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果不用结构措施（如平衡块）消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机承受支反力，它不产生转矩和倾覆力矩。在本次设计中，用平衡块结构措施消除，所以在计算中可以忽略它。
作用在活塞销中心的力，是Fj和Fp合力。即F= Fj+Fp。把该力分解到连杆方向P2和垂直于气缸中心线方向P1。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。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下列关系式：
侧压力P1?Ptan? （1-20）
P2?Pcos? （1-21）
Psin?????cos?连杆力
切向力
Pt?P2sin?????? （1-22）
径向力 20015010050Pk?P2cos??????Pcos?????cos? （1-23）
侧压力连杆力MPa0-50-100-150-200角度(。)0200400600800图10 侧压力连杆力图
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15010050切向力径向力MPa0-50-100-150角度(。)0100200300400500600700800图11 切向力径向力图
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第三章 发动机连杆的设计
连杆是发动机的重要组成部分，主要由连杆大头、大头盖、连杆轴瓦及连杆螺栓等部分组成。其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴。连杆小头与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲轴一起作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面摆动。连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷。由于受力比较复杂并且需要实验来指导，因此设计时应综合考虑。
内燃机的连杆组包括连杆体、连杆盖、连杆轴瓦和连杆螺栓。而连杆体又常分为连杆小头、杆身和大头三部分。连杆组的作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞组上的力传给曲轴。
3.1连杆设计概述
根据以上分析可知，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，在设计时应首先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度。如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖或杆身的断裂，造成严重事故。同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲，大头孔的失圆使连杆轴承的润滑受到影响;杆身在曲轴轴线平面内的弯曲，使活塞在气缸内歪斜，造成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨.活塞组与气缸间捅气、窜油。经验表明，对强化程度不高的发动机来说，刚度比强度更重要。
很显然，为了增加连杆的强度和刚度，不能简单地依靠加大结构尺寸来达到，因为连杆重量的增加使惯性力相应增加，所以连杆设计的一个主要要求是在尽可能轻巧的结构下保证足够的刚度和强度。为此，必须选用高强度的材料，合理的结构形状和尺寸;采取提高强度的工艺措施等。
设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度l。它通常是用连杆比
??r/l来说明的，人值越大，连杆越短，则发动机总高度(立式发动机)或总宽度(卧式发
动机)越小。在V型发动机上，则总高度和总宽度可同时缩小。所以为使发动机紧凑轻巧，现代高速发动机设计中的总趋势是尽量缩短连杆长度。目前孔值己大到l /3.2，常用范围为1/4~1/3.2。但是，连杆长度必须根据发动机的总体布置才能最后确定。过短的连杆在运动过程中有可能与气缸套的下端
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相碰。 从理论上分析，连杆缩短会引起活塞侧压力PN加大，可能增加活塞与气缸的摩擦和磨损。但是经验证明，直到??1/3为止，这种影响并不大。
对于四冲程高速内燃机来说，最合理的连杆长度应该是保证连杆及相关机件在运动时不与其他机件相碰情况下的最短长度。由于连杆长度的偏差直接影响发动机的压缩比和装配关系，所以其制造公差要保持在±0.05~±0.1的范围内。
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力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。
“工”字形断面的平均相对高度H/D=0.2~0.3(汽油机)。高宽比H/B=1.4~1.8。对于汽车发动机B初步值可按以下经验公式求出
B?16DS(厘米） 式中 D、S分别为气缸直
径和冲程(厘米)。 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，Hmax//Hmin值最大到1.3左右，在杆身到小头和大头的过渡处须用足够大的圆角半径。
3.2连杆尺寸设计
连杆长度由杆比?来说明，而?=r/l，?值越大，连杆越短，则发动机的总高度越小。参考杨连生版《内燃机设计》设计， l=166mm。
连杆小头位于活塞内腔，尺寸小、轴承比压高、温度较高。本次设计汽油机的连杆材料选取为45钢，密度?=7.85g/cm3.
连杆小头的内径，参考杨连生版《内燃机设计》设计， d1/D=0.25～0.3， 取d1=0.3D=28mm，
连杆小头的外径，参考杨连生版《内燃机设计》设计， D1/d=1.2～1.35， 取D1=1.25d=38mm，
连杆小头的宽度，参考杨连生版《内燃机设计》设计，B1/d1=1.2～1.4， 取B1=1.2d1=28mm，
衬套外径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，d1/d=1.05~1.15， 取d=1.1 d1 =24mm
连杆大头的结构与尺寸基本上决定了曲柄销直径D2、长度B2、连杆轴瓦厚度等等，对
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曲轴的强度、刚度和承压能力有很大的 影响。大头的外形尺寸又决定了凸轮轴位置和曲轴箱形状，大头的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，有时还不得不为此而增加平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度和刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。
连杆大头内径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，D2/D=0.55～0.65， 取D2=0.59D=57mm
连杆大头外径，参考杨连生版《内燃机设计》设计，D′2/D=0.60～0.68， 取D′2 =0.63D=79mm
连杆螺栓孔间距离，参考杨连生版《内燃机设计》设计，C/ D′2 =1.2～1.25, 取C=1.2D′2 =70mm
高度H3，参考杨连生版《内燃机设计》设计，H3 / D′2 =0.35～0.4，取H3 =0.38D′2=20mm 高度H4 ，参考杨连生版《内燃机设计》设计，H4/ D′2 =0.38～0.44，取H4=0.4D′2=21mm
3.3连杆小头强度的计算
衬套过盈配合的预紧力及温升产生的应力
Δ??tp?1E(D1?dD-d21222d?μ)?1E'
(d?d1d-d22122?μ)式中d2—小头外径，为36mm；
d1—小头内径，为25mm；
α'—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜，可取 α'=1.8*10-5 (1/c）；
0α—连杆小头材料的线膨胀系数，对于钢可取α=1.0?10?5(1/c）；
0μ,μ'—泊桑比，一般可取μ=μ'=0.3；
E—连杆小头材料的弹性模数对于刚，E=2.2?10N/mm
''E—衬套材料的弹性模数，对于青铜，E=1.15?10N/mm
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