平面四连杆受力计算
平面四连杆机构是一种空间低副机构，由若干刚性构件通过低副（转动副、移动副）联接而成，各构件上各点的运动平面相互不平行。对于平面四连杆机构的受力分析计算，可以遵循以下步骤：
1. 作出机构的运动学分析图：包括四根杆件和两个主要连接点。这个分析图应该体现机构的所有运动组成部分。
2. 建立参考系：设立一个坐标系来测量和规定各部分对于另一部分的位置和速度。
3. 确定加速度和角加速度：在进行受力分析之前，需要先确定机构中各部分的加速度和角加速度（可以通过求导得到）。
4. 计算每个杆件所受的外力：外力包括重力、惯性等。
5. 计算各个接触点处的支持反力：机构中每个连接点处都存在支持反力，通过施加平衡条件，可以得到它们的大小和方向。
6. 确认静平衡条件是否满足：在进行上述计算时，必须保证静平衡条件成立（即合外力为零、合支持反力矩为零），否则需要进行重新整理。
在进行平面四连杆受力计算时，需要根据具体情况选择合适的计算方法，并进行详细的分析和计算。如果不确定如何进行受力分析计算，建议寻求相关专业人员的帮助。
平面四杆机构的基础知识 曲柄 杆长条件：最短杆与最长杆这和小于其他两杆长度之和 最短杆为机架时----双曲柄 最短杆为连架杆-----曲柄摇杆机构 最短杆为连杆-------双摇杆机构 行程速比系数=180+A/180-A A位极位夹角 K值越大，机构的急回特性越显著。 曲柄与机架共线时曲柄摇杆机构中传动角最小 压力角和传动角 存在曲柄的必要条件：满足感长条件最短杆为机架或连架杆死点压力角=90度 存在死点的条件是 尖顶实际轮廓=理论轮廓 滚子互为法向等距曲线 基圆：中心到理论轮廓的最小距离 压力角：从动件受力方向与速度方向的夹角 压力角越小越好 基圆半径越小，压力角越大 凸轮机构中等速运动规律（刚性冲击） 等加速运动等减速运动（柔性冲击） 余弦加速运动（柔性冲击） 凸轮轮廓曲线设计：1、基圆 2、偏心圆
3、做偏心圆的切线 4、在切线自基圆量取从动件的位移量 看压力角的标注从动件受力方向与速度方向的夹角 斜齿轮正确啮合的条件、模数压力角螺旋角匹配标准参数取在法面上几何尺寸计算在端面 渐开线齿轮切制分为仿形法和展成法 齿形系数YFa只与齿数有关与修正系数P89 小齿轮的弯曲应力大于大齿轮的弯曲应力 大齿轮的弯曲强度大于小齿轮的弯曲强度 一对齿轮的接触应力是相等的(作用力与反作用力），小齿轮的分度圆直径和中心距决定齿面接触疲劳强度 不发生跟切得最少齿数p81
渐开线曲率半径（渐开线离基圆越近，曲率半径越小，渐开线月弯曲 渐开线离基圆越近，压力角越小 轮齿折断一般发生在齿根 疲劳点蚀首先出现在节线附近的齿根面上（闭式软齿面齿轮传动中）齿面磨损是开式齿轮传动的主要失效形式 齿面胶合出现在高速重仔的闭式齿轮传动中 齿面塑性变形出现在低速重载或濒繁起动的软齿面齿轮传动中 斜齿轮弯曲强度计算应按当量齿数查修正系数和齿形系数 分度圆和节圆半径在标准圆柱齿轮中相等 啮合角就是齿轮在节圆处的压力角 避免因装配误差使齿轮产生轴向错位导致实际齿宽减小
机械基础一轮复习资料 （平面连杆机构） 【复习要求】 1. 了解铰链四杆机构的三种基本类型、特点及应用; 2. 掌握三种基本形式的判别条件； 3. 了解四杆机构的演化形式及应用； 4. 了解“死点”位置产生的原因、克服方法及应用; 5. 了解急回运动特性及其应用。 【知识网络】 【知识精讲】 一、平面连杆机构 由一些刚性构件用转动副和移动副相互联接而组成的在同一平面或相互平行的平面内运动的机构。注当平面四杆机构中的运动副都是转动副时称为铰链器杆机构。
三、铰链四杆机构三种基本形式的组成条件（见表） 四、铰链四杆机构的演化和应用（见表） 注：四杆机构的演化形式都可以看作是改变四杆机构某些构件的形状、相对长度或选择不同构件作为机架而获得的。 五、铰链四杆机构的特性 1. “死点”位置（以曲柄摇杆机构为例） （1）“死点”位置的产生：摇杆为主动件曲柄为从动件时，当摇杆处于两极限位置时，连杆与曲柄出现两次共线，此时曲柄上所受的力通过曲柄转动的中心，转动力矩为零，从动件不动，机构停顿。
（2）机构在“死点”位置时，将出现从动件转向不确定或卡死不动。 （3）克服“死点”位置的措施：利用自重、加飞轮、增设辅助机构或机构错列。 （4）“死点”位置出现的利与弊：对传动机构来说，“死点”位置的出现是不利的，应设法予以避免， 而工程中某些工作要求（如连杆式夹具的夹紧）就是利用“死点”位置来实现的。 2. 急回运动特性 （1）定义：机构空回行程的平均速度大于工作行程平均速度的性质。 （2）意义：利用急回运动特性可缩短空回行程时间，提高生产效率。 （3）行程速比系数（K）和极位夹角（9）行程速比系数是从动件空回行程平均速度与从动件工作行程平均速度的比值，其大小反应急回特性；极位夹角是主动曲柄与连杆两次共线位置时的夹角。 K=（180° +9）/（180 °-9）或9=180°（K -1）/（K+1） 注K > 1或9>0°时机构具有急回特性；摆角（小是指摇杆两极限位置的夹角。 （4）具有急回运动特性的常见机构曲柄摇杆机构（曲柄主动件）、摆动导杆（曲柄主动件）、双曲柄机构（ 平行双曲柄机构除外）、曲柄滑块机构（曲柄为主动件）等。 【边缘知识】 压力角、传动角及其对机构传力性能的影响： 1. 压力角：从动件C点所受力F的方向与C点的绝对速度u C方向间所夹的锐角（a）（见图）传动角：压力角的余角（丫） （见图）。 2. 压力角（或传动角）是判别机构传力性能的重要参数。 F可分解为两个力；
四连杆机构原理受力 四连杆机构是一种基础的机械结构，可以将旋转运动转化为线性运动，被广泛应用于各种机械设备中。在四连杆机构中，受力是非常重要的，下面我们就来探讨一下四连杆机构受力的原理。 1. 受力分析 四连杆机构的结构由四个连杆组成，通常分为一个驱动连杆和三个连动连杆。其受力分析的过程可以被分为两个部分：静力分析和动力分析。 静力分析主要是在定常的状态下，确定各个连杆的内力和外力的大小及方向，以及各个连杆的运动学参数。而动力分析则是在运动状态下，研究各个连杆的受力情况以及碰撞和推力等因素的影响。 2. 受力原理 四连杆机构的受力原理可以用以下四个方面来描述： (1) 动能守恒原理 四连杆机构的运动过程中，各个连杆的平动和转动都会涉及到动能的转化。动能守恒原理指出，系统总动能在运动过程中不变，此原理可用于双脚平地行走机构、可编程整倍增速装置等四连杆机构。 (2) 力平衡原理 四连杆机构中任何一点的受力情况必须符合牛顿力学的力平衡原理，受力平衡不仅关系到各个连杆自身的结构强度，也关系到连杆与其它部件之间的协调。 (3) 力谷原理 在四连杆机构的运动过程中，随着某一连接点的位置的变化，系统的自身能量会发生改变。这种变化会使系统处于一个稳态，这种稳态就是力谷。 (4) 傅科定理 傅科定理假设四连杆机构中各个连杆都是刚性的，受力直线分布。在此基础上，劳伦茨原理可以被应用于分析各个连杆的运动学参数。
另外，还有一些其他的受力原理，如弹性原理、脉冲定理等，这些原理同样适用于四连杆机构。 总结： 四连杆机构受力原理是四连杆机构设计中的重要一环，能够帮助我们更好地理解其工作原理和机构特点。在实际应用中，我们还需要结合实际情况综合分析其受力特性，以使机构设计和优化更加准确和高效。
前期回顾 涡轮蜗杆结构受力分析
平面连杆机构 平面四杆机构有曲柄的条件和几个基本概念 一、平面四杆机构有曲柄的条件 （若1和4能绕A整周相对转动，则存在两个特殊位置） a+d≤b+c (1) b 取最短构件任一相邻构件为机架——曲柄摇杆机构 取最短构件对面的构件为机架 ——双摇杆机构 二、行程速度变化系数 1、机构的急回运动特性： 原动件作匀速转动，从动件作往复运动的机构，从动件正行程和反行程的平均速度不相等。 2、行程速度变化系数 极位夹角θ（ 四连杆机构原理受力 四连杆机构是一种常用的机械结构，由四个连杆组成，可以实现直线运动或转动运动。在四连杆机构中，各个连杆之间存在着不同的受力关系。 我们来看第一个连杆，即输入连杆。输入连杆是四连杆机构中的动力来源，它通过外部力或驱动装置施加力或力矩，使得整个机构开始运动。在运动过程中，输入连杆受到的力或力矩会被传递给其他连杆。 接下来，我们来看第二个连杆，即输出连杆。输出连杆是四连杆机构中的输出部分，它与输入连杆通过一个连接点相连，形成了转动运动。在运动过程中，输入连杆施加的力或力矩通过连接点传递给输出连杆，使得输出连杆也开始运动。 第三和第四个连杆是连接连杆，它们分别与输入连杆和输出连杆相连。连接连杆的作用是将输入连杆和输出连杆连接在一起，使它们能够相对运动。在运动过程中，连接连杆承受着来自输入连杆和输出连杆的力或力矩，使得它们能够相对运动。 在四连杆机构中，各个连杆之间的受力关系是相互作用的。输入连杆施加的力或力矩会通过连接点传递给输出连杆，同时也会对连接连杆产生力或力矩作用。连接连杆则将这些力或力矩传递给输出连杆，使得它们能够相对运动。 除了以上的受力关系，四连杆机构还存在一些其他的特点。例如，在特定的连杆长度比例下，四连杆机构可以实现直线运动。当输入连杆作直线运动时，输出连杆也会作直线运动，从而实现了直线运动的转换。 四连杆机构还可以通过调整各个连杆的长度比例和角度来实现不同的运动轨迹。通过合理设计和参数调整，可以使得输出连杆实现复杂的运动轨迹，从而满足不同的工程需求。 四连杆机构是一种常用的机械结构，通过四个连杆的相互作用，实现了输入连杆到输出连杆的力或力矩传递和运动转换。在实际应用中，可以根据具体需求来设计和调整四连杆机构的参数，以实现所需的运动轨迹和功能。 四连杆受力分析范文 四连杆是由四个杆件组成的机构，其结构简单且常见于机械传动系统中。对于四连杆机构，在进行受力分析时，需要考虑每个杆件所受的外部 力和杆件间的内力。下面将对四连杆机构进行受力分析。 首先，我们需要明确四连杆各个杆件的命名和约定。在四连杆机构中，有一个固定的点称为固定点A，假设四连杆的AB是连接点A和B的连杆，BC是连接点B和C的连杆，CD是连接点C和D的连杆，AD是连接点A和 D的连杆。 在进行受力分析之前，需要了解四连杆机构的几何约束条件。四连杆 机构的几何约束条件是：AB杆件与固定点A之间的距离是固定的，BC杆 件的长度也是固定的，CD杆件的长度也是固定的，以及AD杆件的长度也 是固定的。 接下来，我们开始对四连杆机构进行受力分析。我们首先考虑AD杆 件所受的外力。由于四连杆机构的几何约束条件，AD杆件只能受到一个力，即AD杆件所对应的固定点A所施加的约束力。由于约束力是由固定 点A施加于AD杆件上，所以该力是一个反作用力，方向与AD杆件相反。 接下来，我们考虑CD杆件所受的外力。由于四连杆机构的几何约束 条件，CD杆件只能受到一个力，即CD杆件所对应的固定点C所施加的约 束力。由于约束力是由固定点C施加于CD杆件上，所以该力是一个反作 用力，方向与CD杆件相反。 接下来，我们考虑BC杆件所受的外力。由于四连杆机构的几何约束 条件，BC杆件可以受到两个力，即连接点B对BC杆件所施加的力和连接 点C对BC杆件所施加的力。根据杆件的力平衡条件，连接点B和连接点 C对BC杆件所施加的力大小和方向必须相等，但反向。 最后，我们考虑AB杆件所受的外力。由于四连杆机构的几何约束条件，AB杆件可以受到两个力，即连接点B对AB杆件所施加的力和连接点 A对AB杆件所施加的力。根据杆件的力平衡条件，连接点B和连接点A 对AB杆件所施加的力大小和方向必须相等，但反向。 综上所述 1.AD杆件受到杆件对应的固定点A所施加的约束力，方向与AD杆件 相反。 2.CD杆件受到杆件对应的固定点C所施加的约束力，方向与CD杆件 相反。 3.BC杆件受到连接点B和连接点C所施加的力，大小相等但方向反向。 4.AB杆件受到连接点B和连接点A所施加的力，大小相等但方向反向。 需要注意的是，在四连杆机构中，杆件间还存在内力。在进行受力分 析时，我们通常只考虑外力，而忽略杆件间的内力。 四连杆机构的受力分析是机械工程中的一个重要内容，通过对四连杆 机构进行受力分析，可以确定各个杆件的受力情况，从而进行设计和优化。 工程力学中的平面四杆机构的力学分析 工程力学中，机构是指由若干构件组成的结构，能够实现特定功能 的装置。平面四杆机构是一种常见且重要的机构，在众多工程应用中 发挥着重要作用。本文将对平面四杆机构的力学分析进行详细探讨， 以便更好地理解和应用于实际工程设计中。 1. 平面四杆机构的定义和基本结构 平面四杆机构由四根杆件和若干铰链连接而成，其中两根杆件称为 主杆件，另外两根杆件称为从杆件。主杆件与从杆件分别通过两个固 定的铰链连接，形成一个封闭的链环结构。平面四杆机构的基本结构 如图1所示。 [插入图1平面四杆机构的基本结构] 2. 平面四杆机构的运动约束条件 由于铰链的特性，平面四杆机构具有一定的运动约束条件。根据实 际应用需求，平面四杆机构可以实现以下几种运动： 2.1 行走机构 行走机构是平面四杆机构的一种常见运动模式，用于实现直线行走。在行走机构中，主杆件沿着一条直线路径移动，从而驱使从杆件实现 步进运动。该机构常用于工程设备的行走机构中，如履带式输送机等。 2.2 摇摆机构 摇摆机构是平面四杆机构的另一种典型运动形式，用于实现往复摆动。在摇摆机构中，主杆件通过旋转，引导从杆件做往复运动。摇摆 机构广泛应用于水泵、风扇等设备中，实现节律性的液体或气体输送。 2.3 连杆机构 连杆机构是平面四杆机构中的一种特殊形式，用于实现固定长短的 连杆运动。主杆件和从杆件的长度可以通过调整来改变杆件的运动轨 迹和速度，进而实现对工程装置的精确操控。 3. 平面四杆机构的力学分析方法 为了更好地理解和应用平面四杆机构，需要进行力学分析，以确定 各杆件之间的力学关系。以下是常用的几种力学分析方法： 3.1 克氏图法 克氏图法是一种常用的力学分析方法，利用平面四杆机构的平面图形，推导出杆件之间的运动学方程和力学方程。通过解这些方程组， 可以得到各杆件的位置、速度、加速度以及承受的力。 3.2 动力学分析 动力学分析是在运动学基础上，研究机构内各杆件所受力的分布和 大小。通过应用牛顿第二定律和动量守恒定律，可以推导出杆件的受 力情况和所需的驱动力。 3.3 有限元分析 图4-1 活塞组合 1—活塞 2—活塞销 3—挡圈 4—气环 5—油环 4 曲柄连杆机构的受力分析 4.1 曲柄连杆机构的组成 摩托车发动机的曲柄连杆机构由活塞、活塞环、活塞销、连杆、大小头轴承、曲轴等组成。 4.1.1 活塞组合 活塞组合由活塞、活塞环、活塞销、 活塞销挡圈等组成，见图4-1。它的功能 是： 1）承受气缸中可燃混合气燃烧产生的 压力，并将作用力通过活塞销传给连杆， 带动曲轴旋转。 2）活塞顶部与气缸盖组成燃烧室。 3）通过安装在其上的活塞环，保证气 缸的密封性。 4.1.1.1 四行程发动机活塞 四行程发动机活塞的顶面呈平面形，且对应于进、排气门之处加工有凹坑，以 避免在运动中与进、排气门相干涉，在顶面有“IN ”标记表示进气侧，保证活塞安装时的方向。 在活塞槽部通常设有两道气环、一道油环。在油环槽周围，设置有许多回油小孔，安装油环后，能刮去缸壁上多余的润滑油（见图4-2）。有些活塞在油环槽下再加工一个较浅的环形槽， 其上也加工回油小孔。四行程发动机活塞所 有环槽上都无需有定位销孔，原因是四行程 发动机的气缸上无气口，活塞环运动时不会 产生干涉现象。 为适应活塞在高温、高压、高速条件下 工作，活塞通常多采用质量轻、导热性好的 高铝合金来制造。有些活塞表面还进行镀锡 处理，以提高其磨合性。 4.1.1.2 活塞环 四行程活塞裙部较短，并无需做有缺口，因四行程发动机的进、排气道没有气缸盖上。 但有时为避免与曲轴相撞，并为增加裙部弹性及减小活塞质量，在受力不 图4-2 四行程汽油机的活塞 1—气门坑 2—回油孔 3—裙部缺口 大的沿销孔方向两侧，从底部各开一个浅而长的圆弧形缺口。 活塞环的功能是： 1）密封气缸与活塞间的间隙，防止漏气。 2）刮去气缸壁上多余的机油。 3）把活塞的热量传递给气缸体散发。 活塞环应具有良好的密封性，在高温、高压、和高速的工况下，具有良好的弹度、弹性和耐磨性；此外，并应有良好的磨合性与加工性。为适应这些要求，活塞环的材料多选用合金铸铁。 活塞环的自由状态是非圆形 的，且具有切口，以适应装入气缸 后恰好成为圆形，与气缸贴合。切 口的形式如图4-3所示，其中直切 口比搭接口的密封性差，但工艺性 好；斜切口介于两者之间。 活塞环按其用途不同，可分为 气环和油环两类。 （1）气环 气环的主要功能 是密封活塞与气缸之间的间隙，防 止燃气漏入曲轴箱，同时，气环将 活塞头部的大部分热量传递给气 缸壁，帮助活塞散热。摩托车发动机的气环断面有梯形环和矩形环 两种。 梯形环的优点是：不易胶结和卡死，并有较好密封效果。缺点是：内锥面的加工比较困难。一般在温度较高，润滑油容易形成积炭或胶状物时，第一环槽装用梯形环。 矩形环的优点是：工艺性和传热性都较好。但其磨合性及对气缸的适应性较差，抗积炭、抗胶结的能力也较差，不宜用作第一道环。 （2）油环 油环的主要功能是刮去气缸壁上多余的润滑油，使气缸壁上形成一层均匀的油膜，它主要用 在四行程发动机上。油环可分为普通 油环和组合油环两类。 1）普通油环：它的外圆柱面中 间，加工一个环槽，使得油环和气缸 的接触面积减小，从而增大接触比 压，加强刮油能力和密封性。环沿圆 周加工有许多回油槽和回油孔，以便 使油环从气缸壁上刮下的润滑油流入活 塞上的回油孔而进入曲轴箱，见图4-4。 图4-3 活塞环的切口形式 （a ）直切口 （b ）搭切口 （c ）斜切口 （d ）半圆切口 图4-4 油环的刮油情形 1—活塞 2—活塞环 3—回油孔 游梁式抽油机是以游梁支点和曲柄轴中心的连线做固定杆，以曲柄，连杆和游梁后臂为三个活动杆所构成的四连结构。 1.1四连杆机构运动分析： 图1 复数矢量法： 为了对机构进行运动分析，先建立坐标系，并将各构件表示为杆矢量。结构封闭矢量方程式的复数矢量形式： 3121234i i i l e l e l e l ϕϕϕ+=+ (1) 应用欧拉公式cos sin i e i θθθ=+将(1)的实部、虚部分离，得 1122433112233cos cos cos sin sin sin l l l l l l l ϕϕϕϕϕϕ+=+⎫ ⎬+=⎭ (2) 由此方程组可求得两个未知方位角23,ϕϕ。 当要求解3ϕ时，应将2ϕ消去可得 2222234134313311412cos 2cos()2cos l l l l l l l l l l ϕϕϕϕ=++---- (3) 解得 3tan(/2)(/()B A C ϕ=- (4) 33 233 sin arctan cos B l A l ϕϕϕ+=+ (5) 其中：411 11 2222 32 3 cos sin 2A l l B l A B l l C l ϕϕ=-=-++-= (4)式中负号对应的四连杆机构的图形如图2所示，在求得3ϕ之后，可利用(5)求得2ϕ。 图2 由于初始状态1ϕ有个初始角度，定义为01ϕ，因此，我们可以得到关于011t ϕϕω=+， ω是曲柄的角速度。而通过图形3分析，我们得到OA 的角度0312 π θϕϕ=--。 因此悬点E 的位移公式为||s OA θ=⨯，速度|| ds d v OA dt dt θ = =，加速度2222||dv d s d a OA dt dt dt θ===。 图3 已知附录4给出四连杆各段尺寸，前臂AO=4315mm ，后臂BO=2495mm ， 连杆BD=3675mm ，曲柄半径O ’D=R=950mm ，根据已知条件我们推出''||||||||OO O D OB BD +>+违背了抽油系统的四连结构基本原则。为了合理解释光杆悬点的运动规律，我们对四连结构进行简化，可采用简谐运动、曲柄滑块结构进行研究。 1.2 简化为简谐运动时的悬点运动规律 一般我们认为曲柄半径|O ’D|比连杆长度|BD|和游梁后臂|OA|小很多，以至于它与|BD|、|OA|的比值可以忽略。此时，游梁和连杆的连接点B 的运动可以看为简谐运动，即认为B 点的运动规律和D 点做圆周运动时在垂直中心线上的投影的运动规律相同。则B 点经过时间t 时的位移B s 为 5.5平面四杆机构的解析法设计 5.5.1按许用传动角设计曲柄摇杆机构 设已知从动摇杆的摆角ψ、行程速比系数K，机架的杆长d＝1，许用传动角[γ]，设曲柄的杆长a为参变量，用解析法[23]确定连杆的杆长b以及摇杆的杆长c。 由行程速比系数K求出极位夹角θ，即θ＝180(K－1)/(K＋1)。在图5.20中，由△B1B0B2得B1B2＝2c sin(0.5ψ)，对△A0B1B2应用余弦定理得 由此得a、b、c 与θ的函数关系 对△A3B3B0应用余弦定理得 将式(5.13)代入式(5.14)，得以 a 为设计变量的设计方程为 设已知从动摇杆的摆角ψ、若θ＝0，K＝1，机架的杆长d＝1，许用传动角[γ]。用解析法确定曲柄的杆长a、连杆的杆长b以及摇杆的杆长c。 在图5.21中，K＝1，摇杆在B3B0、B4B0位置出现最小传动角且两个最小传动角相等，对△A1B1B0、△A1B2B0应用余弦定理 化简上式得机构杆长之间的约束方程为对△A4B4B0、△A3B3B0应用余弦定理得 化简上式得 令式(5.13)中的θ＝0，得杆长c的函数式为 联立式(5.20)～(5.23)得曲柄的杆长a、连杆的杆长 b 以及摇杆的杆长 c 的设计方程为 【点击链接曲柄摇杆机构的设计动画】 5.5.2刚体导引机构的解析法设计 刚体导引机构是指它的连杆能够通过一系列有限分离位置的一种机构。其解析法设计就是建立机构的结构参数与运动参数之间的关系式，采用适宜的数学方法，按一定的精度要求，求出机构的未知参数。1)平面位移矩阵 设一连杆在平面坐标系xOy 中占据n 个位置，连杆的第j(j＝1,2,…，n)个位置用向量P j Q j表示。如图5.22 所示，连杆由位置P1Q1运动到P j Q j可以看成由P1Q1平移到P j Q'j再绕Pj 点转动θ1j的运动之和。设[Rθ1j]表示连杆旋转θ1j后，其上的向量在旋转前后的关系矩阵，则 ( Qj －Pj ) = [Rθ1j]( Q'j－P j ) 由于Qj －Pj = Q1 －P1 为此 ( Qj －Pj ) = [Rθ1j]( Q1 －P1 ) 式中［D1j］为 第四章典型零部件(连杆)的设计之五兆芳芳创作 连杆是策动机最重要的零件之一，近代中小型高速柴油机，为使策动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在包管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，为削减侧压力，可适当加长连杆. 连杆的结构其实不庞杂，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庞杂.在内燃机运转进程中，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含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，以及压缩载荷和自己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，在成长连杆新资料、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，有能加重质量，缩小尺寸. 对连杆的要求： 1、结构复杂，尺寸紧凑，可靠耐用； 2、在包管具有足够强度和刚度的前提下，尽可能的加重重量，以下降惯性力； 3、尽量缩短长度，以下降策动机的总体尺寸和总重量； 4、大小头轴承任务可靠，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，故良好的承继性也是一个考虑的方面. 4.1连杆资料 结合策动机任务特性,策动机连杆资料应当满足策动机正常任务所需要的要求.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，本设计中策动机为中小功率策动机，故选用一般的45钢资料根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 一般均大于0.3，这样可以使柴油机的机体高度下降，净质量削减，并且连杆长度减小后，其资料也相应削减，从而成本下降.但是，太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，加四连杆机构原理 受力
四连杆受力分析范文
工程力学中的平面四杆机构的力学分析
04 曲柄连杆机构的 受力分析
四连杆机构运动分析
5.5 平面四杆机构的解析法设计
连杆设计的详细计算
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