在上止点，最大压缩力为：
Pc?pgmax?Pj
?7001.933?(?10519.681)?17521.614N
连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为l?149mm；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为l'?l?24.22?47.82?113mm，因此在摆动平面内的合成
Pl2应力为： ?x?(1?cfm)c
Ixfm式中：c—系数，对于常用钢材，c?0.0003~0.004，取c?0.002；
Ix—计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩，mm4。 Ix?1130.734?24.23[BH3?(B?t)h3]?[21.87?30.083?(21.87?4.374)?()]12122
?49155.902mm4；
将式改为： ?x?k1Pc fml21492式中 k1—连杆系数，k1?1?cfm?1?0.002??154.45?1.14；
Ix49155.902则摆动平面内的合成应力为：
17521.614?129.33MPa
154.45?x?1.14?同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：
Pl2 ?y?(1?cfm)c
4IyfmIy?1130.734?24.230.734?24.2[(H?h)B3?ht3]?[(30.08?)?21.873??4.3743]121222 ?23395.57mm4 将式（4.10）改成 ?y?k2Pc fml21492式中：k2—连杆系数，k2?1?cfm?1?0.002??154.45?1.1。
4Iy4?23395.578
则在垂直于摆动平面内的合成应力为：
17521.614?y?1.1??124.79MPa
154.45?x和?y的许用值为250~400MPa ，所以校核合格。 3.1.4 连杆大头的结构设计
1、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D2、长度B2、连杆轴瓦厚度?2和连杆螺栓直径dm。其中在D2、B2在曲轴设计中确定，D2?47.8mm，B2?26.73mm，则大头宽度b2?26.73mm，轴瓦厚度?2?（1.5~3）mm，取?2?2.5mm，大头孔直径
d2?50.3mm。
连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度H1?H2?(0.35~0.5)d2，取H1?0.45d2?22.64mm，取H2?0.43d2?21.63mm，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离C?(1.24~1.31)d2，取C?1.27d2?63.881mm，一般螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3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。
3.2 连杆螺栓的设计
根据气缸直径D初选连杆螺纹直径dM，根据统计dM?(0.1~0.12)D，取
dM?0.1D?8.09mm。
?连杆上的螺栓数目为2，则每个螺栓承受的最大拉伸载荷Pj为往复惯性力Pj和旋
转惯性力Pr在气缸中心线上的分力之和， 即 Pj??Pj?Pr?cos?210519.681?6923.799?cos13???18633.01N （4.19）
2轴瓦过盈量所必须具有的预紧力P1由轴瓦最小应力?min?200~300MPa，由实测统计可得P1一般为10~65N，取30N，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，
??13043P2应较理论计算值大些，一般取P2? （0.75~0.8）Pj?max，取P2?0.75Pmax.11N。
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第4章 曲轴的设计
1 曲柄销的直径和长度
首先是确定曲柄销的直径D2。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的D2
值，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机，D2/D?0.60~0.65，D为气缸直径，已知
D=80.985mm，则，曲柄销直径取为D2=0.60D=47.80mm。
曲柄销的长度l2是在选定的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使l2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计
l2/D2=0.50~0.70，取l2=0.59D2=28mm。
2 主轴颈的直径和长度
从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取D1?(1.05~1.25)D2，取
D1=1.13D2=54mm。
据统计l1/D?0.3~0.4，取l1=0.31D=25.11mm，取26。 3 曲柄
曲柄的宽度b/D?0.75~1.2，取b?1.1D?89.3mm，取80，厚度h/D?0.18~0.25，取h?0.22D?18.08mm,取18。
曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度?根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴?的只有0.5~1mm，取?=1mm。
曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径?可使圆角应力峰值降低，至少不能小于0.05D2或2.5mm，取?=3mm。
第5章 曲柄连杆机构的创建
运用CATIA软件分别对曲柄连杆机构的各个零件进行模型的建立，步骤如下：
5.1 活塞的创建
1、创建活塞轮廓
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2、创建活塞销座、
5.2 连杆的创建
1、创建连杆体杆身、连杆体大小头
2、创建连杆体两侧凸台、两侧凸台螺纹孔
5.3 曲轴的创建
1、创建平衡块、主轴颈、曲拐
2、曲轴曲拐部分的镜像
3、创建曲轴两端特征
第6章 曲柄连杆机构
活塞及连杆的装配
1、向组件中添加连杆体 2、向组件中添加连杆衬套
选择“插入”选项，将连杆衬套的外侧圆柱面以连杆体的小端面以插入的方式相配合。
3、向组件中添加连杆轴瓦
（1）选择“对齐”选项，“偏移”为“重合”，并选择相重合的平面，然后【反向】。 （2）选择“约束类型”为“插入”，选取轴瓦的外侧圆柱面和连杆体的大端孔内侧圆柱面，使这两个曲面以插入的方式相配合。
（3）同样的方法完成另一块连杆轴瓦的装配。 4、向组件中添加连杆盖 5、向组件中添加连杆螺栓 6、向组件中添加曲轴
选择“用户定义”为“销钉”选项，分别通过【轴对齐】、【平移】，分别选取对应
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的轴和面，使其相匹配，选取完成曲轴的连接。
7、向组件中添加连杆组件
运用【添加元件】，“插入”已创建好的连杆组件，选择“销钉”选项，分别选取连杆组件和曲轴的对应面，通过【轴对齐】和【平移】。
8、向组件中添加活塞组件
第7章ANSYS分析
1、活塞的ANSYS分析 导入活塞的CATIA模型
2、连杆的ANSYS分析
连杆导入、网格化分、施加力、约束、生出结果
结论 在完成整个设计过程后，总结了以下结论：
（1）首先经过几种方案的比较，最终确定了设计方案，本设计以捷达EA113汽油机作为参照，确定了相关参数，以便进行下一步的设计计算。
（2）以传统运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄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。
（3）对曲柄连杆机构的主要零部件曲轴、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。
参考文献
[1]叶 奇．发动机曲柄连杆机构多体动力学建模的若干问题[J]．机电工程，2007．12． [2]尤小梅．发动机曲轴动力学仿真研究[J]．沈阳工业学院学报，2004．4．
12
[3]郝宝林．发动机曲柄连杆机构建模与仿真[J]．哈尔滨工业大学学报，2006．6． [4]杨连生．内燃机设计[M]．北京：中国农业机械出版社，1980．6． [5]陈家瑞．汽车构造[M]．北京：人民交通出版社，2002．4．
[6]束永平．汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析[J]．东华大学学报，2005．12． [7]周松鹤．工程力学（教程篇）[M]．北京：机械工业出版社．2003．2．
[8]石津俊．发动机曲轴弯曲疲劳强度的可靠性分析[J]．武汉工学院学报，2005．7．
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