375柴油机曲柄连杆机构的设计.docx
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375柴油机曲柄连杆机构的设计
目录
前言2
第一章柴油机总体设计方案4
§1.1高速柴油机设计的要求4
§1.2柴油机设计的内容4
§1.2.1高速柴油机用途的确定4
§1.2.2柴油机类型的确定5
§1.2.3柴油机主要设计参数的确定6
第二章主要零部件设计及计算11
§2.1连杆组的设计11
§2.1.1连杆的工作情况11
§2.1.2在设计中应注意的地方11
§2.1.3连杆的材料11
§2.1.4连杆长度的确定12
§2.1.5连杆小头的设计12
§2.1.6连杆杆身的设计13
§2.1.7连杆大头的设计14
§2.2活塞组的设计16
§2.2.1活塞16
§2.2.2活塞环22
§2.2.3活塞销23
第三章连杆强度校核24
§3.1连杆小头计算24
§3.2连杆杆身的强度计算25
§3.3连杆大头盖的计算26
第四章结论27
参考文献28
致谢29
前言
375柴油机是我国三缸柴油机系列中的主要产品，是我国经济体制改革不断深入，农村生产飞速发展的产物。
传统的375柴油机母型是六十年代后期开发的产品，笨重而且燃油高、经济动力性能差，为此作者在国内的现有生产条件下，借鉴国内外先进设计理念与生产技术，在原有机型的基础设计375柴油机，该375柴油机是三缸，自然吸气，直列四冲程，水冷直喷，高速柴油机，在提高发动机的经济、动力性能的同时降低有害物的排放，同时仍然保持原机可靠性、耐久性、经济实用、使用维修方便的优点，广泛应用于农用运输机、拖拉机、小型机械，这些优点使其更好的融入农村生产，备受购买力相对较弱的农民群体的欢迎，因此该产品的开发拥有很广阔的市场。
国家的排放法规日益严格，国家对柴油机的微粒排放的关注度也日益提高，原来375柴油机存在的微粒和烟度的排放较高，针对这方面的缺点开发水冷直喷的燃烧室，其良好的燃油经济性、结构简单、起动容易优点，不仅能够有效的降低微粒和烟度的排放，而且能够降低油耗，从而满足现代的节能减排的新观念，该优点亦符合农村购买标准之一。
375柴油机一般用于农用运输和动力，国内农用机械配套动力要求动力充足可靠性高、经济性好，柴油机以其低速扭矩大、经济性好、可靠性高等优点占据主流，在农业机械化的大背景下，原来柴油机笨重，油耗高，功率低等已不能够满足新时代的要求，为了适应国内农用机械功率增长的需要，在原来的基础上开发出来的375柴油机，该发动机在排量、功率、动力性能等都有一定的增加，并且节省材料。
该柴油机可以配套拖拉机、农用运输机、排灌机械、收割机等农用机械，也可以和空压机、矿石机械翻斗机、小型发电机组等。
475柴油机是四缸机，活塞行程为90mm，标定功率为24KW；某些企业的涡流475柴油机普遍存在油耗高、排气温度高等问题，若能把475型柴油机的涡流燃烧系统造成直喷式燃烧系统，能够使油耗大幅度降低、烟度排放少，特别严格的排放法规的实施，迫使人们在保持原有研究成果的同时，换一个角度去探索各种燃烧室及其供油系统、进气系统匹配的问题，475柴油机采用螺旋进气道的设计，促进空气和燃油的混合；采用哑铃型的燃烧室，增大转动惯量提高涡流强度，形成很好的进气涡流改善烟度排放，大幅度降低低速时的烟度排放；供油提前角的范围广，并且最佳供油提前角减少，因而降低噪音、振动和良好的低速转矩特性；为了适应475型柴油机直喷化的需要，选用BQ泵。
475柴油机以其结构简单紧凑、重量轻、使用维修方便、可靠性能强，经济实用，广泛的应用于农用运输机、轻卡、拖拉机小型工程机械、发电机组等作为动力。
柴油机作为各种机械的动力装置，活塞是其主要的配件之一，由于它在气缸内以高速作匀速往复运动，且在高温、高压和液体润滑困难等条件下工作，所以是一种容易磨损的配件。
发动机性能的优劣很大程度决定于生产工艺和加工水平，工艺设计水平越高，机械加工能力越强，发动机性能越好。
所以活塞的工艺设计对发动机性能有至关重要的影响。
目前，在中小型柴油机方面开展的研究工作大都放在减少废气排放，因此出现深盆顶活塞的应用，这是专为改善燃烧状况减少碳氢化合物而设计的。
近十年来，开发能满足Pz高达25Mpa的活塞的要求越来越迫切。
与球铁相比，锻钢具有更高的机械强度和延伸率，只有选材和工艺处理适当，即能保证活塞工作安全可靠，由此产生了可以承受更高Pz的锻钢整体活塞和钢顶钢裙组合活塞，整体锻钢活塞适用于较小缸径柴油机。
连杆是发动机中传动力的重要零件，它把活塞上的往复惯性力传递给曲轴以输出功率，连杆在工作过程中主要承受装配载荷和交变载荷的作用，工作较苛刻。
环保节能是现代汽车的发展方向，因此对发动机连杆的要求是:
不仅要有足够的强度和刚度，而且要尺寸小、重量轻，为实现这一要求，现代汽车发动机零部件设计开发必须采用现代设计方法及技术。
针对柴油机连杆小头断裂的问题，在进行连杆设计中通过对不同的连杆小头壁厚和连杆小头的过渡圆角进行有限元分析，选择合适的过渡圆角和小头壁厚以达到设计要求，而连杆大头采用“工”字形结构时，其安全系数比连杆大头采用圆形结构提高40%以上，其重量也比圆形结构轻。
“工”字形结构还能很好的控制大头孔的变形，而连杆大头与支撑面采用半圆弧的安全系数有很大的提高。
第一章柴油机总体设计方案
§1.1高速柴油机设计的要求
高速柴油机设计应满足下列基本要求：
1、最佳的使用性能包括最佳的动力性能、最小的外形尺寸、最轻的总质量，能满足各种特定用途对发动机性能的要求。
2、最佳的经济性能主要可以概括为下列三方面：
（1）最佳的使用经济性包括完善的工作过程，特别是组织良好的燃烧过程，以降低燃油消耗；精心设计润滑系统，在保证发动机获得良好润滑的前提下降低润滑油消耗量；具有良好的装拆工艺性，易于装拆、维修，减少维修费用的支出。
（2）最佳的制造经济性包括优化设计，使整机及零部件具有良好的加工工艺性；选用价廉适用的制造材料；选用优质、价廉的零配件；降低不必要的加工精度。
（3）最好的可靠性和最长的使用寿命这是发动机成功的重要标志。
首先在结构上要保证发动机具有良好的刚度，在各种工况下工作时，各零部件不允许发生不正常的变形和振动。
发动机的各易磨损件要有必要的寿命，所有摩擦副在设计时应考虑减摩措施和材料的配对等。
3、最佳的环保性能目的在于减少有害物质的排放。
日益严格的环保法规对柴油机的废气排放提出了更高的要求。
因此在设计阶段，在燃烧过程的组织、排放后处理等方面，应考虑采取相应的措施[1]。
§1.2柴油机设计的内容
§1.2.1高速柴油机用途的确定
发动机的具体用途是设计的重要依据，不针对具体用途无法设计一台优秀的发动机。
对高速柴油机而言，产量最大的配套是各种车辆，其它依次为拖拉机和各种农业机械、工程机械等。
各种用途对发动机的要求不同。
若要设计成功一台理想的发动机，针对其具体用途进行设计是至关重要的。
本次设计的375柴油机是针对拖拉机和农用汽车进行配套设计的，同时它也可以用于其它领域[1]。
§1.2.2柴油机类型的确定
1、四冲程及两冲程目前我国使用的机型均为四冲程，国外绝大部分机型也是四冲程。
四冲程柴油机四个行程完成一个工作循环，在相同的活塞排量和转速下，非增压时功率比二冲程柴油机低，但易于组织增压，增压比比较高。
在转速不变的情况下通过增压可较大幅度的提高发动机的功率。
活塞组热负荷低，工作过程易于组织，动力性和燃油经济性好，燃油消耗率低，机油消耗率低，且低速性能好，可以有较大的扭矩储备，可以在较宽广的转速范围内获得良好经济性能。
燃油喷射系统转速较低，便于设计制造，且寿命较长，可靠性好。
因此，我们选择的机型为四冲程柴油机。
2、冷却方式目前世界各国生产的机型仍以水冷为主。
中、小型有风冷品种，但品种不多。
签于风冷机型在制造上要求较高、难度较大，大批量生产和销售均有难度，此次设计为水冷方式。
水冷冷却较均匀，热负荷低，充气效率、平均有效压力及升功率高，气缸冷却效率高，且较均匀，活塞与缸套间隙较小，这些都有利于柴油机的进一步强化和降低废气排放。
3、气缸布置气缸布置形式有直列立式，卧式；斜置；V型。
其所以有各种气缸布置形式，是基于配套机型总体布置的要求，或有利于平衡、散热等。
V型布置则主要为了缩短6缸以上多缸机的长度，以利于发动机与各种机型更完善的匹配。
此次设计为三缸，小缸径柴油机，故采用直列立式气缸布置。
4、进气系统是否增压采用增压可改善排放，增大功率，降低燃油消耗等，特别在改善排放方面，增压及增压中冷具有决定性的作用。
但由于技术和成本的原因，此次设计暂且不用增压系统。
5、气门数常规高速柴油机多为二气门，而实践证明，多气门对高速柴油机工作过程，特别是进气和燃烧的改善有很好的作用，但其铸造要求高，成本高，在目前排放指标不是很高的情况下我们仍采用二气门。
6、燃烧室类型燃烧室类型对于高速柴油机的燃烧过程和性能的影响很大，直接体现在燃油消耗率上。
由于直喷式燃烧系统动力性好，燃油、机油消耗率低、启动性能好，以及寿命长等特点，它比分开式燃烧室燃油消耗率低5%—10%左右。
在节约能源上有巨大优势，所以此次设计采用直喷式，燃烧室形状为ω型。
7、凸轮轴侧置与顶置侧置凸轮轴是现代高速柴油机传统设计的标准模式，被广泛采用。
此次设计为侧置式，用齿轮传动[1]。
§1.2.3柴油机主要设计参数的确定
高速柴油机的主要设计参数有如下众所周知的关系
（1-1）
式中，Pe为有效功率（kw）；Pme为平均有效压力（kpa）；n为转速（r/min）；i为气缸数；Vs为每缸活塞排量（l）；τ为冲程数[2]。
对上述参数的正确选择是设计一台优秀发动机的前提。
1、有效功率的确定
在确定高速柴油机有效功率（kw）时，必须考虑另一与功率有密切联系的扭矩值（N·m）及其储备，功率与扭矩均随发动机的用途而异。
对于车用高速柴油机而言，其功率视车辆的用途、车辆的总质量而定。
我国载货车与功率的匹配，一般遵循下列关系：
轻型载货车为12～15kw/t；
中型载货车为10～12kw/t；
重型载货车为6～10kw/t；
载货车的扭矩储备要求略低，但亦应达到10%以上。
拖拉机用发动机的功率由牵引力而定，一般每吨的牵引力配用18～20kw，扭矩储备率要求高于汽车，一般在15%及以上。
工程机械的配套动力亦随其工作能力的大小而定，如叉车，3吨配备功率30～35kw；5吨则为40～45kw……扭矩储备要求很高，一般为20%～30%以上，有些机型要求高达40%～50%[1]。
2、转速的选定
发动机的转速随其配套对象而异。
目前我国轻型车用柴油机的转速为3200r/min左右，少数机型达3600r/min；中型车用柴油机约为2500～2800r/min；低速农用车柴油机约为2400～2800r/min；重型车用柴油机约为2000～2300r/min[1]。
375柴油机设计目标为低速农用车柴油机，所以转速取3400r/min。
3、气缸数的确定
气缸数是柴油机的重要参数之一，按给定功率和转速来选择气缸数时，考虑以下因素：
（1）选用合适的气缸数目可获得较小的单缸功率，使柴油机输出的扭矩均匀，平衡性和启动性能较好。
（2）选用合适的气缸数目，其气缸直径和行程均较小，柴油机体积可以缩小，重量可减轻。
（3）选用较多的气缸数后，零件数量和制造工时增加，成本增高。
（4）选择气缸数目，还需考虑柴油机配套所提出的外形尺寸和重量要求，以及系列柴油机的功率范围等因素。
考虑以上综合因素，我们选取气缸数为：
3。
4、活塞平均速度的确定
活塞平均速度是表征柴油机高速性和强化程度的一项主要指标，对柴油机总体设计和主要零件结构型式影响甚大。
活塞的平均速度计算公式：
Cm=Sn/30（1-2）
其中，S为活塞行程；n为发动机转速[2]。
在功率给定以后，可以算出平均有效压力。
活塞行程和缸数维持不变，提高活塞平均速度可使气缸直径减小。
柴油机体积小、重量轻。
但提高活塞平均速度受到下列因素限制：
（1）提高活塞平均速度后，使运动件的惯性力增大，柴油机的机械负荷增大。
（2）提高活塞平均速度使柴油机零件的磨损加快，缩短了柴油机大修期。
（3）活塞平均速度的提高，使摩擦功率损失迅速增加，机械效率降低，燃油消耗率升高。
（4）进、排气阻力随活塞平均速度的提高而增加，使充气效率降低。
（5）随着活塞平均速度的提高，柴油机的平衡。
震动和噪声等问题突出出来，一般柴油机的噪声强度与转速的三次方成正比。
因此，选择活塞平均速度应综合各方面的因素，不能一味的提高。
一般活塞平均速度为：
6.5～12m/s。
本机的活塞平均速度为：
8.49m/s。
5、平均有效压力的确定
平均有效压力是表征柴油机强度的重要指标之一，可由下式求得：
（1-3）
（1-4）
提高冲气系数，改善工作过程，减少机械损失和热损失，是提高非增压柴油机Pe值的主要措施，但非增压柴油机的Pe值的提高是有限的。
促使Pe值增长的原因，一方面是提高单机功率的迫切需要，另一方面是因为Pe值的增加，对柴油机噪声和寿命的影响比提高活塞平均速度的影响要小的多。
提高Pe值可使功率增加，比重量下降。
然而机械效率和热负荷也随之提高，影响柴油机的可靠性和寿命。
同时，对排气的有害成分、噪声、振动等都有不利影响。
车用柴油机的一般范围为6.5～10.5Mpa本机平均有效压力为7.16。
较大幅度的提高平均有效压力后，要注意零件的热应力和机械应力过高的问题，一般措施是：
采用强制冷却活塞、组合式活塞来加强气缸盖和气缸套的冷却，降低压缩比以及增强零件的刚度和强度等[3]。
6、气缸直径的确定
柴油机功率与气缸直径的平方成正比。
选用较大的缸径是提高功率的一个措施。
但缸径增大后柴油机外形尺寸与比重量相应增大。
而气缸直径与缸数和转速有着密切的关系。
同样的功率下，缸数越多，缸径可缩小，转速可提高[1]。
考虑到此发动机为农用运输车，缸径为80～100，我们所选择的缸径为75。
7、行程及其与缸径的比值S/D
自然吸气柴油机的升功率：
（1-5）
它正比与Pe和n，由于提高活塞的平均速度需要较短的行程和较小的S/D。
使用较小的活塞行程，有可能得到紧凑的外形和采用较短尺寸，获得较大的体积功率的较好的比重量。
自然吸气条件下Pe的提高有限，升功率很难轻易突破，因此提高柴油机转速成为提高升功率的主要途径。
采用不大的S/D，可以获得较大的进排气门面积与气缸容积之比，使进排气流速，既气门口马赫数处于较低水平，以改善充气效率。
同时有利于增加曲柄销与主轴颈的重叠度，改善曲轴强度或缩小轴颈直径。
因此S/D的选择应根据发动机的具体要求[3]。
375柴油机选择S/D为:
1.07，将有利于降低柴油机的振动和噪声。
8、气缸中心距
气缸中心距是柴油机设计中对整体结构强度、紧凑性、重量和配套适应性最具影响的几何尺寸。
决定气缸中心距合理性主要是下列三大因素，并在此基础上可能共同达到的最小值。
（1）足以保证燃气可靠密封的气缸盖总截面积和分布均匀性。
（2）足够的曲轴疲劳强度的轴承承载能力。
（3）有必要的水流空间，使缸套上部、缸盖底部和排气道获得充分的冷却。
此外还应注意机体的气缸体部分有必要的空间容纳足够截面积的壁和筋，以保证气缸套支承面挤压应力处于可靠限度内。
所以气缸中心距是决定结构强度的整机紧凑性的综合因素，而两者又是矛盾的。
只要将所有各项尺寸参数与气缸中心距建立一系列经验公式，从中便可以获得合理的中心距尺寸和其它相关尺寸。
用气缸中心距来表征能实现的单缸功率，实质上是该气缸中心距在保证充分的结构强度可靠性的前提下所能包容的气缸直径。
（1-6）
其中：
Pe为平均有效压力（kPa），Cm为活塞平均速度（m/s），D为缸径（mm），τ为冲程数，Rs=L/D，L为气缸中心距（mm）。
对非增压柴油机：
C=（10.3～11.0）×10-4（1-7）
可以由以上式子估算气缸中心距，如果设计得当，能够在结构强度充分保证的前提下，形成所需的气缸排量和获得所算得的功率水平[2,3]。
此次设计气缸中心距为：
L=100mm。
第二章主要零部件设计及计算
§2.1连杆组的设计
§2.1.1连杆的工作情况
连杆组的功用是将作用在活塞上的气体压力传给曲轴，并将活塞的往复运动变成曲轴的旋转运动，与连杆大头一起作旋转运动，连杆杆身作复杂的平面运动。
连杆主要承受以下载荷：
1、由连杆力Pcr引起的拉压疲劳载荷。
式中Pg——气体作用力；Pj——活塞连杆组的往复惯性力；
β——连杆摆角。
2、在连杆摆动平面内，由连杆力矩引起的横向弯曲载荷。
3、由于压入连杆衬套，拧紧连杆螺栓，压紧轴瓦等产生的装配静载荷。
此外，连杆还可能承受由于加工不准确，承压面对连杆轴线不对称等引起的附加弯曲载荷。
§2.1.2在设计中应注意的地方
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。
如果强度不足，就会发生连杆螺栓、大头盖和杆身的断裂，造成严重事故。
§2.1.3连杆的材料
375的连杆材料为40Cr中碳钢。
在机械加工前经调质处理，可以得到较好的机械性能。
碳钢的优点是成本低，对应力集中不敏感，所以模锻后配合表面就不需再经过加工。
但锻造毛刺要磨光，磨削方向应沿连杆杆身的纵向，因为横向磨痕可能引起连杆杆身断裂的危险，一般采用喷丸处理来消除连杆内部的内应力和提高连杆强度[4，8，9]。
§2.1.4连杆长度的确定
连杆长度是设计时应慎重选择的一个结构参数，它一般用连杆比来表示，即
。
连杆长度越短，即
越大，可降低发动机的高度，减轻活塞件重量和整机重量，能很好的适应发动机的高转速。
但
的增大使二级往复惯性力及气缸侧压力增大，并增加曲轴平衡块与活塞、气缸套相碰的可能性。
所以为使发动机的结构紧凑，最合适的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动时不与其他机件相碰的情况下，选取最小的连杆长度。
对于缸径S≤120mm的高速柴油机来说，
值一般在0.25～0.30之间，又考虑到柴油机其他零件的设计，所以取连杆长度为156mm，即
值为0.256，在此范围内，是可取的。
图2—1连杆小头的尺寸
§2.1.5连杆小头的设计
一、小头结构形式
小头采用薄壁圆环型结构，它的形状简单，制造方便，材料能充分利用，受力时应力分布较均匀。
小头到杆身的过渡采用单圆弧过渡。
其结构如图2-1所示。
二、小头尺寸
小头的主要尺寸为小头内径d1，小头外径d2,小头宽度b1,衬套内径的d。
由于衬套内径d要和活塞销相配合，所以其公称直径是27mm。
衬套的厚度
一般是
=（0.04～0.08）d。
选
=0.09d=2.5，即为2.5mm，所以小头的内径d1为32mm。
小头外径d2的选取范围一般是d2=（1.2～1.4）d1，取d2=1.31d1=42mm。
小头宽度b1取决于活塞销间隔B和销座与连杆小头的端面间隙。
在确定小头的宽度时候，应使小头与活塞销座之间每侧都留约1～2mm的间隙，用来弥补机体、曲轴、活塞和连杆等零件在轴向尺寸上可能出现的制造误差和由于热膨胀所引起的轴向相对位置的变化。
应该尽量使小头具有足够的承压面积，以便使小头孔与活塞销之间相互压紧的单位面积压力不超过许用值。
一般小头宽度b1的范围是b1=（0.9～1.2）d，取b1=1.11d=30mm，这样小头宽度和销座之间每侧的间隙为2mm。
三、连杆衬套
为了减小活塞销对连杆小头的磨损，应在小头内装入衬套。
1、衬套的材料
衬套大多用耐磨锡青铜铸造，本设计采用铅青铜，其优点是强度较高，耐磨性好，使用于热负荷比较大的柴油机。
2、衬套与小头孔的配合
衬套与连杆小头孔为过盈配合，常用的配合为jd、je、jb3、jc3等。
过盈太大会使材料屈服而松动，太小会造成压配松动，使衬套与小头孔可能会相对转动。
小头孔的直径设计为
mm，确定衬套与小头孔的过盈量为0.033～0.06mm，则衬套外径尺寸为
mm。
衬套与活塞销的配合间隙应尽量小，以不发生咬合为原则。
青铜衬套与活塞销的配合间隙△大致在（0.0004～0.0015）d的范围内，即0.014～0.053mm，由于此设计选用全浮式活塞销，故可使销和衬套的间隙梢大，选用0.030～0.060mm，即衬套的内径为
mm。
3、衬套的润滑
在小头上方开机油孔，靠机体上的喷油嘴喷出的油冷却活塞的同时，一部分油通过孔流入衬套，达到冷却的效果。
在小头和衬套上都开有集油孔和集油槽，用来收集和积存飞溅的润滑油[12]
§2.1.6连杆杆身的设计
连杆杆身在膨胀行程中承受作用在活塞上的气体压力的压缩作用，在吸气行程中承受往复惯性力的拉伸作用，当连杆受压时，有可能发生不稳定弯曲，此外当连杆作高速摆动运动时还要承受本身的横向惯性力的弯曲作用。
实验证明，弯曲应力实际上不大。
可忽略。
连杆杆身采用工字型截面，工字型截面的长轴位于连杆的摆动平面内。
因为工字型截面对材料利用的最为合理，所以应用的也很广。
从锻造工艺方面看，工字型截面两臂过薄和圆角半径过小都是不利的。
因为这种连杆锻造时变形比较大，就有可能产生锻造裂纹的危险，特别时在工字型截面两臂边缘上更易出现裂纹。
此外，锻造这种连杆时模具磨损也较大。
具有边缘厚并倒圆的工字型截面是比较有利的。
工字型截面的长轴y-y处于连杆的摆动平面内，使杆身截面对垂直与连杆摆动平面的x轴的惯性矩Jx大与对位于摆动平面的y轴的惯性矩Jy，一般Jx=（2～3）Jy，这样符合杆身实际受力情况，并有利于杆身向大、小头过渡。
连杆杆身的最大应力一般发生在杆身与大、小头圆角过渡处，最大压应力发生在杆身中部。
考虑上面所述，综合考虑，确定出下列尺寸：
连杆杆身横截面的形状如图2-2所示。
其中截面宽B=20mmt=5mm
截面的高H=（1.5～1.8）B，取H=1.4B=28mm
图2—2连杆杆身横截面形状
§2.1.7连杆大头的设计
连杆大头联结连杆和曲轴，要求有足够的强度和刚度，否则将影响薄壁轴瓦和连杆螺栓，甚至整机工作可靠性。
为了便于维修，对于像本设计的高速柴油机，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，大头的外型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径、主轴承负荷增大，摩擦加剧，有时还为此还不得不增大平衡重，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、刚度的条件下，尺寸尽量小，重量尽量轻。
合理确定大头的结构尺寸和形状，就是大头设计的任务。
大头的结构与尺寸基本上决定与曲柄销直径、长度和连杆轴瓦厚度和连杆螺栓直径。
所谓的大头设计，实际上是确定连杆大头在摆动平面内某些主要尺寸，连杆大头的剖分形式和定位方式以及大头盖的结构设计。
在设计大头构形的时候针对一些薄弱环节，应注意以下问题：
1、连杆盖上要设置合适的加强筋，加强筋到螺栓孔支承面处要圆滑过渡。
2、螺栓头支承面和螺母支承面要圆弧过度，避免加工尖角，可采用锻造圆角或圆弧沉割来减少应力集中，但必须尽量提高圆弧沉割处的光洁度。
3、斜切口连杆长叉口一侧变形较大，除了采用大圆弧过渡外，还可以用单筋和杆身连接，以提高大头刚度。
一、连杆大头的剖分形式
采用斜切口的剖分方式，切口角为45度。
这样的剖分形式的优点是满足连杆组能从气缸装拆的条件下，可增大曲柄销直径，有利于提高曲轴的刚度和连杆轴承的工作能力。
，也就是说它在解决曲柄销直径和从气缸中抽出连杆之间的矛盾。
二、连杆大头
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