第三章 连杆设计
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由径向均布力P引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按 厚壁筒公式计算其值可达100~150牛/毫米2 • • 外表面：σα 0= P ×[2d2/(D21-d2)] 内表面：σi 0 = P ×[(D21+d2)/(D21-d2)]
3) 由拉伸载荷所引起的应力
a.连杆小头载荷所受的最大拉伸载荷 F'j=(m'+m'1)(1+λ)rω 式中， m'、m'1 分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运 动的连杆质量
•式中：M、N—按前面计算结果； •K—考虑到连杆小头和衬套在载荷作用下一起变形共同分担法向载 荷的系数， •K=EF/（EF+E′F′）， •E、E′—连杆材料和衬套材料的弹性模数； •F —连杆小头断面积，F=（D1-d）B1 •F′—衬套截面积，F′=（d-d1）B1
•H —小头壁厚，h =（D1-d）/2
五、连杆材料：
连杆材料的选择就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度 和强度。所以一般有如下材料可供选择：
(1)中碳钢(45钢，40钢)、中碳合金钢(40Cr，40MnB，40MnVB) 锻造后进行调质，机械加工后探伤。现在连杆辊锻工艺已经很成熟， 不需要大的锻压设备，制造成本更低。 (2)球墨铸铁 其硬度在210～250HBW之间，具有300～ 500N/mm2的抗弯强度，与中碳钢差不多。
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 )
受ຫໍສະໝຸດ Baidu情况
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，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质 量的往复惯性力。 F'j=(m'+m'1)(1+λ)rω
式中， m'、m'1 分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量
对于四冲程发动机来说，同样是上止点，排气上止点 (α=0°) 、 压缩上止点(α = 360°)的连杆受力是不一样的。
max ao aj min ao ac
n点：
• 应力幅：
б a=(б max-б min)/2
平均应力：б m=(б max+б min)/2
•小头安全系数n（m点或n点）
1z n n a m
n
1z a m
如图b表示小头在拉伸负 荷作用下由以上公式计算的小 头内、外应力分布（两种固定 角的情况下）。可见，应力分 布与φ 大小有关，但大致趋势 不变。例如内表面应力ζ i最 大值一般出现在φ =90°处， 外表面应力ζ a的最大值一般 出现在φ = φ 处，并且ζ a max> ζ i max 。还可以看出当固定角 φ 增大时，应力不均匀性增加， 最大应力值增长，故强化连杆 小头的最有效结构措施是减小 φ （最小到90°）
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。
5)小头的疲劳强度安全系数
max i 0 ic i 0 ij , ( ij 0) min i 0 , ( ij 0)
固定角Ф 断面m—n是连杆小头强度最薄弱处在多数情况下，外侧纤维上的m 点应力变化幅度最大，因而也是最危险的。但有时是内纤维上的n点最危险， 所以一般要验算这两点的疲劳安全系数。 •危险点的极限应力： •m点：
•式中：Δ—衬套装配过盈 Δ=0.056mm；
•
• •
Δt—衬套温度过盈Δt=(ａ-ａ')Δtd1；
ａ—连杆材料的线性膨胀系数,ａ=1.0×10-5（1/°C）； ａ'—连杆长度的线性膨胀系数, ａ'=1.8×10-5（1/°C）；
•
• •
Δt—工作后小头温升，约100~150°C 取Δt=130°C；
（5）连杆小头的强度校核
连杆小头在最大惯性力的作用下产生纵向伸长的椭圆变形，在最高燃 气压力作用下产生横向伸长的椭圆变形。由于一般连杆采用单圆弧过渡， 最大应力发生在小头到连杆杆身的过渡处。在这里有危险截面，固定角 大约120度左右，其总的应力值为动应力和静应力之和。 1）由衬套过盈装配及温升引起的受热膨胀产生的小头应力
度。
受力分析：连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的周期性交变载
荷。
强度、刚度不足带来的后果：
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。
如果连杆组刚度不足，对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。
例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲力；大头儿的失圆使连杆 轴承的润滑受到影响；杆身在曲轴轴线平面内的弯曲，使活塞在气缸内倾斜，造 成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨，造成活塞组与气缸间漏气、窜机油。 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 连杆重量的增加导致惯性力相应增加，所以连杆设计的总体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，设计合理的结 构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。
D'2 = D2 + 2δ2 ：
式中，δ2为连杆轴瓦的厚度，对于汽油机，δ2 =1.5～2mm，对 于柴油机，一般δ2 =2～3mm。
汽车用发动机的连杆大头与大头盖通常都是分体式结构，大多数 采用平切口形式，一些柴油机由于连杆轴颈较粗，采用斜切口形式， 主要是为了保证大头外径尺寸小于气缸直径，即大头外径尺寸 B0<D(气缸直径)，以实现安装。
μ、μ'—连杆材料与衬套材料的泊松系数， μ = μ'=0.3； E—连杆材料的弹性系数，对于钢E=2.2×105N/mm2；
•
E'—衬套材料的弹性系数，对于青铜E’=1.8×105N/mm2；
d1—小头内径；
•D1—小头外径；
d—衬套外径； B1—小头宽度。
2) 由径向均布压力P引起的小头外侧应力及内侧纤维上的应力
图3-10连杆小头受压时 载荷分布和固定脚
•b.连杆小头任意断面处的弯矩和法向力：
在0°≤φ ≤ 90°时：
M1c=M0c+ N0c rm(1-cosφ) N1c = N0c cos φ 在90°≤φ ≤ φ 时： M2c=M0c+ N0c rm(1-cosφ) - 0.5 F 'c rmƒ(φ ) N2c = N0c cos φ +0.5 F 'c ƒ(φ ) 式中： ƒ(φ )=（0.5 - φ / π）sin φ- (1/π)cos φ 选取不同的固定角φ，即可列出ƒ(φ )值表格。 图d为应力ζ a和ζ i 的分布情况，与拉 伸载荷相似，当固定角增大时，应力不 均匀性及最大值均急剧增长， 且比拉伸载荷更严重。
图d 压缩载荷引起的应力 压缩载荷
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
(3)铸铝合金 它主要用于小型发动机。
第二节 连杆的设计
一、主要参数的选择
1．连杆长度 l
用连杆比λ=R/ l 来说明。
连杆长度l的校核： 1)连杆摆角口角最大时，连杆是否碰气缸套下沿。
2)活塞处于下止点时，曲轴平衡重是否碰活塞裙部。
3)连杆长度精度—±0.05～±0.1mm。（连杆长度直接影响压缩 比的精度） λ常用范围为1／4～1／3.2 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λ值已大到1／3.2 。 λ↑连杆长度↓整机高度↓重量↓连杆质量↓平衡性能↑，连杆刚度↑ 可靠性↑，但侧压力↑缸套变形和磨损↑
汽油机的连杆小头宽度B1 =(1.2～1.4) d1，柴油机的B1≈ d1。 对小头孔径要进行比压校核，即:
q
Fg d1B1
q
对于汽油机，[q]≤62MPa；对于柴油机，[q]≤85～90MPa。
3. 连杆大头孔径D'2 ，和宽度B2。
连杆大头的孔径和宽度由曲柄销的直径D2 ，和长度确定
图2-1
连杆基本参数
2．连杆小头孔径d1和宽度B1
连杆小头孔径d1和宽度B1 ，由活塞销直径确定，
即
d1 = d+2δ1
式中，d 为活塞销直径； δ1为连杆小头衬套
厚度，采用锡青铜衬套δ1 =2～3mm，采用冷轧青铜带或钢背-青铜 双金属带卷成的薄壁衬套，厚度仅为0.75mm，可以使结构更加紧
凑。
把小头的衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面， 由装配过盈Δ和温升引起过盈Δt所引起的径向均布压力为：
( t ) / d P 2 2 2 2 1 D1 d 1 d d1 ( 2 ) ( 2 ) 2 2 E D1 d E d d1
( t ) / d P 1 D12 d 2 1 d 2 d12 ( 2 ) ( 2 ) 2 2 E D1 d E d d1
4)由压缩压缩载荷所引起的小头应力
a.连杆小头所受的最大压缩载荷
F 'c= Fz- F 'j 式中：Fz—作用在活塞上的气压力 （N） Fz=(Fg-1)πD2/4 由于连杆小头与杆身相连，刚度 大。因此假定压缩载荷F ‘c在小头下 半圆上称余弦分布（如图3-10）较合 理。很显然，压缩载荷的大部分 （0°≤φ≤180°-φ 范围内 ）直接 在杆身上，并不在小头中引起应力， 只有一小部分载荷 （180°-φ≤φ≤90°）使小头变形。
二、连杆的结构分析与计算
（一）连杆小头
（1）结构形式： 浮式活塞销—— 工作时销自由转动，磨损均匀。 润滑 方式——飞溅润滑为主（连杆小头顶部及两侧均开有 油口，这样可利用油环刮下的润滑油润滑） （2）危险截面： 固定角φ ：指的是从连杆大小头孔中心线到小头与杆身的切 点的角度 。固定角越大，应力峰值越高。当 φ=90° ，时，应力峰 值最小。 （3）改进方法： ① 对强化发动机增加一过渡圆角半径R1，使 φ =90° 。 ② 对增压机型，在连杆下部增加一圆弧凸台。（注意：对高速 汽油机圆弧凸台应设置在连杆小头的上方） （4）小头衬套 为防止活塞销咬死，在连杆小头内装有连杆小头衬套，且过盈 装配。
b. 拉伸载荷F'j在连杆小头上半圆产生均分布的径向压力：
F‘= F’j /(2B1rm)
式中， B1—小头宽度 rm—小头平均半径、 rm =（d+D1）/4 (mm)
c. 固定角φ
小头受拉时的载荷分布及固定角φ
为了求出小头各断面中的应力，必需先求出个断面的均匀径向载荷F′作用下 的内力，即弯矩和法向力。把小头沿对称面Ⅰ—Ⅰ分开,代之以法向力N0和弯矩 M0（如图a）根据在F′作用下断面Ⅰ—Ⅰ既不位移又不旋转的条件，可得以下半 经验公式：
α = 0°时，Fg=0，Fj=Fjmax，FL=-Fj α = 360°时，Fg≈Fgmax ， Fj=Fjmax ， FL= Fgmax - Fjmax 其中， Fg 和 Fgmax 为气压力和最大气压力， FL 为连杆力， Fjmax 为最 大往复惯性力。
四、设计要求
总体设计要求——在尽可能轻巧的结构下保证足够的疲劳刚度和结构强
3) 由拉伸载荷所引起的应力
a.连杆小头载荷所受的最大拉伸载荷 F'j=(m'+m'1)(1+λ)rω 式中， m'、m'1 分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运 动的连杆质量
•式中：M、N—按前面计算结果； •K—考虑到连杆小头和衬套在载荷作用下一起变形共同分担法向载 荷的系数， •K=EF/（EF+E′F′）， •E、E′—连杆材料和衬套材料的弹性模数； •F —连杆小头断面积，F=（D1-d）B1 •F′—衬套截面积，F′=（d-d1）B1
•H —小头壁厚，h =（D1-d）/2
五、连杆材料：
连杆材料的选择就是要保证在结构轻巧的条件下有足够的刚度 和强度。所以一般有如下材料可供选择：
(1)中碳钢(45钢，40钢)、中碳合金钢(40Cr，40MnB，40MnVB) 锻造后进行调质，机械加工后探伤。现在连杆辊锻工艺已经很成熟， 不需要大的锻压设备，制造成本更低。 (2)球墨铸铁 其硬度在210～250HBW之间，具有300～ 500N/mm2的抗弯强度，与中碳钢差不多。
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 )
受ຫໍສະໝຸດ Baidu情况
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，其数值为活塞组和计算断面以上那部分连杆质 量的往复惯性力。 F'j=(m'+m'1)(1+λ)rω
式中， m'、m'1 分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量
对于四冲程发动机来说，同样是上止点，排气上止点 (α=0°) 、 压缩上止点(α = 360°)的连杆受力是不一样的。
max ao aj min ao ac
n点：
• 应力幅：
б a=(б max-б min)/2
平均应力：б m=(б max+б min)/2
•小头安全系数n（m点或n点）
1z n n a m
n
1z a m
如图b表示小头在拉伸负 荷作用下由以上公式计算的小 头内、外应力分布（两种固定 角的情况下）。可见，应力分 布与φ 大小有关，但大致趋势 不变。例如内表面应力ζ i最 大值一般出现在φ =90°处， 外表面应力ζ a的最大值一般 出现在φ = φ 处，并且ζ a max> ζ i max 。还可以看出当固定角 φ 增大时，应力不均匀性增加， 最大应力值增长，故强化连杆 小头的最有效结构措施是减小 φ （最小到90°）
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。
5)小头的疲劳强度安全系数
max i 0 ic i 0 ij , ( ij 0) min i 0 , ( ij 0)
固定角Ф 断面m—n是连杆小头强度最薄弱处在多数情况下，外侧纤维上的m 点应力变化幅度最大，因而也是最危险的。但有时是内纤维上的n点最危险， 所以一般要验算这两点的疲劳安全系数。 •危险点的极限应力： •m点：
•式中：Δ—衬套装配过盈 Δ=0.056mm；
•
• •
Δt—衬套温度过盈Δt=(ａ-ａ')Δtd1；
ａ—连杆材料的线性膨胀系数,ａ=1.0×10-5（1/°C）； ａ'—连杆长度的线性膨胀系数, ａ'=1.8×10-5（1/°C）；
•
• •
Δt—工作后小头温升，约100~150°C 取Δt=130°C；
（5）连杆小头的强度校核
连杆小头在最大惯性力的作用下产生纵向伸长的椭圆变形，在最高燃 气压力作用下产生横向伸长的椭圆变形。由于一般连杆采用单圆弧过渡， 最大应力发生在小头到连杆杆身的过渡处。在这里有危险截面，固定角 大约120度左右，其总的应力值为动应力和静应力之和。 1）由衬套过盈装配及温升引起的受热膨胀产生的小头应力
度。
受力分析：连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的周期性交变载
荷。
强度、刚度不足带来的后果：
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。
如果连杆组刚度不足，对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。
例如，连杆大头的变形使连杆螺栓承受附加弯曲力；大头儿的失圆使连杆 轴承的润滑受到影响；杆身在曲轴轴线平面内的弯曲，使活塞在气缸内倾斜，造 成活塞与气缸以及连杆轴承与曲柄销的偏磨，造成活塞组与气缸间漏气、窜机油。 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 连杆重量的增加导致惯性力相应增加，所以连杆设计的总体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，设计合理的结 构形状和尺寸，采取提高强度的工艺措施等。
D'2 = D2 + 2δ2 ：
式中，δ2为连杆轴瓦的厚度，对于汽油机，δ2 =1.5～2mm，对 于柴油机，一般δ2 =2～3mm。
汽车用发动机的连杆大头与大头盖通常都是分体式结构，大多数 采用平切口形式，一些柴油机由于连杆轴颈较粗，采用斜切口形式， 主要是为了保证大头外径尺寸小于气缸直径，即大头外径尺寸 B0<D(气缸直径)，以实现安装。
μ、μ'—连杆材料与衬套材料的泊松系数， μ = μ'=0.3； E—连杆材料的弹性系数，对于钢E=2.2×105N/mm2；
•
E'—衬套材料的弹性系数，对于青铜E’=1.8×105N/mm2；
d1—小头内径；
•D1—小头外径；
d—衬套外径； B1—小头宽度。
2) 由径向均布压力P引起的小头外侧应力及内侧纤维上的应力
图3-10连杆小头受压时 载荷分布和固定脚
•b.连杆小头任意断面处的弯矩和法向力：
在0°≤φ ≤ 90°时：
M1c=M0c+ N0c rm(1-cosφ) N1c = N0c cos φ 在90°≤φ ≤ φ 时： M2c=M0c+ N0c rm(1-cosφ) - 0.5 F 'c rmƒ(φ ) N2c = N0c cos φ +0.5 F 'c ƒ(φ ) 式中： ƒ(φ )=（0.5 - φ / π）sin φ- (1/π)cos φ 选取不同的固定角φ，即可列出ƒ(φ )值表格。 图d为应力ζ a和ζ i 的分布情况，与拉 伸载荷相似，当固定角增大时，应力不 均匀性及最大值均急剧增长， 且比拉伸载荷更严重。
图d 压缩载荷引起的应力 压缩载荷
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
(3)铸铝合金 它主要用于小型发动机。
第二节 连杆的设计
一、主要参数的选择
1．连杆长度 l
用连杆比λ=R/ l 来说明。
连杆长度l的校核： 1)连杆摆角口角最大时，连杆是否碰气缸套下沿。
2)活塞处于下止点时，曲轴平衡重是否碰活塞裙部。
3)连杆长度精度—±0.05～±0.1mm。（连杆长度直接影响压缩 比的精度） λ常用范围为1／4～1／3.2 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λ值已大到1／3.2 。 λ↑连杆长度↓整机高度↓重量↓连杆质量↓平衡性能↑，连杆刚度↑ 可靠性↑，但侧压力↑缸套变形和磨损↑
汽油机的连杆小头宽度B1 =(1.2～1.4) d1，柴油机的B1≈ d1。 对小头孔径要进行比压校核，即:
q
Fg d1B1
q
对于汽油机，[q]≤62MPa；对于柴油机，[q]≤85～90MPa。
3. 连杆大头孔径D'2 ，和宽度B2。
连杆大头的孔径和宽度由曲柄销的直径D2 ，和长度确定
图2-1
连杆基本参数
2．连杆小头孔径d1和宽度B1
连杆小头孔径d1和宽度B1 ，由活塞销直径确定，
即
d1 = d+2δ1
式中，d 为活塞销直径； δ1为连杆小头衬套
厚度，采用锡青铜衬套δ1 =2～3mm，采用冷轧青铜带或钢背-青铜 双金属带卷成的薄壁衬套，厚度仅为0.75mm，可以使结构更加紧
凑。
把小头的衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面， 由装配过盈Δ和温升引起过盈Δt所引起的径向均布压力为：
( t ) / d P 2 2 2 2 1 D1 d 1 d d1 ( 2 ) ( 2 ) 2 2 E D1 d E d d1
( t ) / d P 1 D12 d 2 1 d 2 d12 ( 2 ) ( 2 ) 2 2 E D1 d E d d1
4)由压缩压缩载荷所引起的小头应力
a.连杆小头所受的最大压缩载荷
F 'c= Fz- F 'j 式中：Fz—作用在活塞上的气压力 （N） Fz=(Fg-1)πD2/4 由于连杆小头与杆身相连，刚度 大。因此假定压缩载荷F ‘c在小头下 半圆上称余弦分布（如图3-10）较合 理。很显然，压缩载荷的大部分 （0°≤φ≤180°-φ 范围内 ）直接 在杆身上，并不在小头中引起应力， 只有一小部分载荷 （180°-φ≤φ≤90°）使小头变形。
二、连杆的结构分析与计算
（一）连杆小头
（1）结构形式： 浮式活塞销—— 工作时销自由转动，磨损均匀。 润滑 方式——飞溅润滑为主（连杆小头顶部及两侧均开有 油口，这样可利用油环刮下的润滑油润滑） （2）危险截面： 固定角φ ：指的是从连杆大小头孔中心线到小头与杆身的切 点的角度 。固定角越大，应力峰值越高。当 φ=90° ，时，应力峰 值最小。 （3）改进方法： ① 对强化发动机增加一过渡圆角半径R1，使 φ =90° 。 ② 对增压机型，在连杆下部增加一圆弧凸台。（注意：对高速 汽油机圆弧凸台应设置在连杆小头的上方） （4）小头衬套 为防止活塞销咬死，在连杆小头内装有连杆小头衬套，且过盈 装配。
b. 拉伸载荷F'j在连杆小头上半圆产生均分布的径向压力：
F‘= F’j /(2B1rm)
式中， B1—小头宽度 rm—小头平均半径、 rm =（d+D1）/4 (mm)
c. 固定角φ
小头受拉时的载荷分布及固定角φ
为了求出小头各断面中的应力，必需先求出个断面的均匀径向载荷F′作用下 的内力，即弯矩和法向力。把小头沿对称面Ⅰ—Ⅰ分开,代之以法向力N0和弯矩 M0（如图a）根据在F′作用下断面Ⅰ—Ⅰ既不位移又不旋转的条件，可得以下半 经验公式：
α = 0°时，Fg=0，Fj=Fjmax，FL=-Fj α = 360°时，Fg≈Fgmax ， Fj=Fjmax ， FL= Fgmax - Fjmax 其中， Fg 和 Fgmax 为气压力和最大气压力， FL 为连杆力， Fjmax 为最 大往复惯性力。
四、设计要求
总体设计要求——在尽可能轻巧的结构下保证足够的疲劳刚度和结构强