06 连杆组设计[五篇范文]

第一篇：06 连杆组设计

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连杆组设计 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。

由于连杆长度的偏差直接影响发动机的压缩比和装配关系，所以

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连杆长度的制造公差要控制在±0.05～0.1㎜范围内。

连杆的主要结构尺寸如图6-1所示。

6.1.3 连杆小头的结构设计

本设计采用浮式活塞销，连杆小头在传力过程中相对于活塞销往复摆动。为了耐磨，在销头孔内压入耐磨青铜衬套。

连杆小头为薄壁环形结构，顶端有油孔，使润滑油经小孔润滑连杆小头轴承和活塞销。设计连杆小头的主要任务是确定其结构尺寸（小头轴承孔直径d1和宽度B1、衬

图6-1 高速内燃机的主要结构参数 套外径d、外形尺寸D1）和润滑方式。

连杆小头结构尺寸确定如下：

小头轴承孔直径d1在活塞组中已确定，d1=15㎜；

小头轴承孔宽度B1： B1=（1.2～1.4）d1=18.00～21.00㎜，取B1=18㎜

衬套外径d：

d=（1.05～1.15）d1=15.75～17.25㎜，取图6-1 高速内燃机的主要结构参数 d=16㎜

连杆外形尺寸D1：

D1=（1.2～1.35）d=19.2～21.6㎜，取D1=20㎜

实践表明，连杆小头到杆身的过渡部分是薄弱部位，该处的应力集中较大。为了缓和应力集中，可采用二段或三段圆弧过渡。

连杆小头的平衡取重凸台可根据加工方便，设在上面或侧面。为了耐磨，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套采用耐磨锡青铜铸造。衬套与活塞销的配合间隙应尽量小，以不发生咬合为原则。一般Δ=（0.0002～0.0015）d1=0.003～0.0225㎜，取Δ=0.02㎜。

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连杆小头轴承由于比压大，润滑速度低，一般不可能造成理想在液体润滑。本设计中连杆小头采用飞溅润滑，这是因为载荷的交变性引起活塞销相对连杆上下移动，这个泵吸作用可以促成油膜恢复，故在连杆小头合衬套上应设有油孔或油槽。

6.1.4 连杆杆身的结构设计

杆身也承受交变载荷，可能产生疲劳破坏合变形，连杆高速摆动时的横向惯性力也会使连杆弯曲变形。因此连杆杆身必须有足够的断面积，并消除产生应力集中的因素。

连杆杆身的断面采用“I”字形结构，这样能在足够的强度和刚度下获得最小的质量。杆身断面从小头到大头逐渐增大，这是由杆身的受力情况决定的，而且杆身两头分别与小头、大头作圆滑过渡，这样既可避免应力集中，又能达到传力均匀。

“I”字形断面的长轴应在连杆摆动平面内，其平均相对高度H/D=0.2～0.3，即H=（0.2～0.3）D=10.8～16.2㎜，取H=12㎜，高宽比H/B=1.4～1.8，则B=8.33～10.71㎜，取B=9㎜。根据Hmax/Hmin=1.0～1.3，则取Hmax=13㎜，Hmin=11㎜。

6.1.5 连杆大头的设计

连杆大头联接连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦，甚至整机工作可靠性。为了维修方便，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必须小于气缸直径。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。

连杆大头有两种形式，一种是整体式，另一种是分开式。由于摩托车发动机普遍采用组合式曲轴，且整体式连杆与组合式曲轴配套使用，所以本设计中采用整体式连杆。

连杆大头的结构尺寸确定如下： 大头孔直径d2：

d2=（0.55～0.63）D=29.70～34.02㎜，取d2=31㎜ 大头孔轴承直径D2：

D2=（0.42～0.55）D=22.68～29.70㎜，取D2=30㎜ 大头孔外径D0：

取壁厚为5㎜，则D0= D2+2×5 =40㎜ 大头宽度B2：

B2=（0.4～0.65）d2=12.4～20.15㎜，取B2=18㎜

6.2 连杆组的校核 6.2.1 连杆质量的估算

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取ρ=7.8g/cm3，则连杆各部分的质量计算如下： 小头质量m1：

m1=ρπB1[（D1/2）2-（d1/2）2]=19.29g 大头质量m2：

m2=ρπB2[（D0/2）2-（d2/2）2]=70.43g 杆身质量m3：

L=l-（D1/2）-（D0/2）=40㎜ m3=ρV=39.41g 连杆总质量m：

m=m1+m2+m3=129.13g 估计活塞组质量：m4=150g

6.2.2 连杆长度的校核

为了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。短冲程连杆的最短长度必须满足以下条件：

平衡块不碰活塞时：

112D2l1 1S满足曲拐不碰活塞时： 112D2l2 2S将 S=44mm，D=54mm，l1=25mm，l2=15mm代入上式可求得1/

11λ1=4.36，1/λ2=3.90。由于≥，所以所设计的连杆长度满足

12设计要求。

6.2.3 连杆小头校核

6.2.3.1 连杆小头的强度校核

以过盈压入连杆小头的衬套使小头断面承受拉伸应力。此外，连杆小头在工作中，还承受活塞组惯性力的拉伸和气压力的压缩，其工作载荷具有交变性。

上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其与杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算。显然应取应力变化幅度最大的工况作为计算工况。根据经验，取最大功率工况进行计算。

1、衬套过盈装配及温升产生的小头应力

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td P22221D1d1dd1[2][2’]22ED1dE’dd1△t=（a-a'）△td1

式中： △ — 衬套压配过盈量；

△t — 工作后小头温升，约100～1500C，取△t =1000C；

a — 连杆材料的线膨胀系数，对于钢a=1.0×10-5（1/0C）；

a' — 衬套的线膨胀系数，对于青钢a'=1.8×105（1/0C）；

 — 连杆材料的泊桑比，=0.3；

' — 衬套材料的泊桑比，'=0.3；

5E — 连杆材料的弹性横量，对于钢E=2.2×10Mpa；

E' — 衬套材料的弹性模量，对于青铜E'=1.15×105Mpa。代入数据求得径向均布压力P=21MPa/mm2。

由径向均布压力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。

内表面：

2d2a0P274.67MPa

D1d2外表面：

D12d2i0P295.67MPa 2D1d2、由拉伸载荷所引起的小头应力

进行应力计算时，将小头简化为一刚性地固定于它于杆身衔接处的等截面曲梁，其固定角为：

H/2c900arccosmin101.970D1/2

活塞组的最大惯性力为：

G'Pjmax(1)rw2

g式中G'为活塞组往复运动质量。由于G'=m4·g，所以代入数据可求得 Pjmax=0.86KN。

由拉伸载荷引起的小头应力的计算简化如图6-2所示。

图6-2 连杆小头受力时计算简图 各截面上的弯矩和法向力求

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取如下：

在ψ=00的截面上：

M0Pjmaxr(0.00033c0.0297)

N0Pjmax(0.5720.0008c)在ψ=900时：

M1M0N0r(1cos)0.5Pjmaxr(1cos)

N1N0cos0.5Pjmax(sincos)在ψ=ψc时：

M2M0N0r(1cos)0.5Pjmaxr(sincos)

N2N0cos0.5Pjmax(sincos)任意截面上的应力为： 外表面：

6rh1KN] aj[2M

h(2rh)b1h内表面：

6rh1 ij[2M KN]h(2rh)b1hDdr14Ddh22EF K

EFE'F'F(D1d)b1F'(dd1)b式中 Pjmax — 活塞组的最大惯性力，其值为0.86KN； r — 小头平均半径，r=7.25㎜；

ψc — 固定角ψc =101.970； h — 小头壁厚，h=1.5㎜；

b1 — 小头宽度，b1 =18㎜； K — 考虑衬套过盈配合影响的系数；

F — 小头截面面积；

F' — 衬套截面面积

E — 连杆材料弹性模量，E=2.2×105MPa；

E' — 衬套材料的弹性模量，E'=1.15×105MPa。

运用上述公式计算连杆小头在惯性力拉伸负荷作用下内外表面的应力分布如图6-3所示。从图上可以看出，应力分布与固定角ψc的大

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小有关，但大致趋向一致。内表面的最大应力发生在ψ=900处，外表面的最大应力发生在ψ=ψc的固定截面处。

3、最大压缩力引起的应力 最大压缩载荷出现在膨胀行程开始的上止点附近，其数值是爆发压力产生的推力减去前述的惯性力。

‘’PcPzPj

式中 Pz — 作用在活塞上图6-3 连杆小头受拉后内外表面应力分布 的气压力，Pz =7.5×π×D2/4=2.12KN；

‘ Pj — 活塞组和计算断面以上那部分连杆质量的往复惯性

‘G’G1（1）rw2=1.08KN； 力，Pg‘ 代入数据可求得Pc=1.04KN。

‘j最大压缩力引起的应力计算简化如图6-4所示。由于小头下部与杆身相连，‘刚度大。因此，假定压缩载荷Pc在小头下半圆周上呈余弦分布。

任意截面上的弯矩和法向力为： 00≤ψ≤900时：

M1M0N0r（1cos）图6-4 连杆小头受压时计算简图

N1N0cos900≤ψ≤ψc时：

sin1‘M2M0N0r（1cos）Pr（sincos）c2

1’sinN2P（sincos）N0cosc2式中M0、N0由《

得：

N

=0.00

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75‘Pc，有N

0

=0.0081KN，M

0

=0.0027N.m。

将数据代入上式可求得：

当ψ=900时：M1=0.0027N.m

N1=0.0081KN； 当ψ=ψc时：M2=0.0618N.m

N2=0.0042KN； 任意截面上的应力为： 外表面：

6rh1ac[2MKN]

h(2rh)b1h 内表面：

6rh1ic[2MKN]

h(2rh)b1h

图6-5为计算所得到的压缩载荷

图6-5 压缩载荷引起的应力分布

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引起的应力分布图。由应力分布图可看出：在固定角ψc处产生最大应力，外表面产生最大拉应力，内表面产生压应力。

代入数据可求得：σac=12.36MPa，σic=－9.27MPa。

4、小头的安全系数计算

1znam

0式中

σ-1z — 材料在对称循环下的拉压疲劳极限，由《机械设计》表5-4查得σ-1z =190～250MPa，取σ-1z =200MPa；

σa

— 应力幅； σm —平均应力；



— 考虑表面加工情况的工艺系数，=0.4～0.6，=0.5；

 — 角系数；

σ-1 — 材料在对称循环下的弯曲疲劳极限，σ-1 =269.1MPa； σ0

— 材料在脉冲循环下的弯曲疲劳极限，对于钢σ0=（1.4～1.6）σ-1=376.74～430.56MPa。

代入数据可求得角系数ψσ=0.32。小头应力按不对称循环变化，在固定角ψc截面的外表面处变化较大，通常只计算该处的安全系数，此时有：

循环最大应力：σmax=σa0+σaj=101.87MPa 循环最小应力：σmin=σa0+σac=72.46MPa

min应力幅：

σa=max=14.71MPa

2min平均应力：

σm=max=87.17MPa

2将数据代入可求得小头安全系数为：n=1.91＞1.5。所以所设计的连杆小头安全。

6.2.3.2 连杆小头刚度的校核

当连杆小头与活塞销相配时，小头必须要有足够的刚度，以免因小头变形过大影响轴承间隙，使活塞销与衬套互相咬死。根据使用经验，由拉伸载荷引起的小头横向直径收缩量δ应比间隙小一半以上。

δ可按以下半经验公式计算：

3Pjdm(900)2 610EI式中

dm — 小头的平均直径，dm =2r=15㎜；

210 重庆工学院毕业论文

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B1h3I — 小头截面惯性矩I=4.37㎜4。

12将数据代入上式得：δ=0.0005㎜＜＜0.0075㎜。所以所设计的连杆小头满足刚度要求。

6.2.4 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，它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。在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，杆身的应力幅σa只决定于气压力Pz，而惯性力只影响平均应力σm，所以其计算工况应为最大扭矩工况。

连杆杆身计算简图如图6-6所‘示。由Pj引起的拉伸应力在杆身中间截面Ⅰ-Ⅰ处的计算如下：

‘Pj j

F‘由Pc压缩和纵弯曲引起的合成应力摆动平面内：

’Pcl2‘1CPc

FJx在垂直于摆动平面内：

‘Pl’‘c2cPcF4Jx

图6-6 连杆杆身的计算简图

E2E1JxBH3Bth3

121JyB3(Hh)ht3

12式中 F — 杆身中间截面面积，F=B（H-h）+ht=53㎜2； c

— 系数，对于各种钢材，c=0.0002～0.0005，取c=0.0003；

E — 材料弹性极限；

Jx — 杆身中间截面对其垂直于摆动平面的惯性矩，Jx= 921.87㎜4；

Jy — 杆身中间截面对其摆动平面的惯性矩，Jy=759.51㎜c4；

代入数据求得：σj=15.39MPa，σ1=123.34MPa, σ2=119.85MPa。应力幅和平均应力在摆动平面内为：

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am1j21j553.98MPa

69.37MPa2在垂直于摆动平面内

2ja51.98MPa2 1jm67.62MPa2所以在摆动平面内的安全系数

1.861.5

am，在垂直于摆动平面内

1zn1.951.5

am，所以所设计的连杆杆身的Ⅰ-Ⅰ处安全。在杆身最小截面Ⅱ-Ⅱ处的应力计算如下：

Pj'拉应力：j=20.37MPa

Fminn1z压应力：c应力幅：aPj'PzFmincj=147.14MPa =63.39MPa

2=83.76MPa 2此处的安全系数n=1.6＞1.5，所以该截面安全。综上所述，本设计所设计的杆身安全。

6.2.5 连杆大头校核

6.2.5.1 连杆大头的强度校核

目前还没有比较合理的验算连杆大头强度的公式。在此把整个连杆看成是一个两端固定的圆环，固定端的位置用图中的角度表示，通常这个角度假设为400。圆环的曲率半径取内外圆半径之和的一半。环的截面面积取A-A截面的面积。同时假定作用在连杆大头上的力按余弦分布。

平均应力：mcj重庆工学院毕业论文

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连杆大头所受惯性力拉伸载荷：

GG3G'G''pjmax(1)r22r21.76KN

gg连杆大头中央截面A-A上的应力为：

l(0.01270.00083)0.5220.003''00Pjmax1''JFF 2Z(1)J式中

l1 — 计算圆环的曲率半径，l1=17.5㎜；@

J — 大头中央截面的惯性矩,J=104mm4；

13=4.80× BD01213=2.03×104mm4； BD2122F — 大头中央截面面积，F=B（D0-d2）=81㎜；

2F' — 轴承中央截面面积，F'=B（d2-D2）=9㎜；

Z

— 计算断面的抗弯断面模数，由《材料力学》附录Ⅱ表

534查得Z=1.14×10㎜。

取040，公式可简化为： J' — 轴承中央截面的惯性矩，J'=

0.023l0.4''1Pjmax3.86MPa ''JFFZ(1)J

由于σ＜＜[σ]=60～200MPa，所以所设计的连杆大头满足强度要求。

6.2.5.2 连杆大头的刚度校核

连杆大头横向直径收缩量可按下式进行计算。

0.0024Pj''maxl1360.8910mm 'E(JJ)

由于δ远远小于轴承间隙的一半，所以所设计的连杆大头满足刚度要求。

综上所述，所设计连杆满足强度、刚度的要求，故该连杆结构安全。

第二篇：信息化教学设计说课稿活塞连杆组

活塞连杆组的结构与拆装说课稿

尊敬的各位老师，评委大家好，今天我说课的课题是活塞连杆组的结构与拆装，本教学设计基于做中学的教学理念，根据企业人才培养模式，依托景格教学平台，通过微课，思维导图xmin软件等手段，助推学生学习，让他们边做边学培养学生，分析解决问题的能力。

下面我将从教学分析、教学设计、教学过程、教学反思等4方面进行说课，本教材选至覃有森主编，电工电子出版社出版社出版的，汽车发动机构造与维修，节选第二章第二节，活塞连杆组的结构与拆装，活塞连杆组的结构与拆装分为以下三个部分进行学习，整个学习的过程循序渐进，只有掌握了工作原理，才能够进行故障诊断，所以本次课起到了承上启下的作用。

此次教学对象为，中职汽修专业一年级学生十六人，能利用学校的教学平台自主学习，但是学生对于掌握技能的迁移运用能力不足，在前段时间的学习中，学生已掌握了发动机的工作原理，并且已经学会用拆装发动机的工具，根据以上教学内容和学情分析，制定了以下教学目标。

其中知识与技能目标为能够准确说出活塞连杆组的零件名称及作用，掌握活塞连杆组的拆装的方法。过程与方法目标为通过小组合作学习活塞连杆组，培养学生的逻辑思维，提高了学生观察、操作、探究的能力。其中培养学生的合作意识和一丝不苟的工匠精神，作为本节课情感态度及价值观目标。

本次课的教学重点为：

（1）.掌握活塞连杆组的作用、组成、工作原理。（2）.学会正确使用工具对活塞连杆组进行拆装。

学会正确使用工作对活塞连杆组进行拆装也是本节课的教学难点，所以本次课才用微课，思维导图软件，教学平台软件等，来落实重点，突破难点。

在教学方法的选择上，主要采用于基于理实一体的任务驱动教学法，学生学法为任务探究。

本次课分为预，导，思，操，评，拓六个环节共一课时。预，微课助学前置转换学习方式，为了让学生事先巩固曲柄连杆机构的工作原理，因此在课前下发任务单，要求学生登录景格教学平台，进行自主学习交流讨论，观看活塞连杆组的拆装视频，并完成相应的测验。

导，创情境中感受激发学习兴趣使学生快速进入学习状态。为了巩固曲柄连杆机构的工作原理，教师抽测学生上来进行零件功能讲解，同时为了搭建学生从理论学习到实践操作的桥梁，提高其学习效率，设置了环节三

思，借导图，成方案改善思维方式，学生以小组合作的方式，操作思维导图Xmin软件，在操作的过程中，根据拆装过程的方法不同，教师则对每组的方案进行评价，确保方案在操作中安全有效，此环节培养学生分析解决问题的能力，落实了教学重点，并改善了学生的思维方式。

操，是将预习结果运用到实操检测，关键在于对活塞连杆工作原理的理解，及零件在实物的位置一一对应。才能快速准确的，对活塞连杆组进行拆装检查。学生按各自的方案分别扮演、操作员、协助员、登记员、监督员、记录员、分工合作轮岗实训。整个检测过程中实施7s管理，并在拆装的过程中进行监控录像。确保每组都能操作正确，实现了由抽象相具象的转换。学生在实操中体验到了探究带来的乐趣，从而突破了本节课的难点。

评，同评价共反思，促进学习延伸教师对每组的具体表现作出评价。同时学生扫描二维码进行在线课堂评价。教师根据后台数据证实了学生能达到预期教学目标，这为下一节课的故障分析打下了扎实的基础。

评，同评价共反思，促进学习延伸，教师对每组的工作业做出结果评价，百分之百的学生都能完成检测任务，同时学生少摇扫描二维码进行，在线课堂评价，教师根据后台数据证实了学生能达到预期目标，这为下一节课的故障分析打下了扎实的基础

在课的最后，布置课后拓展作业，使学生能够利用信息化手段，进行知识延伸的学习，当整个项目完成后，依托校企合作平台，安排进行工作站学习，与企业零距离接触，不断提高其专业能力，实现课堂教学与企业生产实践相对接，能够学有所用，学有所思，学有所成，这也是本堂课对学生的技能要求

上完这次课来谈一下我的教学反思，课堂为学而创，因创而新，本次课我用了微课助学，提高了课堂实效，搭建了理虚实一体的教学模式，探索了有效的学习路径，校企一体，打造多维立体课堂，我的说课到此结束，恳请评委老师批评指正！

第三篇：连杆设计说明书

连杆设计说明书

课程设计要求：

1.了解活塞、连杆、曲轴的设计基准、工艺基准、和加工基准。2.正确的表达零件的形状，合理布置试图。3.正确理解和标注尺寸公差和形位公差。4.能读懂图样上的技术要求。5.正确编写课程设计说明书。

6.熟练掌握AutoCAD绘制工程图纸。连杆的作用

连杆的作用是将活塞承受的力传给曲轴，并使活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动。连杆由连杆体、连杆盖、连杆螺栓和连杆轴瓦等零件组成，连杆体与连杆盖分为连杆小头、杆身和连杆大头。连杆小头用来安装活塞销，以连接活塞。连杆大头与曲轴的连杆轴颈相连。一般做成分开式，与杆身切开的一半称为连杆盖，二者靠连杆螺栓连接为一体。连杆轴瓦安装在连杆大头孔座中，与曲轴上的连杆轴颈装和在一起，是发动机中最重要的配合副之一。常用的减磨合金主要有白合金、铜铅合金和铝基合金。

连杆机构中两端分别与主动和从动构件铰接以传递运动和力的杆件。例如在往复活塞式动力机械和压缩机中，用连杆来连接活塞与曲柄。连杆多为钢件，其主体部分的截面多为圆形或工字形，两端有孔，孔内装有青铜衬套或滚针轴承，供装入轴销而构成铰接。连杆是汽车发动机中的重要零件，它连接着活塞和曲轴，其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作中，除承受燃烧室燃气产生的压力外，还要承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能；又要求具有足够的钢性和韧性。传统连杆加工工艺中其材料一般采用45钢、40Ｃr或40MnB等调质钢。

连杆组

连杆组包括连杆体、连杆盖、小头衬套、连杆瓦、连杆螺栓、连杆螺母等。在三维造型时，可以将连杆体、盖、螺栓等作为一体，因小头衬套材料为铜铅合金，可以分开造型，然后组装成一体进行分析。

一般认为连杆小头随活塞组作往复运动，连杆大头作随曲拐作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面运动。

将连杆组件的质量转换成集中于活塞销中心的往复质量m1和集中于曲柄销的旋转质量m2。根据力学原理：质量转换必须满足下列3个条件： ① 质量不变：简化前后的质量不变； ② 质心位置不变：系统质心与连杆组质心重合。

③ 系统对质心的转动惯量不变：简化的质量对质心的转动惯量之和应等于原来的转动惯量； 连杆的受力

连杆是汽车发动机中的重要零件，它连接着活塞和曲轴，其作用是将活塞的往复运动转变为曲轴的旋转运动，并把作用在活塞上的力传给曲轴以输出功率。连杆在工作中，除承受燃烧室燃气产生的压力外，还要承受纵向和横向的惯性力。因此，连杆在一个复杂的应力状态下工作。它既受交变的拉压应力、又受弯曲应力。

连杆螺栓

连杆螺栓是连接连杆大端与轴承座的至关重要的连接螺栓。连杆螺栓的受力：

二冲程柴油机的连杆螺栓：预紧力。

四冲程柴油机的连杆螺栓：预紧力，惯性力拉伸，大端变形产生附加弯矩； 材料：选用韧性好，强度高的优质碳钢或合金钢；

结构：耐疲劳的柔性结构(增加螺栓长度，减小螺栓杆部直径以增加螺栓柔 度)；精细加工螺栓螺纹；断面变化处及螺纹处采用大圆角过渡；保证螺 栓 头与螺母支承平面与螺纹中心线垂直。

连杆螺栓的类型：用螺帽连接与不用螺帽连接两类。

连杆螺栓的安装：必须严格按照说明书规定（安装预紧力的大小、预紧方法、预紧次序等）。

连杆损坏形式

连杆的主要损坏形式是疲劳断裂和过量变形。通常疲劳断裂的部位是在连杆上的三个高应力区域。连杆的工作条件要求连杆具有较高的强度和抗疲劳性能；又要求具有足够的钢性和韧性。传统连杆加工工艺中其材料一般采用45钢、40Ｃr或40MnB等调质钢，但现在国外所广泛采用的先进连杆裂解（conrod fracture splitting）的加工技术要求其脆性较大，硬度更高，因此，德国汽车企业生产的新型连杆材料多为C70S6高碳微合金非调质钢、SPLITASCO系列锻钢、frACTIM锻钢和S53CV-FS锻钢等(以上均为德国din标准)。合金钢虽具有很高强度，但对应力集中很敏感。所以，在连杆外形、过渡圆角等方面需严格要求，还应注意表面加工质量以提高疲劳强度，否则高强度合金钢的应用并不能达到预期果。

对连杆的要求：

①连杆应耐疲劳、抗冲击，具有足够的强度和刚度。②连杆长度应尽量短，以降低发动机的高度和总重量。

③要求连杆轴承工可靠寿命长重量加工容易拆装维修方便。

连杆的工艺特点

(1)连杆体和盖厚度不一样，改善了加工工艺性。连杆盖厚度为31mm，比连杆杆厚度单边小3.8mm，盖两端面精度产品要求不高，可一次加工而成。由于加工面小，冷却条件好，使加工振动和磨削烧伤不易产生。连杆杆和盖装配后不存在端面不一致的问题，故连杆两端面的精磨不需要在装配后进行，可在螺栓孔加工之前。螺栓孔、轴瓦对端面的位置精度可由加工精度直接保证，而不会受精磨加工精度的影响。

(2)连杆小头两端面由斜面和一段窄平面组成。这种楔形结构的设计可增大其承压面积，以提高活塞的强度和刚性。在加工方面，与一般连杆相比，增加了斜面加工和小头孔两斜面上倒角工序；用提高零件定位及压头导向精度来避免衬套压偏现象的发生，但却增加了压衬套工序加工的难度。

(3)带止口斜结合面。连杆结合面结构种类较多，有平切口和斜切口，还有键槽形、锯齿形和带止口的。该连杆为带止口斜结合面。

精加工基准采用了无间隙定位方法，在产品设计出定位基准面。在连杆杆和总成的加工中，采用杆端面、小头顶面和侧面、大头侧面的加工定位方式；在螺栓孔至止口斜结合面加工工序的连杆盖加工中，采用了以其端面、螺栓两座面、一螺栓座面的侧面的加工定位方法。这种重复定位精度高且稳定可靠的定位、夹紧方法，可使零件变形小，操作方便，能通用于从粗加工到精加工中的各道工序。由于定位基准统一，使各工序中定位点的大小及位置也保持相同。这些都为稳定工艺、保证加工精度提供了良好的条件。

连杆加工的工艺流程

连杆加工的工艺流程是：拉大小头两端面——粗磨大小头两端面→拉连杆大小头侧定位面→拉连杆盖两端面及杆两端面倒角→拉小头两斜面→粗拉螺栓座面，拉配对打字面、去重凸台面及盖定位侧面→粗镗杆身下半圆、倒角及小头孔→粗镗杆身上半圆、小头孔及大小头孔倒角→清洗零件→零件探伤、退磁→精铣螺栓座面及R5圆弧→铣断杆、盖→小头孔两斜端面上倒角→精磨连杆杆身两端面→加工螺栓孔→拉杆、盖结合面及倒角→去配对杆盖毛刺→清洗配对杆盖→检测配对杆盖结合面精度→人工装配→扭紧螺栓→打印杆盖配对标记号→粗镗大头孔及两侧倒角→半精镗大头孔及精镗小头衬套底孔→检查大头孔及精镗小头衬套底孔精度→压入小头孔衬套→称重去重→精镗大头孔、小头衬套孔→清洗→最终检查→成品防锈。

设计小结

本次设计是我们学完了大学的全部基础课、技术基础课以及大部分专业课之后进行的。这是我们在进行毕业设计之前对所学各课程的一次深入的综合性的总复习，也是一次理论联系实际的训练。它在我们大学四年的大学生活中占有重要的地位，因此，我对本次课程设计非常重视。

我们这次的设计、学习是分阶段进行的，还不能做到全局把握，面面俱到，因而不可避免地会出现一些问题和缺点。通过对本次课程设计过程及老师指点的回顾和总结，可以系统地分析一下整个设计、学习过程中所存在的问题。通过总结，还可以把平时听课时还没有弄懂、弄透的问题加以学习巩固，以获得更多的收获，更好的达到课程设计的预期目的和意义。

此次课程设计对给定的零件图分析并进行CAD绘图，考查了我们对零件图的读图能力以及CAD的使用能力，利用近两个星期的课程设计，加深了对所学知识的理解，有助于今后工作。本次课程设计使我更加熟练的掌握了AUTOCAD的使用方法，并获得了很多以前没有学到的使用技巧。

第四篇：发动机连杆设计说明书

发动机连杆设计说明书

学

院：

机电工程学院

专业年级：

交通班

姓

名：

学

号：

指导教师：

2011

年X月

X日

连杆的设计

1.1

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

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。

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。

1.2

连杆长度的确定

设计连杆时首先要确定连杆大小头孔间的距离，即连杆长度它通常是用连杆比来说明的，通常0.3125，取，则。

1.3

连杆小头的结构设计与强度、刚度计算

1、连杆小头的结构设计

连杆小头主要结构尺寸如图1所示。

为了改善磨损，小头孔中以一定过盈量压入耐磨衬套，衬套大多用耐磨锡青铜铸造，这种衬套的厚度一般为，取，则小头孔直径，小头外径，取。

2、连杆小头的强度校核

以过盈压入连杆小头的衬套，使小头断面承受拉伸压力。若衬套材料的膨胀系数比连杆材料的大，则随工作时温度升高，过盈增大，小头断面中的应力也增大。此外，连杆小头在工作中还承受活塞组惯性力的拉伸和扣除惯性力后气压力的压缩，可见工作载荷具有交变性。上述载荷的联合作用可能使连杆小头及其杆身过渡处产生疲劳破坏，故必须进行疲劳强度计算。

图1

连杆小头主要结果尺寸

（1）衬套过盈配合的预紧力及温度升高引起的应力

计算时把连杆小头和衬套当作两个过盈配合的圆筒，则在两零件的配合表面，由于压入过盈及受热膨胀，小头所受的径向压力为：

（1）

式中：—衬套压入时的过盈，；

一般青铜衬套，取，其中：—工作后小头温升,约；

—连杆材料的线膨胀系数，对于钢；

—衬套材料的线膨胀系数，对于青铜；、—连杆材料与衬套材料的伯桑系数，可取；

—连杆材料的弹性模数，钢[10]；

—衬套材料的弹性模数，青铜；

计算小头承受的径向压力为：

由径向均布力引起小头外侧及内侧纤维上的应力，可按厚壁筒公式计算，外表面应力

（2）

内表面应力

（3）的允许值一般为，校核合格。

（2）连杆小头的疲劳安全系数

连杆小头的应力变化为非对称循环，最小安全系数在杆身到连杆小头的过渡处的外表面上为：

（4）

式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；

—材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；

—应力幅，；

—平均应力，；

—工艺系数，取0.5；

则

连杆小头的疲劳强度的安全系数，一般约在范围之内[4]。

3、连杆小头的刚度计算

当采用浮动式活塞销时，必须计算连杆小头在水平方向由于往复惯性力而引起的直径变形，其经验公式为:

（5）

式中：—连杆小头直径变形量，；

—连杆小头的平均直径，；

—连杆小头断面积的惯性矩，则

对于一般发动机，此变形量的许可值应小于直径方向间隙的一半，标准间隙一般为，则校核合格。

1.4

连杆杆身的结构设计与强度计算

1、连杆杆身结构的设计

连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形断面，杆身截面宽度约等于(为气缸直径)，取，截面高度，取。

为使连杆从小头到大头传力均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。

2、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，它受到位于计算断面以上做往复运动的质量的惯性力的拉伸，在爆发行程，则受燃气压力和惯性力差值的压缩，为了计算疲劳强度安全系数，必须现求出计算断面的最大拉伸、压缩应力。

（1）最大拉伸应力

由最大拉伸力引起的拉伸应力为：

（6）

式中：—连杆杆身的断面面积，汽油机，为活塞投影面积，取。

则最大拉伸应力为：

（2）杆身的压缩与纵向弯曲应力

杆身承受的压缩力最大值发生在做功行程中最大燃气作用力时，并可认为是在上止点，最大压缩力为：

（7）

连杆承受最大压缩力时，杆身中间断面产生纵向弯曲。此时连杆在摆动平面内的弯曲，可认为连杆两端为铰支，长度为；在垂直摆动平面内的弯曲可认为杆身两端为固定支点，长度为，因此在摆动平面内的合成应力为：

（8）

式中：—系数，对于常用钢材，取；

—计算断面对垂直于摆动平面的轴线的惯性矩。；

将式（8）改为：

（9）

式中

—连杆系数，；

则摆动平面内的合成应力为：

同理，在垂直于摆动平面内的合成应力为：

（10）

将式（10）改成（11）

式中：—连杆系数。

则在垂直于摆动平面内的合成应力为：

和的许用值为，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，把或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。

循环的应力幅和平均应力，在连杆摆动平面为：

（12）

（13）

在垂直摆动平面内为：

（14）

连杆杆身的安全系数为：

（15）

式中：—材料在对称循环下的拉压疲劳极限，（合金钢），取；

—材料对应力循环不对称的敏感系数，取=0.2；

—工艺系数，取0.45。

则在连杆摆动平面内连杆杆身的安全系数为：

在垂直摆动平面内连杆杆身的安全系数为：

杆身安全系数许用值在的范围内，则校核合格。

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、长度、连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。其中大头宽度，轴瓦厚度，取，大头孔直径。

连杆大头与连杆盖的分开面采用平切口，大头凸台高度，取，取，为了提高连杆大头结构刚度和紧凑性，连杆螺栓孔间距离，取，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，通常取，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。

连杆盖的最大载荷是在进气冲程开始的，计算得：

作用在危险断面上的弯矩和法向力由经验公式求得：

（16）

由此求得作用于大头盖中间断面的弯矩为：

（17）

作用于大头盖中间断面的法向力为：

（18）

式中：，—大头盖及轴瓦的惯性矩，，—大头盖及轴瓦的断面面积，，在中间断面的应力为：

式中：—大头盖断面的抗弯断面系数，计算连杆大头盖的应力为：

一般发动机连杆大头盖的应力许用值为，则校核合格。

连杆螺栓的设计

2.1

连杆螺栓的工作负荷与预紧力

根据气缸直径初选连杆螺纹直径，根据统计，取。

发动机工作时连杆螺栓受到两种力的作用：预紧力和最大拉伸载荷，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；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[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为往复惯性力和旋转惯性力在气缸中心线上的分力之和，即

（19）

轴瓦过盈量所必须具有的预紧力由轴瓦最小应力，由实测统计可得一般为，取30，由于发动机可能超速，也可能发生活塞拉缸，应较理论计算值大些，一般取，取。

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

（20）

式中：—螺栓最小截面积，；

—螺栓的总预紧力，；

—安全系数，取1.7；

—材料的屈服极限，一般在800以上[16]。

那么连杆螺栓的屈服强度为：

则校核合格。

小结

本文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。

第五篇：连杆加工夹具设计说明书

目录

1、前言···································································· 2

2、设计任务及工况要求················································ 2

3、连杆零件分析························································ 2

4、设计条件······························································ 3

5、专用夹具的设计······················································ 4

5.1、本夹具的功用······················································· 4

5.2、设计方案分析比较·················································· 4

5.3、夹具工作原理······················································· 6

6、定位误差计算························································ 6

7、夹紧力的计算与强度校核············································ 7

7.1、夹紧力的计算······················································ 7

7.2、强度校核··························································

8、夹具特点及使用说明················································ 8

9、心得体会····························································· 9

10、参考文献···························································· 9

铣连杆小头油槽夹具设计说明书

1、前言

连杆在工作过程中，连杆小头油槽收集飞溅的润滑油，并通过连杆小头孔衬套上的小孔将润滑油引导到活塞销上，起到润滑、冷却活塞销和活塞小头孔衬套的作用。因此要求连杆小头油槽不仅要位于连杆小头顶部并铣穿，而且要有一定的对称度；但在整个连杆加工过程中，铣连杆小头油槽并不是一道非常重要的工序。连杆小头油槽加工后形成的表面，在后续的工序中，不会用其做定位或夹紧使用，所以铣连杆小头油槽的加工精度要求不高。

2、设计任务及工况要求

运用所学机械制造工程学等基本理论知识，正确解决连杆在加工时的定位和夹紧问题，选择合理的方案，进行必要的计算，为492Q汽油机连杆的机械加工中的“铣连杆小头油槽”这一工序设计一套专用夹具，努力做到使其具有质优、高效、低成本的特点。

连杆作为汽车发动机的关键零部件，使用量很大，在连杆加工工厂通常采用中批量或大批量生产，实行生产流水线作业。因此加工连杆小头油槽可以选用卧式铣床X51，液压夹紧。

3、连杆零件分析

连杆是汽车发动机的主要传动机构之一，在发动机缸体内将活塞与曲轴连接起来，实现活塞与曲轴之间力的传递，将活塞的往复直线运动可逆地转化为曲轴的旋转运动，并实现功率的输出。

连杆通常是一种细长的变截面非圆杆件，由从大头到小头逐步变小的工字型截面的连杆体、连杆盖、螺栓及螺母等组成。不同结构的发动机，连杆的结构略有差异，但基本上都是由活塞销孔端（小头）、连杆身、曲柄销孔端（大头）三部分组成。连杆大头孔套在曲轴连杆轴径上，为了便于安装，连杆一般自大头孔处分开成连杆体和连杆盖两部分，然后用连杆螺栓连接。为了减少磨损，大头孔内装有上下两片轴瓦；连杆小头孔与活塞销相连，小头孔内压入铜衬套，孔内设有油槽，小头顶部设有油孔，通过飞溅润滑实现。为了减少惯性力，并有一定的刚度，连杆身采用工字型断面。因此连杆工艺特点：外形复杂，不易定位；连杆的大、小头是由细长的杆身相连，故刚性差，易弯曲、变形；尺寸精度、形位精度和表面质量要求高。

连杆在工作过程中主要受三个方向的作用力：活塞顶上压缩气体力、活塞杆 2 组的往复运动惯性力，连杆高速摆动时产生的横向惯性力

连杆的主要加工表面：连杆大、小头孔；连杆大、小头端面；连杆大头剖分面及连杆螺栓孔等。

（1）大小端孔的精度要求：为了使大端孔与轴瓦及曲轴、小端孔与活塞销能密切配合，减少冲击的不良影响和便于传热，采用分组装配法。（2）大小端孔中心线在两个互相垂直方向的平行度：两孔轴心线在连杆轴线方向的平行度误差会使活塞在汽缸中倾斜，增加活塞与汽缸的摩擦力，从而造成汽缸壁损加剧。

（3）大小端孔的中心距：大小端孔的中心距影响汽缸的压缩比，所以对其要求很高。

（4）大端孔两端面对大端孔轴线的垂直度：此参数影响轴瓦的安装和磨

损。

（5）连接螺栓孔：螺栓孔中心线对盖体结合面与螺栓及螺母坐面的不垂直，会增加连杆螺栓的弯曲变形和扭转变形，并影响螺栓伸长量而削弱螺栓强度。

（6）连杆螺栓预紧力要求：连杆螺栓装配时的预紧力如果过小，工作时一旦脱开，则交变载荷能迅速导致螺栓断裂。

（7）对连杆重量的要求：为了保证发动机运转平稳，连杆大、小头重量和整台发动机上的一组连杆的重量按图纸的规定严格要求。

（8）轴瓦槽：对槽头的要求非常高。

由于连杆在工作中承受多种急剧变化的动载荷，所以要求其材料具有足够的疲劳强度及刚度要求，而且还要使其纵剖面的金属宏观组织纤维方向应沿连杆中心线并与连杆外形相符合，不得有裂纹、断裂、疏松、扭曲、气泡、气孔、分层和杂质等缺陷。

连杆成品的金相显微组织应为均匀的细晶结构，不允许有片状铁素体。

4、设计条件

加工工序中，在“铣连杆小头油槽”工序之前，已经完成了对连杆双端面和侧面的精加工，并且完成了连杆钻扩小头孔的加工工艺，因此在定位夹紧时可以选择已加工表面作为定位基准。

而连杆的加工在工厂实行生产流水线作业，进行大批量的生产，要求生产效率高，并且尽量降低工人劳动强度和生产成本。通用机床X51可以满足本工序的加工要求，因此可设计与X51工作台配套使用的夹具，并选用液压自动夹紧的方式以降低劳动强度，提高生产效率。

5、专用夹具的设计

5.1、本夹具的功用

在机床上进行加工工件工程中，为了使工件的表面以及各项指标能够达到图纸规定的尺寸、几何形状以及与其他表面的相互位置精度等技术要求，在加工前必须将工件定位、夹紧。本夹具主要用于铣连杆小头油槽，它采用通用的定位元件，使被加工的连杆在夹具的安装过程能够迅速实现定位夹紧。夹具只有安装到机床的工作台上才能实现被加工工件的加工工序，因此本夹具的另一功用是连接安装到卧式铣床X51的工作台上。

5.2、设计方案比较分析

根据本工序“铣连杆小头油槽”的加工工艺要求，选用卧式铣床X51，3mm盘状铣刀进行铣削加工。故被加工零件——连杆的定位夹紧，根据加工工艺方法，可以有多种方案。方案

一、定位元件：支撑板、圆柱销、削边销；

夹紧装置：液压自动夹紧，直压板；

定位夹紧原理如下图：

1、小头支撑板

2、削边销

3、加紧压板

4、大头支撑板

5、圆柱销

方案

二、定位元件：支撑板、圆柱销、定位块；

夹紧装置：液压自动夹紧，直压板；

定位夹紧原理图如下：

1、小头支撑板

2、可换定位销

3、夹紧压板

4、定位块

5、大头支撑板

方案一中采用“一面双销”的定位方式，能够限制使得夹具结构简单，但由于在本道工序之前，连杆大头孔还是毛坯面，没有进行加工，因此基准精度很低；且考虑到锻造连杆时的模型锥度，用圆柱销定位连杆大头孔，还存在定位可靠性差的缺点。

方案二采用大小头支撑板、定位销和定位块作为定位元件。在本道工序之前，连杆大小头双端面和侧面及连杆小头孔已经进行了精加工，选用上述已加工表面为定位面，基准精度较高，定位准确，可靠性高且安装方便，只是夹具夹具结构与方案一相比稍显复杂。

综上所述，方案二优点明显，好于方案一，故选用方案二作为本道工序“铣连杆小头油槽”的夹具设计方案。

5.3、夹具工作原理

本工序“铣连杆小头油槽”夹具设计原理方案如下图所示。大小头的支撑板支撑连杆端面，限制连杆的3个自由度；可换定位销套在连杆小头孔内，限制2个自由度；定位块与连杆大头侧面相连，限制1个自由度；因此本夹具可以实现“铣连杆小头油槽”工艺的完全定位。

1、小头支撑板

2、可换定位销

3、夹紧压板

4、定位块

5、大头支撑板

6、定位误差计算

由于位于小头顶部的定位面的定位尺寸为6.2±0.05，因此基准不重合误差ΔB为δ差

D/2。定位孔与轴可以在任意方向上接触，此种情况下，定位基准可以在任意方向上变动，其最大变动量为孔径最大与轴颈最小时的间隙，所以基准位移误

YDmaxdminDd式中，δD、δd、Δ分别为定位孔、轴的尺寸公差和孔轴配合的最小间隙。

由于ΔB和ΔY变化方向相反，所以定位误差 DYBDd2 6 带入数据：δD=0.012，δd=0.03，Δ=0.01，得到：ΔD=0.046mm。

7、夹紧力的计算和强度校核

7.1、夹紧力的计算

由【1】知：铣削切削力计算公式为：

P = Cp·t 0.86·Sz

0.7

2·D

-0.86

·B·z·kp

由于本工序“铣连杆小头油槽”使用卧式铣床X51，盘状铣刀，直径D为75mm,宽度B为3mm，模数m 为3.50；连杆材料为40Cr，属于中碳合金结构钢，σ为980MPa；

故由【1】知：

bCp = 808 N Sz = 0.01 mm D = 75 mm

0.8B = 3 mm z =12 kp =(σb/736)由连杆加工工艺图可知：t = 8.3 mm 所以可以得出：

P = Cp·t·Sz·D·B·z·kp

0.860.72-0.860.8 = 808×8.3×0.01×75×3×12×(980/736)N

= 200 N

由【2】知：钢与钢的摩擦因数μ=0.3，理论夹紧力F: 0.860.72-0.86F = F·μ 即 F = P/μ

所以可以得出：

F = P/μ = 200/0.3 = 667 N

由【1】知：夹紧力计算公式为：

Fk = F·K K = Ko·K1·K2·K3·K4·K5·K6

由工艺规程可知Ko = 1.4 K1=1.2 K3 = 1.0 K4 = 1.0 K5 = 1.0 K6 = 1.0

故可知实际所需夹紧力Fk:

Fk = F·K = F·Ko·K1·K2·K3·K4·K5·K6 = 667×1.4×1.2×1×1×1×1 = 1120 N 7.2、强度校核

压板强度校核：

由理论力学知识，对压板受力分析可知，压板所受的最大力矩M

M = Fk·L = 1120×0.86 N·m = 963.2 N·m

由于压板厚度厚度H 为20mm，压板宽度B2为50mm。所以弯曲应力σp为：

σp = M/S = M/(H·B2)= 963.2÷0.2÷0.5 = 9632 Pa

而压板材料为45钢材，【σp】 为600 MPa，故压板强度足够。

压板螺钉强度校核：

有理论力学知识可知，压板螺钉为M16，所受的拉力同为5880 N ,所以压板螺钉所受的拉应力σp为：

σp = Fk /(πr)= 1120÷π÷0.16 = 13926 Pa

而压板螺钉的材料 Q235 的【σb】为375—500 MPa，故压板螺钉的强度足够。228、夹具特点及其使用说明

本工序“铣连杆小头油槽”所用的夹具，定位元件由大小头支撑板、可换定位销、大头定位块组成，定位精确可靠，结构比较简单，安装使用方便；且由于使用液压自动夹紧，降低了工人的劳动强度，提高了生产效率。夹具在使用过程中，要注意定期维护检测

9、心得体会

伴随着机械制造工程学课程设计的开始，我们也踏入了大学的最后一年。虽然我们进入了大四，虽然我们在开学时仅仅有这一项学习任务，虽然我们课程设计的要求不如机械设计制作系的高，但由于种种的原因，我还是感觉到时间的紧迫。还好这一切几乎都在计划中进行，虽不能说是忙而不乱，有条不紊，但还是渐渐地完成了各项任务。而这其中机械制造工程学课程设计则是其中一项比较有意义的收获。

我课程设计的任务是“铣连杆小头油槽”加工工序的夹具设计，虽然是较为简单的一项，但麻雀虽小，五脏俱全。从方案的设计制定，到定位元件、夹紧机构的选用，再到定位误差与夹紧力的计算与校核，每一个步骤都认真地查阅资料，从中收获颇丰。

这次课程设计不仅是对学过知识的复习与巩固，也是一种实践的检查和联系，更是一种对设计研究的探索和尝试。我们的大学生活，快要结束了，很快就要走上工作岗位或从事研究工作。我相信经过大学这样一次又一次的课程设计，未来的路虽然很漫长，但我们有能力克服前进路上的一切困难，迎来胜利的曙光！

10、参考文献

【1】 《机床夹具设计手册》 中国农业大学工学院机械设计制造系

【2】 《机械零件手册》 周开勤 主编 高等教育出版社 【3】 《机械制造工程学》 李伟、谭豫之 主编 机械工业出版社 【4】 《切削用量简明手册》 艾兴、肖诗 主编 机械工业出版社