而它令我感到自己成熟的许多，另我有了一中”春眠不知晓”的感悟。

通过这次课程设计，我更加深刻低认识到了汽车发动机和摩托车发动机在活塞

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连杆组件上的区别。在摩托车发动机中，连杆大头和曲轴销配合的地方选用了滚针轴承，保证其在高速条件下能达到工作要求。这三周虽然不长，可是我学到的知识远远超过了课本，我不但提高了单独思考的能力，也学会了查找资料的基本能力。总之，这次课程设计虽然任务繁重，可是坚持不懈就会收获良多。

10参考文献

[1]杨连生.内燃机设计.北京：中国农业机械出版社，1981.

[2]周龙保.内燃机学.北京：机械工业出版社，2005.

[3]董静，常思勤.汽车拖拉机发动机.北京：机械工业出版社，2000.

[4]唐增宝.机械设计课程设计.武汉：华中理工大学出版社，1999.

[5]黄华梁.机械设计基础.北京：高等教育出版社，2001.

[6]成大先.机械设计手册.北京：化学工业出版社，2004.

[7]陈家瑞.汽车构造.北京：人民交通出版社，2002.

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