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?y?k2Pc （4.11） fml21492式中：k2—连杆系数，k2?1?cfm?1?0.002??154.45?1.1。
4Iy4?23395.57则在垂直于摆动平面内的合成应力为：
?y?1.1?17521.614?124.79MPa
154.45?x和?y的许用值为250~400MPa ，所以校核合格。
（3）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?x或?y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?a和平均应力?m，在连杆摆动平面为： ?a??x??12?129.33?68.11?30.61MPa （4.12）
2129.33?68.11?98.72MPa （4.13）
2 ?m?在垂直摆动平面内为：
?a??x??12??y??12?124.79?68.11?28.34MPa （4.13）
2124.79?68.11?96.45MPa （4.14）
2 ?m?连杆杆身的安全系数为：
?y??12? n??-1?a????m?? （4.15）
2式中：?-1—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，?-1?2.5~3.5?10N/mm（合金钢），取
2?-1?2.5?102N/mm2；
??—材料对应力循环不对称的敏感系数，取??=0.2；
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??—工艺系数，???0.4~0.6，取0.45。
则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：
2.5?102n??2.8
30.61?0.2?98.720.45在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：
2.5?102n??3.0
28.34?0.2?96.450.45杆身安全系数许用值在1.5~3的范围内，则校核合格。
4.1.5 连杆大头的结构设计与强度、刚度计算
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。
2、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一个整体，弹性的大头盖支承在刚性的连杆体上，固定角为?0，?0通常取40?，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一致，大头的曲率半径为C2。 连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：
P2?Pjmax?Pr?10519.681?6923.799?17443.48N
作用在危险断面上的弯矩M1和法向力N1由经验公式求得：
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M1?P2?C63.881(0.0127?0.00083?0)?17443.48??（0.0127?0.00083?40）?25545.222 N1?P2(0.522?0.003?0)?17443.48?(0.522?0.003?40)?11198.71N （4.16） 由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：
M?M1 （4.17）
I?1?I作用于大头盖中间断面的法向力为：
N?N1 （4.18） A?1?A式中：I，I?—大头盖及轴瓦的惯性矩，mm4，
C?d363.881?50.33)26.73?(）B2h22I????5579.727mm4 121212B2h3B2?326.73?2.53‘I????34.81mm4，
1212123B2( A，A?—大头盖及轴瓦的断面面积，mm2，
A?B2h?26.73?63.881?50.3?181.51mm2，
2A??B2???26.73?2.5?66.825mm2，
在中间断面的应力为：
??MN? （4.18） WA式中：W—大头盖断面的抗弯断面系数，
W?计算连杆大头盖的应力为：
B2h?6226.73?(63.881?50.3)2?1394.93mm3 6M1N125545.1811198.7134.8166.825I?A?1?1?1?1?5579.727?181.51?63.29MPa I?A???WA1394.93181.51一般发动机连杆大头盖的应力许用值为150~200MPa，则校核合格。
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4.2 连杆螺栓的设计
4.2.1 连杆螺栓的工作负荷与预紧力
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。
发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力P和最大拉伸载荷Pj，预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦过盈度所必须具有的预紧力P1；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P2[15]。
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P由实测统计可得MPa，1由轴瓦最小应力?min?200~300P1一般为10~65N，取30N，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，P2应较理论计算值
??13043大些，一般取P2?.11N。 （0.75~0.8）Pj?max，取P2?0.75Pmax4.2.2 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
???P?s （4.20） Fminn?dM24?式中：Fmin—螺栓最小截面积，Fmin???8.0924?51.38mm2；
P—螺栓的总预紧力，P?P.11?13073.11N； 1?P2?30?13043n—安全系数，n?1.5~2.0，取1.7；
?s—材料的屈服极限，一般在800MPa以上[16]。
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那么连杆螺栓的屈服强度为：
??13073.11?254.43MPa
51.38???sn?800?470.59MPa则校核合格。 1.74.3 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。
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