1、作用于活塞连杆机构的力分为缸内气压力运动质量的惯性力摩擦阻力。由于摩擦力的数值较小且变化规律很难掌握，受力分析时把摩擦阻力忽略不计，因此主要研究气压力和运动质量惯性力变化规律对机构构件的作用。计算过程中所需的相关数据参照风冷柴油机，如附表所示。气缸内工质的作用力作用在活塞上的气体作用力等于活塞上下两面的空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即式中活塞上的气体作用力缸内绝对压力大气压力活塞直径，。由于活塞直径是定的，活塞上的气体作用力取决于活塞上下两面的空间内气体压力差，对于四冲程发动机来说，般取，，对于缸内绝对压力，在发动机的四个冲程中，计算结果如表所示，由式计算气压力如表所示。机构的惯性力惯性力是由于运动不均匀而产生的，为了确定机构的惯性力，必须先知道其加速度和质量的分布。
2、并只沿着圆周做旋转运动的质量，如图所示图连杆质量的换算简图为了保证代换后的质量系统与原来的质量系统在力学上等效，必须满足下列三个条件连杆总质量不变，即。连杆重心的位置不变，即。连杆相对重心的转动惯量不变，即。其中，连杆长度，为连杆重心至小头中心的距离。由条件可得下列换算公式用平衡力系求合力的索多边形法求出重心位置。将连杆分成若干简单的几何图形，分别计算出各段连杆重量和它的重心位置，再按照索多边形作图法，求出整个连杆的重心位置以及折算到连杆大小头中心的重量和，如图所示图往复直线运动部分的质量活塞包括活塞上的零件是沿气缸中心做往复直线运动的。它们的质量可以看作是集中在活塞销中心上，并以表示，为汽缸直径。质量与换算到连杆小头中心的质量之和，称为往复运动质量，即。
3、。由上述换算方法计算得往复直线运动部分的质量。二作用在活塞上的总作用力由前述可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力和往复惯性力，由于作用力的方向都沿着中心线，故只需代数相加，即可求得合力三活塞上的总作用力分解与传递如图所示，首先，将分解成两个分力沿连杆轴线作用的力，和把活塞压向气缸壁的侧向力，其中沿连杆的作用力为而侧向力为图作用在机构上的力和力矩连杆作用力的方向规定如下使连杆受压时为正号，使连杆受拉时为负号缸壁的侧向力的符号规定为当侧向力所形成的反扭矩与曲轴旋转方向相反时，侧向力为正值，反之为负值。当时，根据正弦定理，可得求得将分别代入式式，即得连杆力，侧向力。本章小结本章首先分析了活塞连杆机构的运动情况，重点分析了活塞的运动，在此基础上分析了。
4、，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。二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车辆与动力工程学院毕业设计说明书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。
5、，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车辆与动力工程学院毕业设计说明书则校核合格。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。车辆与动力工程学。
6、参考文献周龙保内燃机学北京机械工业出版社袁兆成内燃机设计北京机械工业出版社陈家瑞汽车构造北京机械工业出版社王定祥现代工程机械柴油机北京机械工业出版社赵新房看图学修柴油机北京人民邮电出版社万欣等内燃机设计天津天津大学出版社，高秀华等内燃机北京化学工业出版社，詹友刚野火版机械设计教程北京机械工业出版社，谭荣望等内燃机结构设计北京中国铁道出版社，唐开元柴油机增压原理北京国防工业出版社，柴油机设计手册编辑委员会柴油机设计手册上册中国农业机械出版社，肖永宁，潘克煌，韩国诞内燃机热负荷和热强度北京机械工业出版社，徐兀，汽车发动机现代设计北京人民交通出版社佟景伟，李林安，李鸿琦等在温度和机械载荷作用下活塞应力与变形的三维有限元分析内燃机学报，张冶，洪雪三维工程设计与渲染教程清华大学出版社，袁峰机械设计。
7、实例教程清华大学出版社，车辆与动力工程学院毕业设计说明书致谢在本文完成之际，向我最尊敬的导师罗浩老师致以最诚挚的敬意和最衷心的感谢。几个月以来，他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，罗老师言传身教，身体力行地不断培养我思考，深入探索，解决实际问题的能力，使我受益匪浅。此外还要感谢那些给予过我关心帮助的同学，正是有了大家的关怀鼓励，此设计才得以顺利完成。同时还要感谢大学四年来所有的老师，为我们打下良好的汽车专业知识的基础为我们以后的工作实践做好了铺垫。毕业设计虽已完成，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。车辆与动力工程学。
8、院毕业设计说明书第章结论本次设计的风冷柴油机以市场导向为依据而设计出来的，具有工作可靠性高使用保养方便工作寿命长等优点。在完成整个设计过程后，总结了以下结论首先经过几种方案的比较，最终确定了设计方案，本设计以风冷柴油机作为参照，确定了相关参数，以便进行下步的设计计算。以传统运动学和动力学的理论知识为依据，对活塞连杆机构的受力进行了系统的分析，并以此作为零件强度刚度和和磨损等问题的依据。在此基础上，又进行了动力学方面的理论分析，重点分析了活塞的运动规律。对活塞连杆机构的主要零部件活塞连杆以及机构的其它零件如螺栓等进行了主要结构参数的设计计算，并通过校核检验尺寸选取的是否合适。分析了零部件的工作条件，总结应满足的设计要求，合理选择材料，以满足强度和刚度的校核。车辆与动力工程学院毕业设计说明书。
9、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。车辆与动力工程学院毕业设计说明书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，预紧力由两部分组成是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力二是保证发动机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力。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，即轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力。
10、在垂直摆动平面内为连杆杆身的安全系数为式中材料在对称循环下的拉压疲劳极限，合金钢，取车辆与动力工程学院毕业设计说明书材料对应力循环不对称的敏感系数，取工艺系数，，取。则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。连杆大头的结构设计与强度刚度计算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斜切口，大头凸台高度，取，取。
11、每个工作过程的气体压力变化情况，进步推导出各过程气体力的理论计算公两端为固定支点，长度为，因此在摆动平面内的合成应力为式中系数，对于常用钢材，，取计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，。将式改为式中连杆系数，则摆动平面内的合成应力为同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为车辆与动力工程学院毕业设计说明书将式改成式中连杆系数，。则在垂直于摆动平面内的合成应力为和的许用值为，所以校核合格。连杆杆身的安全系数连杆杆身所受的是非对称的交变循环载荷，把或看作循环中的最大应力，看作是循环中的最小应力，即可求得杆身的疲劳安全系数。循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为。
12、。加速度从运动学中已经知道，现在需要知道质量分布。实际机构质量分布很复杂，必须加以简化。为此进行质量换算。机构运动件的质量换算质量换算的原则是保持系统的动力学等效性。质量换算的目的是计算零件的运动质量，以便进步计算它们在运动中所产生的惯性力。表缸内绝对压力计算结果四个冲程终点压力计算公式计算结果进气终点压力压缩终点压力膨胀终点压力排气终点压力注平均压缩指数取压缩比，平均膨胀指数取最大爆发压力取此时压力角，取。表气压力计算结果四个冲程进气终点压缩终点膨胀终点排气终点连杆质量的换算连杆是做复杂平面运动的零件。为了方便计算，将整个连杆包括有关附属零件的质量用两个换算质量和来代换，并假设是集中作用在连杆小头中心处，并只做往复运动的质量是集中作用在连杆大头中心处，。
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