连杆机构设计word版
曲柄连杆机构设计
活塞和连杆小头 ➢ 往复直线运动，速度高、不断变化 ➢ 上止点下止点，速度变化规律：
零增大最大(临近中间)减小零 活塞向下运动:
前半行程加速运动，惯性力向上，Fj； 后半行程减速运动，惯性力向下，F’j 活塞向上运动:
前半行程惯性力向下 后半行程惯性力向上
往复惯性力与离心力 Parts inertia and centrifugal force
设在前端。 2. 止推轴承设置在后端则可以避免曲轴各曲拐承受功率消耗者的轴向推
力的作用。 3. 从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，也可设在曲轴中央。
11、曲轴的油封装置
发动机工作时，为了防止曲轴前后端沿着轴向漏油，曲轴应有油封装置。在高 速内燃机上采用的油封结构都是组合式的，常用的有： 1）甩油盘和反油螺纹； 2）甩油盘和填料（石棉绳）油封； 3）甩油盘和橡胶骨架式油封；
螺钉可能承受剪切力，要设计定位凸台或定位齿。
8、油孔的位置和尺寸
将润滑油输送到曲轴油道中去的供油方法有两种： ①集中供油 ②分路供油 ①润滑油一般从机体上的主轴油道通过主轴承的上轴瓦引入。因为上轴瓦仅承受惯性 力的作用，比下轴瓦受力要低一些。 ②从主轴颈向曲柄销供油一般采用斜油道。直的斜油道结构最简单，但有两个主要缺 点：一是油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重。二是斜油道相对轴承 摩擦面是倾斜的，润滑油中的杂质受离心力的作用总是冲向轴承的一边。
1.、曲轴的工作情况、设计要求 曲轴是内燃机中价格最贵的重要零件。曲轴的成本大致占整机成本的
1/10 。 曲轴承受着不断周期性变化的缸内气体作用力、往复惯性力和旋转惯性
力引起的周期性变化的弯曲和扭转负荷。 曲轴还可能承受扭转振动引起的附加扭转应力 。 曲轴最常见的损坏原因是弯曲疲劳。所以，保证曲轴有足够的疲劳强度
连杆机构的设计1（5页）
连杆机构的设计1（5页）第一篇：连杆机构的设计1(5页)连杆机构的设计是机械原理中关于机构设计的重要内容。
它的设计有多种类型，其中按照行程速比系数进行设计是考试中最常见的类型，本文先举一个例子来说明其设计过程。
问题：设计一曲柄摇杆机构ABCD。
已知摇杆CD的长度 290 mm，摇杆两极限位置间的夹角，行程速比系数K = 1.25，连杆BC的长度260 mm。
试求曲柄的长度AB和机架AD的长度。
问题分析：设计四杆机构，实际上要确定两个固定铰链A,D的相对位置，以及AB,BC,CD的长度。
这里共有5个设计要素。
这里先进行简单的分析。
（A）固定铰链D的位置。
随便取一个作为初始位置。
已知。
（B）固定铰链A的位置。
待定。
（C）AB的长度。
待定。
（D）BC的长度。
已知，为260mm.（E）CD的长度。
已知，为290mm.这里的关键是要求出铰链A的位置，一旦确定后，根据AC的一个位置，就可以计算AB的长度。
确定铰链A的位置。
由于A在几何上就是一个点，要确定一个点的位置，在作图中基本上都是通过两根线相交而得来的。
这就是说，先根据某些已知条件得到A所在的一个曲线，再根据另外的已知条件得到A所在的另外一条曲线，二者相交得到A点的位置。
显然，这里根据形成速比系数就可以得到A点所在的一个圆，而另外A点所在的一条曲线，我们随着分析的深入，在解题过程中确定。
(1)计算极位夹角首先，计算极位夹角。
根据形成速比系数的定义，可以得到因此，极位夹角是20度。
（2）作出摇杆的两个位置然后，根据题意随便取一个点做出固定铰链A，然后随便做一个290mm的长度C1D作为摇杆的第一个位置，顺时针转动32度得到另外一个位置C2D。
（3）根据极位夹角确定转动副A所在的圆下面根据据极位夹角确定A点所在的圆。
连接C1C2.过C1作一条直线垂直于C1C2；过C2作一条直线，与C2C1的夹角是90-20=70度；上述两条直线相交于一点，该点命名为E点。
第三章 连杆设计
图3-11确定不同φ值时的 N0和M0的曲线
•小头在拉伸载荷作用下，在任意断面上产生的内、外表应力，以 及小头在压缩载荷下，在任意断面上产生的内、外表应力均用下列 公式计算： •ζ
α
={2M(6rm+h)/[h(2rm+h)]+KN}/αh
•ζ i ={-2M(6 rm-h）/ [h（2 rm-h）]+KN}/αh
第三章 连杆组设计
第一节
概述
一、组成：连杆体(小头、杆身、连杆大头)、连杆盖、
连杆螺栓、连杆瓦、小头衬套。
二、功用：连杆组将活塞上所受的力传递给曲轴变成转
矩，同时将活塞的往复运动变为曲轴的旋转运动。
三、工作情况：
运动形式
连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动；
连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起作旋转运动。 因此，连杆体除了有上下运动外，还左右摆动，作复杂 的平面运动。
d. 在φ =0°的断面上（即小头中心截面）的弯矩和法向力
M0j=Fjrm(0.00033φ-0.0297) N0j =Fj (0.572-0.0008φ)
e.与铅垂平面夹角为 的连杆小头上的任意断面Ⅱ—Ⅱ，其弯矩和 法向力： 在0°≤φ ≤ 90°时： M1j=M0j+ N0j rm(1-cosφ)-Fjrm(1-cosφ ) N1j = N0j cos φ +0.5Fj (1-cosφ ) 在90°≤φ ≤ φ 时： M2j=M0j+ N0j rm(1-cosφ)-0.5Fjrm(sinφ -cosφ ) N2j = N0j cos φ +0.5Fj (sinφ -cosφ )
图3-10连杆小头受压时 载荷分布和固定脚
曲柄连杆机构详细设计
第二章发动机曲柄连杆机构第一节曲柄连杆机构概述1. 功用曲柄连杆机构是内燃机实现工作循环，完成能量转换的传动机构，用来传递力和改变运动方式。
工作中，曲柄连杆机构在作功行程中把活塞的往复运动转变成曲轴的旋转运动，对外输出动力，而在其他三个行程中，即进气、压缩、排气行程中又把曲轴的旋转运动转变成活塞的往复直线运动。
总的来说曲柄连杆机构是发动机借以产生并传递动力的机构。
通过它把燃料燃烧后发出的热能转变为机械能。
2.工作条件发动机工作时，曲柄连杆机构直接与高温高压气体接触，曲轴的旋转速度又很高，活塞往复运动的线速度相当大，同时与可燃混合气和燃烧废气接触，曲柄连杆机构还受到化学腐蚀作用，并且润滑困难。
可见，曲柄连杆机构的工作条件相当恶劣，它要承受高温、高压、高速和化学腐蚀作用。
3.组成曲柄连杆机构的主要零件可以分为三组，、和。
第二节机体组机体是构成发动机的骨架，是发动机各机构和各系统的安装基础，其内、外安装着发动机的所有主要零件和附件，承受各种载荷。
因此，机体必须要有足够的强度和刚度。
机体组主要由气缸体、曲轴箱、气缸盖和气缸垫等零件组成。
气缸体（图2-1）图2-11.气缸体(cylinder block)水冷发动机的气缸体和上曲轴箱常铸成一体，称为气缸体--轴箱，也可称为气缸体。
气缸体一般用灰铸铁铸成，气缸体上部的圆柱形空腔称为气缸，下半部为支承曲轴的曲轴箱，其内腔为曲轴运动的空间。
在气缸体内部铸有许多加强筋，冷却水套和润滑油道等。
气缸体应具有足够的强度和刚度，根据气缸体与油底壳安装平面的位置不同，通常把气缸体分为以下三种形式。
（如图2-2）图2-2（１）一般式气缸体：其特点是油底壳安装平面和曲轴旋转中心在同一高度。
这种气缸体的优点是机体高度小，重量轻，结构紧凑，便于加工，曲轴拆装方便；但其缺点是刚度和强度较差（２）龙门式气缸体：其特点是油底壳安装平面低于曲轴的旋转中心。
它的优点是强度和刚度都好，能承受较大的机械负荷；但其缺点是工艺性较差，结构笨重，加工较困难。
四连杆受力分析word版本
四连杆受力分析不计摩擦时机构的受力分析根据机构所受已知外力（包括惯性力）来确定个运动副中的反力和需加于该机构上的平衡力。
由于运动副反力对机构来说是内力，必须将机构分解为若干个杆组，然后依次分析。
平衡力（矩）一一与作用于机构构件上的已知外力和惯性力相平衡的未知外力（矩）相平衡的未知外力（矩）已知生产阻力平衡力（矩）一一求解保证原动件按预定运动规律运动时所需要的驱动力（矩）已知驱动力（矩）平衡力（矩）一—求解机构所能克服的生产阻力一.构件组的静定条件——该构件组所能列出的独立的力平衡方程式的数目.§3-4不计摩擦时机构的受力分析根据机构所受已知外力（包括慣性力）来确定个运动副中的反力和需加于该机构上的平衡力乜由于运动副反力对机构来说足内力，必须将机构分解为若干个杆组，然后依次分析多沪宰術力r«j ——与作用于机已知外力A18K力相平飯的未知外力（更）已知生产阻力平衡力（矩）——求解保证原动件按预定运动规律运动时所需要的驱动力（矩）已知驱动力（矩）■平衡力（矩）——求解机构所能克服的生产阻力r 构件组的静定条件——孩脚件组所能则出的独P 的力平痢疗程式的數目.用等于构件塑中險有力曲未知嬰素的数目。
豪丈首力毕衡方烈丸的it 貝=所有力召来知要盍的撤口 *2）移动副 ——（2个）{-大*b ----- ?方向——垂直移动导路 柞用A ——？3）平面高副——（1个）「九 J* ?F ff :方匀一法线I 作用点——挟*k 点2•榔件t 运动聞中反力的未初里索"转动副——（2个）[X.4* ----- ?方甸——？杵用点——转动副中心A设某构件组共有H个构件.丹个低副.几个高副>一个构件可以列出s个独立的力平衡方程，用个构件共有佝个力平衡方程>一个平面低副引入2个力的未知数，的个低副共引入切彳个力的未知数>—个平面高副引入1个力的未知数.几个低副共引入几个力的未知数轲件《Li6奮龙秦件』| 3“匚2巧;耳而当构件组仅有低副时，则为* 3/f = 2P f结怡：空本杆组寿满足#岌条件二.用图解法作机构的动态静力分析步骤:1）对机构进行运动分析，求出个构件的。
连杆设计说明书
H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y连杆机构设计设计说明书课程名称：机械原理设计题目：连杆机构设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：哈尔滨工业大学大作业1 连杆机构运动分析25题：如图1-25所示机构，已知机构各构件的尺寸为齿轮1，齿轮2，齿轮5的齿数分为z1=17，z2=z5=40，BC=70mm，CD=270mm，EF=80mm，DE=240mm,DG=500mm,h=160mm,齿轮1的角速度为w1=10rad/s,试求点D的轨迹及构件7上点G的位移，速度和加速度，并对计算结果进行分析。
一．机构分析:考虑到BC杆和EF杆的长及齿轮间的传动，取齿轮模数为6，BF间的距离为300mm，由此可确定AB上述机构可简化为下图中所示机构，其中BC和EF杆的角速度相等（大小相同，方向相同），所以该机构只有一个自由度。
建立如图所示的坐标系：该机构可划分为以下几个基本杆组：RRRRRRRP二.各杆组的运动分析数学模型：（1）RR:已知A点的坐标，速度，加速度和AB杆的距离l i，求B点的运动量。
位置：x B=x A+l i cosφi ; y B=x A+l i cosφi速度和加速度：dx B dt =ẋA−φil i sinφi;dx Bdt=ẋA−φil i sinφi;d2x B dt2=ẍA−φi2l i cosφi−φil i sinφi;d2x B dt2=ÿA−φi2l i sinφi+φil i cosφi（2）RRR：已知两杆杆长和两个外运动副B，D的位置，速度和加速度。
求运动副C的运动量和两杆的角位置，角速度和角加速度。
由x c=x B+l i cosφi =x D+l j cosφj; （1）y c=y B+l i sinφi =y D+l j sinφj;（2）可得φi =2arctan B0±√A20+B20−C20A0+C0(B0=2l i(y D−y B)，C0=l i2+l BD2−l j2) （B，C，D逆时针排列时取负号，反之取正号）由此可求得x c，y c，之后可以得到φj。
连杆机构设计说明书
机械原理课程设计说明书设计题目平面连杆机构特性分析工程机械学院工业设计专业 2011250101班设计者肖丹 201125010131赵越 201125010132鲁崧201125010107 指导教师张伟社2014年1月16号目录一、设计题目简介及设计要求 (2)1.机构简介 (2)2.设计内容 (3)二、VC++程序设计说明 (5)1、四杆机构类型分析思路 (5)2、急回运动特性分析 (5)3、最大传动角和最小传动角 (5)三、程序设计 (6)1、设计思路 (6)2、程序代码 (6)3、程序框图 (10)4、图解法分析 (11)5、程序结果与解析法结果对比 (12)四、参考文献 (12)五、设计心得 (13)3.3图解法分析四杆机构的特性已知机架AD长500mm，连杆BC长350mm，连架杆1长200mm，连架杆2长450mm。
用Auto CAD画图解得极位夹角为11.459°课程设计心得体会两周的课程设计结束了，在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识，也培养了我如何去把握一件事情，如何去做一件事情，又如何完成一件事情。
在设计过程中，与同学分工设计，和同学们相互探讨，相互学习，相互监督。
学会了合作，学会了运筹帷幄，学会了宽容，学会了理解，也学会了做人与处世。
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．在此感谢我们的张伟社老师.，老师严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样；老师循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪；这次课程设计的每个细节和每个数据，都离不开老师您的细心指导。
而您开朗的个性和宽容的态度，帮助我能够很顺利的完成了这次课程设计。
连杆机构设计与分析精品文档
连杆尺寸 为无穷大
正弦机构
从动件3的位移与原动 件1的转角成正比：
slABsin
移动副可认为是回 转中心在无穷远处 的转动副演化而来
◆ 改变运动副的尺寸
曲柄滑块机构
★当曲柄AB的尺寸较小时， 由于结构需要，常将曲柄作成 几何中心与回转中心不重合的 圆盘，称此圆盘为偏心轮。
★几何中心与回转中心间的距 离称为偏心距，等于曲柄长。
38
2. 铰链B、C位置未定
◆ 已知连杆长度及两预定位置S1、S2，及两固定铰 链A、D位置，设计该四杆机构。 用反转法
设计步骤：
S1
E2
S2
F2
E2 B1
F2 C1 D’
A S1
B1
A
D
A’
A
D
C1 机构转化法或反转法：指根据机
构的倒置理论，通过取不同构件
为机架，将问题转化为按连杆预
定位置设计四杆机构的方法。
四杆机构应用非 常广泛，且是多 杆机构的基础
着 重 讨
四杆机构结构 特点：
原动件的运 动经过不与机 架直接相连的 中间构件传递 到从动件上。
中间构件称为 连杆。
连杆机构的优点：
①连杆机构为低副机构，运动副为面接触，压强小， 承载能力大，耐冲击； ② 运动副元素的几何形状多为平面或圆柱面，便于加 工制造； ③在原动件运动规律不变情况下，通过改变各构件的 相对长度可以使从动件得到不同的运动规律； ④可以连杆曲线可以满足不同运动轨迹的设计要求；
机构压力角的余角称为机构在此位置的传动角γ。
90
机构常用传 动角大小及变化 来衡量机构传力 性能的好坏。
m i n40~50
3. 最小传动角的位置 动画演示 曲柄摇杆机构：
06__连杆组设计10页word文档
6 连杆组设计内燃机的连杆有整体式连杆和剖分式连杆两种。
由于连杆体的型式与曲轴的型式相匹配，而摩托车发动机上普遍采用组合式曲轴。
因此，本设计中选取整体式连杆。
6.1 连杆的设计6.1.1 连杆的工作条件、设计要求和材料的选择1、工作条件连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起作往复运动，连杆大头与曲柄相连，和曲轴一起作旋转运动。
因此，连杆体除了有上下运动外，还有左右摆动，作复杂的平面运动。
连杆的基本载荷是拉伸和压缩。
最大拉伸载荷出现在进气冲程开始的上止点附近，最大压缩载荷出现在膨胀冲程开始的上止点附近。
此外，由于连杆是一细长杆件，在压缩载荷作用下，还会引起平行和垂直于曲轴轴线平面内的弯曲。
两种弯曲都会给杆身以附加弯曲应力。
连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩，也使连杆承受附加弯矩。
2、设计要求根据以上分析可知，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。
经验表明，对强化不高的发动机来说，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，因为连杆质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。
3、材料的选择为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，一般多用精选含碳量的优质中碳结构钢45钢模锻，在机械加工前应经调制质处理，以得到较高的综合机械性能，既强又韧。
为了提高连杆的疲劳强度，不经机械加工的表面应经过喷丸处理。
连杆还必须经过磁力探伤检验，以求工作可靠。
6.1.2 连杆长度的确定为使发动机结构紧凑和轻量化，应当根据发动机的总体布置，保证连杆在运动时不与其它机件相碰的条件下具有最短长度。
通常连杆长度l以λ=r/l来衡量，常用范围为1/4～1/3。
r=s/2=22㎜，则l=66.00～88.00㎜，取l=70㎜，则λ=0.31。
连杆课程设计DOC
连杆课程设计说明书院别：能源与动力工程学院专业：热能与动力工程班级：工程热物理0902姓名：学号：指导教师：2013年1月目录前言：一、连杆概况-------------------------------------------------------------- 31.连杆的结构特点---------------------------------------------------- 42.连杆工作情况-------------------------------------------------------43.连杆设计要求-------------------------------------------------------44.连杆的材料选用----------------------------------------------------5二、连杆PROE建模----------------------------------------------------51.建模步骤----------------------------------------------------------- 52.建模最终图-------------------------------------------------------12三、连杆ANSYS有限元分析----------------------------------------121.导入模型------------------------------------------------------------122.创建网格------------------------------------------------------------133.设置载荷和约束---------------------------------------------------144.求解------------------------------------------------------------------145应力应变结果显示------------------------------------------------15四、总结-------------------------------------------------------------------16五、参考文献-------------------------------------------------------------16前言连杆是发动机中的主要传动部件之一，它把作用于活塞顶面的膨胀的压力传递给曲轴，又受曲轴的驱动而带动活塞压缩气缸中的气体。
连杆结构设计
连杆结构设计嘿，朋友！想象一下，你正骑着一辆自行车在风中自由驰骋，那顺畅的踩踏感，那稳定的车身，你有没有想过这背后的功臣之一——连杆结构？在一个阳光明媚的周末，我和好友小明一起去了一家自行车修理店。
店里的师傅正在修理一辆老旧的自行车，那车的链条似乎出了问题。
师傅熟练地摆弄着车子，嘴里还念叨着：“这连杆结构啊，就像是人体的关节，一旦出了问题，整个车子都没法好好运转咯。
”我和小明在一旁好奇地看着，只见师傅一会儿拿着扳手拧拧这儿，一会儿又用螺丝刀紧紧那儿。
我忍不住问师傅：“师傅，这连杆结构到底有啥神奇的呀？”师傅抬起头，笑着说：“小同学，这连杆结构可不简单。
你看这自行车的脚踏板通过连杆带动链条，再驱动后轮转动，这里面的力学原理可复杂着呢。
”小明眨眨眼睛，说：“那汽车里是不是也有类似的连杆结构呀？”师傅点点头：“那当然，汽车发动机里的连杆结构更是关键，它决定了发动机的动力输出是否顺畅。
”咱们就拿汽车发动机里的连杆来说吧。
这连杆就像是一个辛勤的搬运工，不停地把活塞的上下运动转化为曲轴的旋转运动。
你能想象吗？它在高温、高压的环境下，一刻不停地工作，要是没有坚强的“体魄”和精准的设计，那还不得累趴下？这就好比一个运动员，每天都要进行高强度的训练，如果没有好的身体素质和科学的训练方法，怎么能取得好成绩呢？再想想那些大型的机械设备，比如起重机。
起重机吊起重重的货物时，连杆结构得承受巨大的力量。
如果连杆结构设计不合理，稍微一用力，说不定就“咔嚓”一声断了，那可就出大麻烦啦！这就好像建房子，地基要是不牢固，稍微有点风吹草动，房子不就摇摇欲坠了？在我们的日常生活中，连杆结构其实无处不在。
从小小的玩具车到复杂的工业机器，都离不开它的身影。
一个好的连杆结构设计，能让设备运行得更加高效、稳定，就像给机器注入了强大的灵魂。
所以说，连杆结构设计可真是一门大学问！它需要工程师们精心计算、反复试验，才能设计出既可靠又高效的连杆结构。
连杆设计的详细计算Word版
第四章典型零部件(连杆)的设计连杆是发动机最重要的零件之一，近代中小型高速柴油机，为使发动机结构紧凑，最合适的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件运动时不与其他机件相碰的情况下，选取小的连杆长度，而大缸径的中低速柴油机，为减少侧压力，可适当加长连杆。
连杆的结构并不复杂，且连杆大头、小头尺寸主要取决于曲轴及活塞组的设计。
在连杆的设计中，主要考虑的是连杆中心距以及大、小头的结构形式。
连杆的运动情况和受力状态都比较复杂。
在内燃机运转过程中，连杆小头中心与活塞一起作往复运动，承受活塞组产生的往复惯性力；大头中心与曲轴的连杆轴颈一起作往复运动，承受活塞连杆组往复惯性力和不包括连杆大头盖在内的连杆组旋转质量惯性力；杆身作复合平面运动，承受气体压力和往复惯性力所产生的拉伸.压缩交变应力，以及压缩载荷和本身摆动惯性力矩所产生的附加弯曲应力。
为了顺应内燃机高速化趋势，在发展连杆新材料、新工艺和新结构方面都必须既有利于提高刚度和疲劳强度，有能减轻质量，缩小尺寸。
对连杆的要求：1、结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用；2、在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能的减轻重量，以降低惯性力；3、尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量；4、大小头轴承工作可靠，耐磨性好；5、连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠。
但由于本设计是改型设计，故良好的继承性也是一个考虑的方面。
4.1连杆材料结合发动机工作特性,发动机连杆材料应当满足发动机正常工作所需要的要求。
应具有较高的疲劳强度和冲击韧性，一般选用中碳钢或中碳合金钢，如45、40Cr等，本设计中发动机为中小功率发动机，故选用一般的45钢材料基本可以满足使用要求。
4.2连杆主要尺寸 1、连杆长度l曲柄连杆比λ一般均大于0.3，这样可以使柴油机的机体高度降低，净质量减少，而且连杆长度减小后，其材料也相应减少，从而成本降低。
但是，过小的曲柄连杆比会引起活塞侧压力增加，从而导致柴油机摩擦损失的增加，加速活塞、活塞环、气缸套的磨损，影响可靠性。
连杆机构设计
如图所示，该构件为拖地小车执行机构工作原理图。
构件1为曲轴，2为连杆，3为摇杆。
通过曲轴1的回转运动，带动摇杆3作往复摆动，摇杆3带动下面的扇形齿轮来回摆动，与所啮合的齿条形成拖地动作。
现讨论构件1相对于构件4作整周转动的条件，即A 为转动副的条件。
当AD ＞AB,显然构件上的B 点应能通过以A 为圆心、AB 为半径的圆周上的任意一点，例如图中的B ′点和B ″点，否则A 就不是整转副。
当到达B ′点时，A 、B ′ 、C ′和D 形成△B ′C ′D ′，这时B 点和D 点之间的距离达到最大值BD max =AB+AD 。
显然，由△B ′C ′D 存在的几何条件可知，四杆的长度必然满足AB+AD ≤BC+CD (3-1) 同理，当AB 处在AB ″时，B ″ 、C ″和D 形成△B ″C ″D ，这时B 点和D 点之间的距离达到最小值BD min =AD-AB 。
由△B ″C ″D 存在的几何条件可知，四杆的长度满足 BC+AB ≤CD+AD (3-2) 或 AB+CD ≤BC+AD (3-3)上式各等式中的等号表示当B 点到达B ′点和B ″点时，刚好形成整转副。
将式（3-1）、式（3-2）、式（3-3）两两相加，得AB ≤BC ，AB ≤CD ，AB ≤AD （3-4） 由已知条件AB=120 mm ，AD=400mm ，CD=180 mm ，BC ≤CD+(AD-AB)，带入，得BC ≤460 mm ，取BC=380 mm 。
分析上述数据，满足铰链四杆机构中连接两构件的运动副成为整转副的条件，即1） 最短构件与最长构件长度之和小于或等于其余两构件长度之和；2） 被该运动副连接的两构件中必有一构件是四杆中长度最短的构件。
由于A,D 两点位置不变，B,C 两点距离不变，所以B 绕A 点，C 绕D 点转动形成的圆弧B B B '''=弧C C C '''。
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第2章连杆组的设计2.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用1、工作情况连杆小头与活塞销相连接，与活塞一起做往复运动，连杆大头与曲柄销相连和曲轴一起做旋转运动。
因此，连杆体除有上下运动外，还左右摆动，做复杂的平面运动。
2、设计要求（1）结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用。
（2）在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量，以降低惯性力。
（3）尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量。
（4）大小头轴承工作可靠，耐磨性好。
（5）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠。
（6）易于制造，成本低。
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在足够的疲劳强度和结构钢度。
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。
所以设计连杆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。
3、材料的选择为了保证连杆在结构轻巧的条件下有足够的刚度和强度，采用精选含碳量的优质中碳结构钢45模锻，表面喷丸强化处理，提高强度。
2.2连杆长度的确定近代中小型告诉柴油机，为使发动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。
连杆长度l 与结构参数lR =λ（R 为曲柄半径）有关，此次设计选取286.0=λ。
mm S R l 210286.021202=⨯===λλ2.3连杆小头的设计小头主要尺寸为连杆衬套内径d 和小头宽度1b 。
1.连杆衬套内径dmm D d 3810536.036.0=⨯==2.衬套厚度δmm d 5.238066.0066.0=⨯==δ3.小头内径1dmm d d 435.223821=⨯+=+=δ4.小头宽度1bmm d b 403805.105.11=⨯==5.小头外径2dmm d d 524321.121.112=⨯==2.4连杆杆身的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形截面。
1.杆身截面高度Hmm D H 3410532.032.0=⨯==2.杆身截面宽度Bmm H B 223465.065.0=⨯==3.杆身截面中间宽度tmmH t 53415.015.0=⨯==为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。
2.5连杆大头的设计本次大头采用斜切口大头的结构形式，切口角︒=45ψ1.大头孔直径1Dmm D D 7610572.072.01=⨯==2.大头宽度2bmm D b 457659.059.012=⨯==3.连杆轴瓦厚度'δmm 3'=δ4.连杆螺栓直径M dmm D d M 1410513.013.0=⨯==5.连杆螺栓孔中心距1lmm D l 927621.121.11=⨯==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。
6.大头高度21,H H11)24.0~19.0(D H = 取0.21 mm D H 1621.011==12)58.0~41.0(D H = 取0.50 mm D H 385.012==7.定位方式定位方式采用锯齿定位，齿形角为︒60，齿距为mm 42.6连杆强度计算1.连杆小头计算（1）由衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力衬套最大装配过盈量mm 0304.0381084=⨯⨯=∆-衬套温度过盈量mm td t 041.04312010)0.18.1()(51'=⨯⨯⨯-=∆-=∆-αα式中α为连杆材料线膨胀系数，对于钢C ︒⨯=-1100.15α'α为衬套材料线膨胀系数，对于青铜C ︒⨯=-1108.15'α 由总过盈量产生的径向均布压力26222262222'221221212221221/2.179]1015.13.08.33.48.33.4102.23.03.42.53.42.5[3.40041.0003.0][cm kgf E d d d d E d d d d d p t=⨯--++⨯+-+⨯+=--+++-+∆+∆=μμ 式中E 为连杆材料的弹性模量，对于钢26/102.2cm kgf E ⨯= 'E 为衬套材料的弹性模量，对于青铜26'/1015.1cm kgf E ⨯= μ为泊桑比，3.0=μ小头外表面由p 引起的应力2222212221'/07.7752.1793.42.53.422cm kgf p d d d a=⨯-⨯=-=σ （2）由惯性力拉伸引起的小头应力活塞组的最大惯性力kgf R g G P j 494)286.01(06.015781.955.2)1(22''max =+⨯⨯⨯=+=λω 式中'G 为活塞组重量ω为角速度︒︒︒=+++=+++=118502650234arccos 902arccos 902ρρϕr H c 小头平均半径cm d d r 375.244.32.5412=+=+= 小头中心截面（︒=0ϕ）上的弯矩cm kgf r P M c j ⋅=-⨯⨯⨯=-=84.10)0297.011800033.0(375.2494)0297.000033.0('max 0ϕ小头中心截面（︒=0ϕ）上的法向力kgf P N c j 93.235)1180008.0572.0(494)0008.0572.0('max 0=⨯-⨯=-=ϕ 小头固定截面（c ϕϕ=）上的弯矩cmkgf r P r N M M c c j c ⋅=⨯⨯⨯--⨯⨯+=---+=︒12.41352.1375.24945.0)118cos 1(375.293.23584.10)cos (sin 5.0)cos 1('max 002ϕϕϕ 查表可知352.1118cos 118sin =-︒︒小头固定截面（c ϕϕ=）上的法向力kgfP N N c c j c 18.223352.14945.0118cos 93.235)cos (sin 5.0cos 'max 02=⨯⨯+⨯=-+=︒ϕϕϕ小头壁厚cm d d h 45.023.42.5212-=-=小头截面积 21126.30.4)3.42.5()(cm b d d F =⨯-=⨯-=衬套截面积21'20.4)8.33.4()(cm b d d F =⨯-=⨯-=77.021015.16.3102.26.3102.2666''=⨯⨯+⨯⨯⨯⨯=+=F E EF EF K 小头受拉时固定截面处外表面应力2122/49.38245.00.41]18.22377.0)45.0375.22(45.045.0375.2612.412[1])2(62[cm kgf hb KN h r h h r M aj =⨯⨯⨯++⨯⨯+⨯⨯⨯=+++=σ （3）由最大压缩力c P 引起的应力小头承受的最大压缩力kgf P D p P j z c 556449445.1014.37042'max 2=-⨯⨯=+=π 辅助参数cc P N r P M 00和 查表可得 0025.00010.000=-=c c P N rP M小头受压时中央截面上的弯矩和法向力kgfP N cmkgf r P M c c 91.1355640025.00025.021.13375.255640010.00010.000=⨯==⋅-=⨯⨯-=-=小头固定截面处（c ϕϕ=）的)(ϕf 值查表得 01228.0)118()(==︒f f c ϕ小头受压时固定截面处（c ϕϕ=）的弯矩和法向力cmkgf rf P r N M M c c c ⋅-=⨯⨯--⨯⨯+-=--+=︒94.12601228.0375.25564)118cos 1(375.291.1321.13)()cos 1(002ϕϕ kgfN f P N c c c 80.61118cos 91.1301228.05564cos )(02=⨯+⨯=+=︒ϕϕ小头受压时固定截面处外表面应力2122/85845.00.41]8.6177.0)45.0375.22(45.045.0375.26)94.126(2[1])2(62[cm kgf hb KN h r h h r M ac -=⨯⨯⨯++⨯⨯+⨯⨯-⨯=+++=σ （4）小头安全系数材料的机械性能查表可得 45钢2/60cm kgf B =σ2110211121/45005.1)6.1~4.1(/24008.0)9.0~7.0(/30005.0)55.0~45.0(cm kgf cm kgf cm kgf z B B =========------σσσσσσσσσ角系数33.045004500300022001=-⨯=-=-σσσψσ 在固定角c ϕ截面的外表面处 应力幅2/2.620)]858(49.382[21)(21cm kgf ac aj a =--=-=σσσ 平均应力2'/3.537]07.7752)858(49.382[21)2(21cm kgf a ac aj m =⨯+-+=++=σσσσ 小头安全系数69.13.53733.05.02.6202400"1=⨯+=+=-m a a z n σψεσσσ小头安全系数应不小于1.5，所以满足要求（5）小头横向直径减小量小头平均直径cm r d m 75.42==小头截面的惯性矩43310304.01245.00.412cm h b J =⨯==横向直径减小量cmEJd P c m j 000621.00304.0102.210)90118(75.449410)90(6623623'max 1=⨯⨯⨯-⨯⨯=-=︒ϕδ 为保证活塞销和连杆衬套不致咬死，应使21∆<δ，实际计算结果21∆<δ，所以满足要求。
2.连杆杆身计算（1）杆身中间截面处最大拉伸力j P 和最大压缩力c PkgfR g GG P j 708)286.01(06.015781.91.155.2)1(22'=+⨯⨯⨯+=++=λωkgf P D p P j z c 535070845.1014.370422=-⨯⨯=+=π式中G G ,'分别为活塞组重量和位于计算截面以上那一部分连杆重量。
（2）杆身中间截面处的应力和安全系数由最大拉伸力引起的拉伸应力2/25.2212.3708cm kgf F P jj ===σ式中F 为杆身中间截面积，计算约为：22.3)88.04.3(5.0244.02.2cm F =-⨯+⨯⨯≈杆身中间截面的惯性矩4333394.4]52.2)5.02.2(4.32.2[121])([121cm h t B BH J x =⨯--⨯=--=。