60kW四冲程柴油机连杆设计--《汽车发动机设计》课程设计说明书.doc

xx大学汽车发动机设计课程设计说明书学 号： 题 目60KW四冲程柴油机连杆设计学 院汽车工程学院专 业能源与动力工程班 级姓 名指导教师xx年x月x日目 录0前言-11汽油机的结构参数-1 1.1初始条件-1 1.2发动机类型-1 1.2.1冲程数的选择-1 1.2.2冷却方式-1 1.2.3气缸数与气缸布置方式-1 1.3基本参数-1 1.3.1行程缸径比的选择-1 1.3.2气缸工作容积V，缸径D的选择-22热力学计算-3 2.1热力循环基本参数的确定-32.2 热力过程具体计算-3 2.2.1绝热压缩过程-3 2.2.2 定容压缩过程-3 2.2.3 定压膨胀过程-3 2.2.4 绝热膨胀过程-32.3 绘制p-V图-4 2.4 p-V图的调整-4 2.5 有效功和有效压力的求解-5 2.6 p-V图向p-图的转换-53运动学计算-5 3.1曲柄连杆机构的类型-5 3.2曲柄连杆比的选择-5 3.3活塞运动规律-63.4连杆运动规律-74动力学计算-8 4.1 气体作用力的计算-8 4.2 惯性力的计算-84.2.1 质量转换-84.2.2 往复惯性力-94.2.3 离心惯性力-10 4.3 作用在曲柄连杆机构上的力-10 4.3.1 活塞销处的总作用力-10 4.3.2 总作用力P的传递-115 活塞组的结构设计-13 5.1 活塞的设计-13 5.1.1 活塞材料的选择-13 5.1.2 活塞主要尺寸设计-135.1.3 活塞质量计算-13 5.2 活塞销设计-13 5.2.1 活塞销材料的选择-13 5.2.2 活塞销尺寸设计-135.2.3 活塞销质量计算-14 6 曲轴的结构设计-146.1曲轴的工作条件和设计要求-146.2 曲轴的结构和材料-146.3 曲轴尺寸设计-147 连杆的结构设计-147.1 连杆的工作条件和设计要求-147.2 连杆材料的选择-157.3 连杆主要结构尺寸设计-15 7.3.1 连杆长度的确定-15 7.3.2 连杆小头尺寸的确定-15 7.3.3 连杆大头的结构设计-15 7.3.4 连杆杆身的结构设计-16 8 连杆强度校核-17 8.1 连杆小头的强度校核-17 8.1.1衬套过盈装配及温升产生的小头应力-17 8.1.2由拉伸载荷所引起的小头应力-17 8.1.3 由压缩杂合所引起的小头应力-18 8.1.4 小头疲劳强度安全系数-19 8.2 连杆杆身的强度校核-19 8.3 连杆大头的强度校核-20小结-22参考文献-23附录-24 xx大学汽车发动机设计课程设计说明书60kW四冲程柴油机连杆设计前言迄今为止，我们已经完成了本科阶段的所有理论学习，并且在大四上学期学习完本科阶段最重要的一门课程内燃机设计。历数三年多来我对于专业的认识，从最初专业导论课时老师很爱放的一个发动机组装视频开始，我便觉得发动机设计是一件很酷炫的工作，后来又先后学习了汽车构造和发动机原理，我对于发动机的了解也渐渐深入，终于到了今天的设计一款发动机，这不仅仅是个硬性任务，更是对于我们三年多来专业知识的一个检验。本次设计中我的任务是设计60KW四冲程柴油机的连杆，连杆是发动机中的主要承载组件，对强度和刚度的要求很高，这也是本次设计的重要考虑因素。设计过程我将秉承一个严谨的态度，坚守一个未来工程师的职业素养，认真设计人生第一款发动机部件！1 柴油机的结构参数1.1 初始条件额定功率：P=60kW平均有效压力：pme=0.81.2MPa活塞平均速度：vm18m/s1.2 发动机类型1.2.1 冲程数选择根据题目要求选择四冲程1.2.2 冷却方式水冷1.2.3 气缸数和气缸布置方式对于车用发动机25-75kW采用4缸，缸数较少，采用常用的直列式。1.3 基本参数1.3.1 行程缸径比S/D选择柴油机考虑到有利于混合气形成和燃烧，根据参考文献【内燃机学】得相应柴油机的行程缸径比在1.0至1.2之间。初步选择1.1。1.3.2气缸工作容积V，缸径D的选择根据内燃机学的基本公式：， 式中 Pe 发动机的有效功率，依题为60kW Pme 发动机的平均有效压力，依题取1.0MPa 气缸的工作容积 发动机的气缸数目 ，按要求取为4 发动机的转速 活塞的平均速度，按要求取10m/s 发动机活塞行程 发动机气缸直径发动机的行程数，按要求为4根据以上的条件代入以上公式，并圆整得：D=88mm ，S=98mm， P=1.0MPa，n=3100r/min，=0.596L通过以上结果返算得：Pe=61.59KW60KW，vm =10.13ms18m/s，均满足初始条件要求。2 热力学计算通常根据内燃机所使用的燃料和混合气形成方式，缸内燃烧过程（加热方式）等特点，把压燃式柴油机的实际循环简化为混合加热循环或等压加热循环，而等压加热循环多用于燃气轮机和大型低速柴油机，针对中小型高速柴油机则简化为混合加热循环。为建立柴油机的理论循环，需对其实际循环作必要的简化和假设，归纳起来有： 忽略发动机进排气过程，将实际的开口循环简化为闭口循环。 将燃烧过程简化为混合加热过程，将排气过程简化为等容放热过程。 把压缩和膨胀过程简化为理想的绝热等熵可逆过程，忽略工质与外界的热量交换及其泄露等影响。 将工质视为理想气体，在整个循环中工质的物理及化学性质保持不变，比热容为常数。2.1 热力循环基本参数的确定根据工程热力学 ：柴油机气体绝热压缩过程平均定熵指数av1=1.4；绝热膨胀过程平均定熵指数av2=1.321.33，取av2=1.32； 根据内燃机学 ：柴油机压缩比c=1222，初取c=18，故燃烧室容积 压力升高比p=1.32，初取p=2。初始膨胀比0=1.52.2 热力过程具体计算2.2.1 绝热压缩过程选取压缩过程起点（设为a点）的气体状态参数：pa=（0.80.9）p0,其中p0（标准大气压）=1.013105Pa，取pa=0.09MPa；Va=Vc+Vs=0.631L。选取压缩过程终点（设为b点）的气体状态参数： Vb=0.035L。从a点到b点的过程看作是绝热压缩过程，故多变指数n1=av1=1.4。根据绝热过程的热力学计算公式：=常数，可以计算出压缩过程中从a点到b点的各个点的状态参数。经过计算得到b点的状态参数：pb=5.15MPa。2.2.2 定容增压过程b点为定容增压过程的起点。选取增压过程终点（设为c点）的气体状态参数：Vc=0.035L。从b点到c点的过程看作是定容增压过程，其定容增压比，即压力升功率p=2，则c点的状态参数：pc=ppb=10.3MPa。2.2.3 定压膨胀过程c点为定压膨胀过程的起点。选取膨胀过程终点（设为d点）的气体状态参数：pd=10.3MPa。从c点到d点的过程看作是定压膨胀过程，其初始膨胀比0=1.5，则d点气体状态参数：Vd=Vc0=0.053L。2.2.4 绝热膨胀过程d点为绝热膨胀过程的起点。选取膨胀过程终点（设为e点）的气体状态参数：Ve=Vs+Vc=0.631L。从d点到e点的过程看作是绝热膨胀过程，故多变指数n2=av2=1.32。根据绝热过程的热力学计算公式：=常数，可以计算出膨胀过程中从d点到e点的各个点的状态参数。经过计算得到e点的状态参数:pe=0.39MPa。2.3 绘制p-V图将上述四个过程中各个点的气体压力p和活塞顶上部容积V反映到图中，制成p-V示功图： 图2-1 理论p-V图2.4 p-V图的调整内燃机的实际循环中存在着许多不可逆损失，因而和理论循环有一定的差别，主要是传热损失和燃烧损失带来的影响，下面针对这两类影响因素对理论p-V图进行修改。1、 传热损失的影响实际循环中，缸套内壁面、活塞顶面以及气缸盖底面等与缸内工质直接接触的表面始终与工质发生着热量交换，因而在压缩和膨胀过程并不是绝热的，其修正后的实际多变指数n1=1.321.37，取n1=1.35，n2=1.221.28，取n2=1.25。2、 燃烧损失的影响由于燃烧速度的有限性，为了使燃烧能够在上止点附近完成，保证较好的动力性和经济性指标，一般希望燃料上在止点前510（CA）开始燃烧，此时燃烧过程脱离多变过程热力学曲线。由于同样的原因，等容加热部分不能瞬时完成，部分燃烧在膨胀过程进行，并且规定柴油机急燃期平均压力升高率dp/d不宜超过0.6MPa/(CA),故最高燃烧压力降低，并且一般出现在上止点后15（CA）左右，取实际最高燃烧压力pmax=9MPa，实际燃烧工作过程也脱离等容加压和等压膨胀过程，且整个燃烧持续角不超过40（CA）。根据以上分析调整后的实际p-V图如下： 图2-2 实际p-V示功图3 运动学计算3.1 曲柄连杆机构的类型在往复活塞式内燃机中基本上采用三种曲柄连杆机构：中心曲柄连杆机构、偏心曲柄连杆机构和关节曲柄连杆机构。其中中心曲柄连杆机构应用最为广泛，本次设计就选择此种类型。3.2 曲柄连杆比的选择根据汽车发动机设计，曲柄连杆比=1/3.21/3.8。车用发动机多采用小连杆，但连杆缩短会导致活塞侧压力加大，可能增加活塞与气缸的摩擦和磨损，但是根据经验，直到=1/3，这种影响都不大。故初选=1/3.6。3.3 活塞运动规律活塞位移x=r(1-cos)+ /4(1-cos2)，其中曲柄连杆比=1/3.6，曲柄半径r=S/2=49mm。活塞位移曲线图x-图如图3-1所示。活塞速度v=r（sin+/2sin2）,其中角速度=n/30=324.6 rad/s。活塞速度曲线图v-图如图3-2所示。活塞加速度j=r2(cos+cos2)。活塞加速度曲线图j-图如图3-3所示 图3-1 活塞位移曲线图 图3-2 活塞速度曲线图 图3-3 活塞加速度曲线图3.4 连杆运动规律连杆做复合平面运动，即其运动是由随活塞的往复运动和绕活塞销的摆动合成的。连杆相对于气缸中心的摆角=arcsin(sin)。连杆摆角的变化规律如图3-4所示。 图3-4 连杆摆角变化规律4 动力学计算4.1 气体作用力的计算缸内的气体压力随曲轴转角的不同而作周期性变化。气体压力作用在活塞顶上，通过活塞销传递到曲柄连杆机构。作用在活塞顶上的气体作用力Pg等于活塞上下两空间内气体压力差与活塞顶面积的乘积，即：式中 pg气缸内的气体压力（MPa） p0曲轴箱内的气体压力（MPa）对于给定的内燃机其活塞直径D为定值，故Pg取决于pg和p0的变化规律。对于四冲程内燃机来说，一般将p0取成标准大气压即p0=0.1MPa；而气缸内气体压力随曲轴转角的变化关系可由前面的p-图得到。经过计算处理得到气体作用力随曲轴转角的变化曲线如图4-1所示。 图4-1气体力随曲轴转角的变化曲线4.2 惯性力的计算4.2.1 质量转换往复惯性质量，在此进行初步估算，将活塞简化为薄壁圆筒，假设壁厚4mm，活塞高度85mm,可得 =409g其中：-活塞外径，为88mm； 1/2-活塞的厚度，为4mm； -活塞的高度,取 H=85mm； -活塞密度，在此用共晶铝硅合金，密度为2.7g/cm3 -活塞销密度，在此用20Mn合金，密度为7.9g/cm3 -连杆密度，在此用40MnB合金，密度为7.9g/cm3d1-活塞销外径，d1=32mm；d2-活塞销内径，d2=20mm；D2-连杆小头内径，D2 =32mm；D1-连杆小头外径，D1=50mm； B1-连杆小头宽度，B1=32mm；L-活塞销长度，L=74mm活塞销的质量 m2=284g连杆小头质量 m=291g，估算往复惯性质量984g4.2.2 往复惯性力pj在机构中的传递情况与pg很相似，也是机构受负荷，也产生转矩和倾覆力矩，由于pj对气缸盖没有作用，所以它不能在机内自行抵消，是向外表现的力，需要由轴承承受，则由于活塞组和连杆小头的往复运动而引起的往复惯性力pj的大小与曲轴转角的关系满足下式：pj=-mjj=-mjr2(cos+cos2)往复惯性力的变化规律如图4-2所示。 图4-2往复惯性力的变化规律4.2.3 离心惯性力离心惯性力Kr=mrr2,在匀速旋转时其大小不变，沿曲柄方向向外作用于曲柄销中心。将其沿作用线移至曲轴中心点，可分解成水平和垂直两个简谐量，如果不用结构措施消除，它也是自由力，使曲轴轴承和内燃机承受支反力，使发动机发生振动，但不产生转矩和倾覆力矩。在本次设计中，用平衡块结构措施消除，所以在计算中可以忽略它。4.3 作用在曲柄连杆机构上的力4.3.1 活塞销处的总作用力由前可知，在活塞销中心处，同时作用着气体作用力 Pg和往复惯性力Pj，由于作用力的方向都沿着气缸中心线，故只需将其代数和相加，即可求得合力P为：P=Pg+Pj（N）图4-3表示了P随曲柄转角的变化关系。 图4-3总作用力4.3.2 总作用力P的传递P在曲柄连杆机构中向下传递，将其分解为沿连杆方向上的连杆作用力K及垂直于气缸壁的侧压力N，其中K=P/cos，N=Ptan，二者变化规律分别如图4-4和图4-5所示。 图4-4连杆作用力 图4-5 活塞侧压力K沿连杆传递到连杆大头，该力以同样的方向和大小作用在曲柄销上。把K分解为曲柄半径方向的径向力k和垂直于曲柄销半径方向的切向力t： 二者的变化规律如图4-4和图4-5所示。 图4-6径向力变化规律 图4-7切向力变化规律单缸转矩：,经计算取多点函数值得图如下： 单缸扭矩随曲轴转角的变化关系5 活塞组的结构设计5.1 活塞的设计5.1.1 活塞材料的选择活塞是在高负荷、高速、高温和润滑不良的条件下工作的，活塞的材料要求强度好、耐磨密度小、热膨胀系数小、导热性好，具有良好的减磨性和工艺性。常用材料为铝硅合金。共晶铝硅合金具有满意的综合性能，应用最为广泛，本次设计便采用共晶铝硅合金。5.1.2 活塞主要尺寸设计根据汽车发动机设计，计算活塞的主要尺寸：活塞直径D=88mm；活塞高度L=（0.81.1）D=70.496.8mm，取L=85mm；活塞顶部厚度Th=0.075D=6.6mm。5.1.3 活塞质量计算将活塞简化为薄壁圆筒，从而计算出其体积，进而计算出活塞质量： 式中 活塞等效厚度，=（0.060.10）D=5.288.8mm，取=7mm 1活塞密度，活塞材料为ZL109，故1=2.7g/cm3计算得m1=409g。5.2 活塞销设计活塞工作时顶部承受很大的大气压力，这些力通过销座传给活塞销，再传给连杆，因而活塞销的设计必须保证足够的强度、承压面积和耐磨性。5.2.1 活塞销材料的选择活塞销一般用低碳钢或低碳合金钢制造。本设计选用40Cr，经表面渗碳淬火处理以提高表面硬度，为使中心具有一定的冲击韧性，表面需进行精磨和抛光。5.2.2 活塞销尺寸设计根据内燃机设计，计算活塞销主要尺寸：活塞销外径d1=（0.350.38）D=30.833.44mm,取d1=32mm；活塞销内径d2=（0.550.65）d1=17.620.8mm,取d2=20mm；活塞销长度l=（0.820.86）D=72.1675.68mm,取l=74mm。5.2.3 活塞销质量计算将活塞销视为一个规则的圆筒，计算活塞销质量： 式中 2活塞销密度，2=7.83g/cm3计算得m2=284g。6 曲轴的结构设计6.1 曲轴的工作条件和设计要求曲轴的基本工作载荷是弯曲载荷和扭转载荷；对内不平衡的发动机，曲轴还承受内弯矩和剪力；未采取扭转振动减振措施的曲轴，还可能作用着幅值较大的扭转振动弹性力矩，曲轴结构强度的研究重点是弯曲疲劳强度，曲轴设计主要致力于提高曲轴的疲劳强度。6.2 曲轴结构和材料曲轴从整体结构上看可以分为整体式和组合式，随着复杂结构铸造和锻造技术的进步，现代内燃机几乎全部都采用整体式曲轴；从支撑方式上看有全支撑结构和浮动支撑结构，为了提高曲轴的弯曲疲劳强度和刚度，现代发动机的曲轴多采用全支撑结构。曲轴材料本设计采用Q7800，轴承颈表面经高频淬火或氮化处理，最后进行精加工。6.3 曲轴尺寸设计根据汽车发动机设计，计算曲轴的主要尺寸：曲柄销直径D2=（0.550.7）D=48.461.6mm,取D2=56mm；曲柄销长度l2=（0.350.45）D=30.839.6mm，取l2=36mm。7 连杆的结构设计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接，和曲轴一起做旋转运动，即连杆将活塞的往复运动转化为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞顶的力传递给曲轴。7.1 连杆的工作条件和设计要求四冲程发动机中连杆的基本载荷是拉伸和压缩，对柴油机来说，最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，数值为活塞组和计算断面上那部分连杆质量的往复惯性力：=(mp+m1)(1+)r2；最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，数值为爆发压力产生的推力减去前述的惯性力：=Pg-。7.2 连杆材料的选择连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生的交变载荷，因此在设计时应先保证连杆具有足够的疲劳强度和结构刚度，一般选用精选优质中碳结构钢45号钢模锻，本设计采用45号钢。7.3 连杆主要结构尺寸设计7.3.1 连杆长度的确定前面已取曲柄半径比=1/3.6,故连杆长度L=r=176.4mm。7.3.2 连杆小头尺寸的确定根据内燃机设计，现代高速发动机上的连杆小头一般采用薄壁圆环形结构，材料为45号钢。为了耐磨，在小头孔内还压有耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，厚度一般为23mm，取=3mm。小头轴承孔直径d1=（0.350.38）D=30.833.44mm,取d1=32mm，宽度B1d1=32mm，衬套外径d=d1+2=38mm，小头外径D1=（1.21.35）d=45.651.3mm，又小头的最小径向厚度大于4mm，故取D1=50mm，满足条件。则连杆小头的质量： 式中 3连杆的密度，连杆的材料为45号钢，故3=7.85g/cm3 。7.3.3 连杆大头的结构设计连杆大头联接连杆和曲轴。为了便于维修，高速内燃机的连杆必须能从气缸中取出，故要求大头在摆动平面内的总宽度B0必须小于气缸直径；大头的外形尺寸又决定了凸轮轴位置和曲轴箱形状；大头的重量产生的离心力会使连杆轴承、主轴承负荷增大，磨损加剧，有时还为此不得不增大平衡重，给曲轴设计带来困难，因此在设计连杆大头时，应在保证强度、刚度条件下尺寸尽量小，重量尽量轻。根据汽车发动机设计，计算曲轴的主要尺寸：连杆大头内径D2=（0.550.7）D=48.461.6mm,取D2=56mm；连杆轴瓦厚度2和连杆螺栓直径dm=10mm。为了结构紧凑，2趋于减薄，2=1.53mm，取2=2mm。由于平切口连杆的大头具有较大的刚度，轴承孔受力变形小以及制造费用低，一般都采用这种结构。且本次设计的是柴油机，气缸缸径足够大，适合采用平切口结构。高度H3、H4对于平切口连杆大头的刚度和强度影响很大，一般取H3H4（0.350.5）D2,取H3H4=24mm。为提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓中心距c应尽量小，对平切口连杆，c=（1.241.31）D2，取c=72mm，螺栓孔与轴瓦孔间距很小，为11.5mm，螺栓孔外侧壁厚一般不应小于2mm，否则在连杆受拉时，大头孔易因刚度不足产生椭圆变形。7.3.4 连杆杆身的结构设计杆身也承受交变载荷，可能产生疲劳破坏和变形，连杆高速摆动时横向惯性力也会使连杆弯曲变形，因此杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。现代柴油机连杆杆身平均断面积fm与活塞顶面积Fd之比fm/Fd=0.030.05，取 为了在较小的重量下得到较大的刚度，高速内燃机的连杆杆身断面都是“”字形，“”字形断面的平均相对高度H/D=0.30.4,取H=28mm；高宽比H/B=1.41.8，对于汽车发动机，B初步值可按以下经验公式求出：取B=16mm为使连杆从小头到大头传力比较均匀，一般把杆身断面H从小头到大头逐渐加大，Hmax/Hmin值最大为1.3左右。在杆身到小头和大头过渡处须用足够大的圆角半径。连杆杆身的质量为：8 连杆强度校核8.1 连杆小头的强度校核8.1.1 衬套过盈装配及温升产生的小头应力把小头和衬套当做两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面由装配过盈和温升过盈t所引起的径向均布压力为：式中t=（-）td上述两式中 t发动机工作后小头温升，约100150C，取t=120C 小头衬套装配过盈量，一般为0.0450.15mm，取=0.1mm 连杆材料的线膨胀系数，对于钢=1.010-5（1/C） 衬套材料的线膨胀系数，对于青铜=1.810-5（1/C） 、连杆和衬套材料的泊松系数，可取=0.3 E连杆材料的弹性模数，对于钢E=2.2105N/mm2 衬套材料的弹性模数，对于青铜=1.15105N/mm2解得：p=38.5N/mm2。由径向均布力p引起的小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算：外表面内表面二者均在要求的100150N/mm2范围内，故设计合理。8.1.2 由拉伸载荷所引起的小头应力进行应力计算时将小头简化为刚性地固定于它与杆身衔接处的曲杆，其固定角为：对于四冲程柴油机最大拉伸载荷出现在进气行程开始的上止点附近，其数值为活塞组和计算断面上那部分连杆质量的往复惯性力：径向载荷为了求出小头各断面中的应力，必须先求出各断面在均匀径向载荷作用下的内力。铅垂方向上法向力N0=Pj（0.5720.0008）=4338N，弯矩M0=Pjrm（0.000330.0297）=1.85Nm与铅垂方向为的方向上，在090的第一段法向力N1=N0cos+0.5Pj（1-cos），弯矩M1=M0+N0rm（1-cos）-0.5Pjrm(1-cos)在90的第二段法向力N2= N0cos+0.5Pj（sin-cos），弯矩M2=M0+N0rm（1-cos）-0.5Pjrm(sin-cos)各断面中的应力根据曲杆公式计算，其中有典型意义的内外表面应力：式中 E、F和E、F分别为连杆和衬套材料的弹性模数和断面面积。 h小头厚度，h=5.5mm a小头宽度，a=35mm rm小头内径，rm=20.5mm通常amaximax，而外表面应力的最大值一般出现在=处，算得此处的法向力N=4055N，弯矩M=7.6Nm。故拉伸载荷引起的小头最大应力ai=54.8MPa。8.1.3 由压缩载荷所引起的小头应力最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，根据内燃机设计求得：=Pg-=54681N 因为=120，查图得N0/=0.003,M0/(rm)=-0.00125，从而算得N0=164N，M0=-1.4Nm。然后同计算拉伸载荷一样，算得最大应力出现处的法向力N=629N，弯矩M=-10.9Nm， 从而压缩载荷引起的小头最大应力8.1.4 小头疲劳强度安全系数不对称循环应力的最大值和最小值分别为：max=a0+ai=165.8MPa，min=a0+ac=55MPa平均应力 应力幅 安全系数 式中 -1z材料在对称循环下拉压疲劳极限，-1z =2.02.5102N/mm2,取-1z =2.0102N/mm2 工艺系数，=0.40.6，取=0.6 角系数，表示平均应力对脉动部分的影响，为材料在对称循环下的弯曲疲劳指数，=（1.41.6），此处取=0.2 算得n=1.75,满足n=1.52.5的要求，故设计合理。 8.2 连杆杆身的强度校核 连杆杆身在不对称的交变循环载荷下工作，受到位于计算断面以上作往复运动的质量的惯性力的拉伸。在做功行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，杆身的应力幅 a只决定于气压力Pg，而惯性力只影响平均应力m，所以其计算工况应为最大扭矩工况。杆身中间截面-处由引起的拉伸应力： 在摆动平面内由压缩和纵弯曲引起的合成应力：在垂直于摆动平面内由压缩和纵弯曲引起的合成应力：式中 F杆身中间截面