柴油机连杆设计范文

柴油机连杆设计范文第1篇

活塞压缩机转轮连杆机构技术资料

前言

转轮连杆机构是一种用于活塞式压缩机或发动机的运动机构，转轮连杆机构最大的优势是在压缩气体过程中，通过逐步缩短力臂距离，来克服活塞受到的反压力。

技术背景

一百多年来，曲柄连杆机构的应用非常广泛，但还存在很多缺陷，在压缩机领域的使用逐步被旋转压缩机与螺杆压缩机所替代。曲柄连杆机构最大的缺陷，是曲轴旋转的力臂长度是恒定的，无法适应活塞在压缩气体过程中不断增大的气体反压力，目前还没有发现或提出通过改变力臂距离来适应压缩气体过程中活塞受到不断增强的反压力。

压缩机的曲柄连杆机构在恒定功率输入条件下，W=P/t，P=FS，活塞行程 = 2r(偏心距也就是力臂长度)曲柄的扭矩 P=2πrF。

曲柄连杆机构的力臂长度是不变的，曲轴旋转的扭矩是恒定的，一个恒定的力去克服压缩气体不断增强的反压力，功率能效不足是必然的。

本人提出了两个方案，一种是转轮连杆机构，改变力臂长度工作;另一种是转轮传动活塞变速机构，在转轮连杆机构的基础上进行了改进;改变力臂长度的同时对活塞运动的速度进行调节，根据公式W=FV(活塞运动速度)。

本文介绍的是转轮连杆机构，转轮连杆机构与曲柄连杆机构非常近似，以曲柄连杆机构作为对比，就很容易了解该技术了。

技术介绍

如下图所示，转轮连杆机构1由转轮

7、传动轴

8、连杆5与活塞4组成，转轮7上开有滚动圆槽13，连杆大头17安装在转轮7的滚动圆槽13中，连杆大头17的中心到转轮的中心为偏心距离，活塞4受到气体压力通过连杆大头17的接触点21传导到转轮7的滚动圆槽13内壁受力点22上，该滚动圆槽13内壁受力点22与转轮圆心的距离(力臂长度)，在转轮7旋转过程中不断变化，活塞4由下止点向上止点运动压缩气体，连杆受到活塞的反压力作用在转轮7内壁受力点22，该受力点与转轮7圆心的距离逐步缩短，力臂长度变短，在一个等值功率输入条件下，转轮7作用在连杆大头上的作用力增大，该受力点22与转轮圆心距离越近，作用力就越大，用来抗拒压缩气体时的反压力。

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从上图可以看出，转轮连杆机构与曲柄连杆机构的区别不大，同样的偏心距离，同样的连杆长度，连杆推动活塞的运动特征是一样的，转轮带动连杆的旋转半径与曲轴带动连杆的旋转半径是一样的，唯独不一样的是连杆的受力点。曲柄连杆机构连杆的受力点与曲轴的力臂长度是一个定值，无论曲轴旋转角度怎么变化，该力臂长度是不变的，而转轮连杆机构的连杆大头传导的垂直力是作用在转轮的滚动圆槽内壁上的，内壁受力点与转轮圆心距离(力臂长度)是一个变化值，该变化值是受到滚动圆槽与转轮圆心的偏心距离L1(活塞行程=2L1)，与滚动圆槽的直径决定的。

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上图的转轮滚动圆槽的半径R，与转轮的圆心O1到转轮滚动圆槽的偏心距离L1相等，H1是力臂长度，该力臂长度是一个变化值，

如活塞在下止点时，B1到O1的力臂长度H1 = 2R=2L1 ，力臂长度H1是偏心距L1的两倍;活塞在上止点时，H1=0 ，B1与转轮圆心O1重叠，活塞静止。活塞从下止点运动到上止点，力臂长度H1由2L1逐步缩短至0。

从上图可以看出，活塞在下止点向上止点运动，力臂长度H1由2L1逐步缩短，运动到转轮圆心时力臂长度为零。

转轮连杆机构与曲柄连杆机构对比分析

下图为曲柄连杆机构的原理图。

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曲柄的回旋半径r等于偏心距，力臂长度r等于O1到O2的距离，该力臂长度为定值;F1是连杆臂传导到轴颈圆心(受力点)的作用力，曲柄旋转的扭矩P=2πrF1。

假设转轮连杆机构与曲柄连杆机构的偏心距r相等，连杆的长度相等，活塞的受力面积相等，工作压力相等，来进行对比。

转轮连杆机构回旋半径r1等于偏心距， 转轮连杆机构的力臂长度L1为一个变化值， 转轮受到的扭矩P=2πL1F1

计算实例

以压缩比10:1相同的转轮连杆压缩机与为例，活塞受力面积相等，回旋偏心距30mm，活塞行程60mm，连杆长度12cm，转轮滚动圆槽的直径为60mm。

曲柄连杆机构的活塞运动到距离上止点6mm处，曲柄受到的扭矩为

P1=2πrF1=2π*30mm*F1

转轮连杆机构的活塞运动到距离上止点6mm处，测量到L1的长度为15mm，此时转轮受到的扭矩为

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P2=2πL1F1=2π*15mm*F1

P1：P2=2：1

转轮连杆机构在完成压缩冲程进入排气冲程时转轮受到的扭矩是曲柄连杆机构的二分之一，耗用功率是曲柄连杆机构的一半。

转轮连杆机构的动态特征与曲柄连杆机构非常相似，同样偏心距离，同样活塞行程与连杆长度;最大的区别是转轮连杆机构以改变力臂长度的工作方式，在活塞压缩气体冲程中，根据气体反压力逐步提高活塞的推力，增大活塞对抗压缩气体的反压力。

转轮连杆机构在不改变曲柄连杆机构固有特征的前提下，通过改变力臂长度，实现增加作用力提高工作能效，该技术优势足以淘汰目前的曲柄连杆机构。

转轮连杆机构的理论依托是扭矩P = FS = 2πrF。力臂长度与作用力的关系，是该技术的最大优势。

上图是转轮与连杆安装剖视图，该结构与曲柄连杆机构的曲轴与连杆安装相近似。由此可见，转轮连杆机构结构十分简单，在压缩机与发动机技术领域可以直接替代曲柄连杆机构。

该技术运用杠杆原理，实现气体压缩过程中的“以柔克刚”。以上技术的焦点是：连杆传导作用力的变化与受力点的力臂长度变化。

柴油机连杆设计范文第2篇

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

1

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。

2

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。

3

小结

柴油机连杆设计范文第3篇

1、将发动机摇至垂直位置，按规定顺序分次交叉(由两边向中间最少三次)拆下十个气缸盖固定螺栓，将螺栓取出放好，小心拆下气缸盖并放置木块上，取下汽缸垫放好

*按规定气缸盖螺栓、汽缸垫拆卸后应全部更换新的，这里不做要求，仍然继续使用。

2、将发动机摇至水平位置，转动曲轴，使一缸活塞处于下止点位置，分次拆下一缸连杆轴承螺栓，取下轴承盖，在连杆螺栓上安装保护套，防止刮伤气缸壁，然后取下活塞(注意不可用金属工具顶连杆轴瓦)，将取下的活塞做好标记放置工作台，再转动曲轴按同样的方法拆下其余三个气缸的活塞，注意摆放顺序(活塞环不用取下)。

3、将发动机摇至倒立垂直位置，按规定顺序分次交叉(由两边向中间最少三次)拆下曲轴轴承盖、轴瓦、止推垫片放至工作台(注意曲轴轴承盖上的标记，安装时要按原来标记装回，轴瓦不能互换)，取下曲轴，按要求摆放好。

*按规定曲轴轴承盖螺栓拆卸后应全部更换新的，这里不做要求，仍然继续使用。

4、需清洗部位：气缸盖上下平面、曲轴轴瓦、连杆轴瓦、活塞、曲轴、气缸、气缸体平面。

5、安装前需润滑部位：曲轴轴瓦、曲轴各轴颈、连杆轴瓦、气缸壁、活塞

6、将发动机摇至倒立垂直位置，放上曲轴，将装好轴瓦的轴承盖放置原来位置，止推垫片按规定方向放好，按规定顺序分次交叉(由中间向两边最少三次)装上曲轴轴承盖，最后扭力为65N/m+1/4圈。

在拧紧螺栓过程中，每拧紧一对螺栓，应检查一次曲轴转动是否顺畅。

8、将发动机摇至水平位置，转动曲轴，使一缸连杆轴颈处于上止点位置，在连杆螺栓上安装保护套，将活塞环开口错开120°，将一缸活塞装入一缸(注意活塞头部剪头标记朝前，连杆轴承方向需和连杆方向一致，各缸活塞、连杆轴承、轴瓦应装回原来位置，不能互换)，连杆螺栓扭力30N/m+1/4圈。再转动曲轴按同样的方法拆安装其余三个气缸的活塞。

在安装活塞过程中，每拧紧一对连杆轴承螺栓，应检查一次曲轴转动是否顺畅。

9、将发动机摇至垂直位置，放上汽缸垫，放上缸盖，装入气缸盖螺栓，规定顺序分次交叉拧紧，再用40 N/m预紧所有螺栓+1/4圈+1/4圈。

柴油机连杆设计范文第4篇

1 IC卡自助加油机的功能

该IC卡自助加油机的服务作业设计, 充分考虑了顾客自助服务的要求。顾客插卡之后根据操作终端显示屏上的提示, 通过触摸式薄膜键盘进行操作, 可选择定量加油, 也可直接提枪加油, 加油中实时显示加油升数、金额、单价, 加油结束退卡后, 可以立即从结算打印口取到自己加油的消费凭证。在加油机的两侧还配有自动切纸机, 顾客加完油后可方便地取到清洁纸, 清洗油箱口处和手上的油渍。

2 IC卡自助加油机的硬件设计

该IC卡自助加油机控制系统的硬件结构如图1所示, 主要由操作终端、单片机、薄膜键盘、打印机、读卡器、IC卡认证模块、油泵与电磁阀输出控制部分、流量传感器与油枪开关信号输入控制部分、看门狗、非易失性存储器和实时时钟等组成。

2.1 操作终端

操作终端是IC卡自助加油机的核心部件之一, 其主要提供与客户交户的人机界面。

本系统采用从国内某知名生产厂商定制的工业用嵌入式PC作为操作终端, 其稳定可靠、防暴性能好, 抗干扰能力强, 可在高温、低温、油气污染、强电磁干扰等恶劣条件下24小时不间断正常运行。该嵌入式PC配有36键薄膜键盘和液晶显示屏, 其都具有很强的抗磨损、防油渍性能;还有1个RS232C串行接口用于与单片机通讯, 1个并行口用于连接打印机, 本系统打印机采用具有防爆性能的设备。

2.2 单片机

单片机是IC卡自助加油机的另一个核心部件, 它是加油控制部分的指挥中心, 控制加油功能的实现。

本系统采用基于新51MX内核的P89C669单片机, 它包含96KB的Flash程序存储器、2KB的数据S R A M、1个可编程计数器阵列 (PCA) 、可配置成不同时间范围的看门狗定时器 (通过SFR的位设置) 、2个增强型UART以及字节型I2C总线串行接口, 具有在系统编程和在应用中编程的功能, 可进行现场和远程程序升级。

2.3 读卡器和IC卡认证模块

读卡器用于IC卡插入和退出的识别与控制, 实现IC卡和系统的数据交换, 为IC卡提供所需的电源和时钟信号;IC认证模块用于对IC卡进行合法性认证, 鉴别卡的真伪。

2.4 看门狗

看门狗电路的功能主要是保证系统的可靠运行, 防止系统受扰后出现程序跑飞、死机现象。其主要由MAX813L组成, MAX813L具有看门狗、复位输出、电压检测等特征, 若在1.6秒内看门狗输入端未被触发, 看门狗输出端将使单片机自动复位, 恢复系统运行;当单片机电压低于正常值时, 电压检测输出端将触发单片机外部中断, 使其执行相应的掉电数据保护程序。

2.5 信号输入控制部分和输出控制部分

本系统输入控制的信号主要是油枪开关信号和流量传感器计数脉冲信号, 输出控制的信号主要是油泵和电磁阀控制信号。这两部分由油枪开关、流量传感器、油泵和电磁阀控制板等组成。当提起油枪时, 油枪开关将向系统发出开机信号, 系统接收后发出打开电磁阀和启动电机的指令信号, 使系统进入待加油状态;当开启油枪时, 油液将流经流量计, 推动流量计内活塞作往复运动, 排出固定体积的油液, 使流量计的输出轴转动, 进而带动传感器分度盘切割光槽, 产生油液计数脉冲信号。计数脉冲信号送入系统后, 系统将对其进行处理, 若接收正常, 将显示和存储加油数据;当挂上油枪或加到预置流量时, 系统将发出关闭电磁阀和电机的控制信号, 加油过程结束。

2.6 非易失性存储器

非易失性存储器主要保存加油交易记录、IC卡黑白名单等数据。本系统采用SST公司的28SF040 SuperFlash EEPROM, 其存储容量为512KB, 接口方式简单, 读写速度快, 具有片上硬件和软件数据保护功能, 片内存储的数据可保存100年以上。

2.7 实时时钟

实时时钟为系统提供准确可靠的日期和时间。本系统采用DS12C887时钟芯片, 它具有完备的时钟及到2100年的日历功能;内含可充电锂电池, 电路通电时自动对其充电, 充足一次电可供时钟芯片运行半年之久, 正常工作时可保证时钟数据10年内不丢失。

3 IC卡自助加油机的软件设计

IC卡自助加油机的软件设计包括操作终端软件设计和P 8 9 C 6 6 9单片机程序设计。操作终端软件主要由操作界面模块、串口通讯模块、网络通讯模块和数据库模块等组成。单片机程序主要包括主程序模块、IC卡读写模块和串口通讯模块, 程序用C51编写。

操作终端和单片机之间按照统一的接口通讯协议进行数据交换。

数据交换直接通过命令的方式实现, 主要的命令如下。

(1) 单片机对多媒体操作终端的普通查询命令。

(2) 单片机发送卡插入状态命令。

(3) 单片机发送加油中状态命令。

(4) 单片机上送交易记录命令。

(5) 单片机下载数据 (黑名单、白名单、油品价格、油站通用信息和单片机程序) 命令。

(6) 单片机向操作终端查询黑、白名单命令。

(7) 操作终端对单片机的普通查询命令。

(8) 操作终端发送定量加油命令。

(9) 操作终端发送退卡命令。

在实际的加油过程中, 操作终端和单片机之间不断地通过命令进行通讯, 如图2所示, 图中详细地描述了IC卡定量加油的处理流程。

4 结语

本文介绍的IC卡自助加油机成功地把机电控制技术、计算机控制技术和通讯技术应用到加油机上, 使得加油机的功能更加丰富, 操作更加人性化。在竞争日益激烈的成品油零售领域, 该IC卡自助加油机无疑将有广阔的市场应用前景。

摘要：本文介绍了一种IC卡自助加油机的功能和特点, 详细阐述了IC卡自助加油机的软硬件设计, 成功地把机电控制技术、计算机控制技术和通讯技术应用到加油机上, 使得加油机的功能更加丰富, 操作更加人性化。

关键词：操作终端,IC卡,单片机,加油机

参考文献

[1] PHILIPS P89C669 8-Bit Microcontroller With Extended Memory Data Sheet.

[2] SST 28SF040 4Mbit (512Kx8) SuperFlash EEPROM Data Sheet.

[3] MAXIM MAX813L Low-Cost Mi-croprocessor Supervisory Circuits DataSheet.

柴油机连杆设计范文第5篇

活塞压缩机转轮连杆机构技术资料

前言

转轮连杆机构是一种用于活塞式压缩机或发动机的运动机构，转轮连杆机构最大的优势是在压缩气体过程中，通过逐步缩短力臂距离，来克服活塞受到的反压力。

技术背景

一百多年来，曲柄连杆机构的应用非常广泛，但还存在很多缺陷，在压缩机领域的使用逐步被旋转压缩机与螺杆压缩机所替代。曲柄连杆机构最大的缺陷，是曲轴旋转的力臂长度是恒定的，无法适应活塞在压缩气体过程中不断增大的气体反压力，目前还没有发现或提出通过改变力臂距离来适应压缩气体过程中活塞受到不断增强的反压力。

压缩机的曲柄连杆机构在恒定功率输入条件下，W=P/t，P=FS，活塞行程 = 2r(偏心距也就是力臂长度)曲柄的扭矩 P=2πrF。

曲柄连杆机构的力臂长度是不变的，曲轴旋转的扭矩是恒定的，一个恒定的力去克服压缩气体不断增强的反压力，功率能效不足是必然的。

本人提出了两个方案，一种是转轮连杆机构，改变力臂长度工作;另一种是转轮传动活塞变速机构，在转轮连杆机构的基础上进行了改进;改变力臂长度的同时对活塞运动的速度进行调节，根据公式W=FV(活塞运动速度)。

本文介绍的是转轮连杆机构，转轮连杆机构与曲柄连杆机构非常近似，以曲柄连杆机构作为对比，就很容易了解该技术了。

技术介绍

如下图所示，转轮连杆机构1由转轮

7、传动轴

8、连杆5与活塞4组成，转轮7上开有滚动圆槽13，连杆大头17安装在转轮7的滚动圆槽13中，连杆大头17的中心到转轮的中心为偏心距离，活塞4受到气体压力通过连杆大头17的接触点21传导到转轮7的滚动圆槽13内壁受力点22上，该滚动圆槽13内壁受力点22与转轮圆心的距离(力臂长度)，在转轮7旋转过程中不断变化，活塞4由下止点向上止点运动压缩气体，连杆受到活塞的反压力作用在转轮7内壁受力点22，该受力点与转轮7圆心的距离逐步缩短，力臂长度变短，在一个等值功率输入条件下，转轮7作用在连杆大头上的作用力增大，该受力点22与转轮圆心距离越近，作用力就越大，用来抗拒压缩气体时的反压力。

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从上图可以看出，转轮连杆机构与曲柄连杆机构的区别不大，同样的偏心距离，同样的连杆长度，连杆推动活塞的运动特征是一样的，转轮带动连杆的旋转半径与曲轴带动连杆的旋转半径是一样的，唯独不一样的是连杆的受力点。曲柄连杆机构连杆的受力点与曲轴的力臂长度是一个定值，无论曲轴旋转角度怎么变化，该力臂长度是不变的，而转轮连杆机构的连杆大头传导的垂直力是作用在转轮的滚动圆槽内壁上的，内壁受力点与转轮圆心距离(力臂长度)是一个变化值，该变化值是受到滚动圆槽与转轮圆心的偏心距离L1(活塞行程=2L1)，与滚动圆槽的直径决定的。

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上图的转轮滚动圆槽的半径R，与转轮的圆心O1到转轮滚动圆槽的偏心距离L1相等，H1是力臂长度，该力臂长度是一个变化值，

如活塞在下止点时，B1到O1的力臂长度H1 = 2R=2L1 ，力臂长度H1是偏心距L1的两倍;活塞在上止点时，H1=0 ，B1与转轮圆心O1重叠，活塞静止。活塞从下止点运动到上止点，力臂长度H1由2L1逐步缩短至0。

从上图可以看出，活塞在下止点向上止点运动，力臂长度H1由2L1逐步缩短，运动到转轮圆心时力臂长度为零。

转轮连杆机构与曲柄连杆机构对比分析

下图为曲柄连杆机构的原理图。

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曲柄的回旋半径r等于偏心距，力臂长度r等于O1到O2的距离，该力臂长度为定值;F1是连杆臂传导到轴颈圆心(受力点)的作用力，曲柄旋转的扭矩P=2πrF1。

假设转轮连杆机构与曲柄连杆机构的偏心距r相等，连杆的长度相等，活塞的受力面积相等，工作压力相等，来进行对比。

转轮连杆机构回旋半径r1等于偏心距， 转轮连杆机构的力臂长度L1为一个变化值， 转轮受到的扭矩P=2πL1F1

计算实例

以压缩比10:1相同的转轮连杆压缩机与为例，活塞受力面积相等，回旋偏心距30mm，活塞行程60mm，连杆长度12cm，转轮滚动圆槽的直径为60mm。

曲柄连杆机构的活塞运动到距离上止点6mm处，曲柄受到的扭矩为

P1=2πrF1=2π*30mm*F1

转轮连杆机构的活塞运动到距离上止点6mm处，测量到L1的长度为15mm，此时转轮受到的扭矩为

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P2=2πL1F1=2π*15mm*F1

P1：P2=2：1

转轮连杆机构在完成压缩冲程进入排气冲程时转轮受到的扭矩是曲柄连杆机构的二分之一，耗用功率是曲柄连杆机构的一半。

转轮连杆机构的动态特征与曲柄连杆机构非常相似，同样偏心距离，同样活塞行程与连杆长度;最大的区别是转轮连杆机构以改变力臂长度的工作方式，在活塞压缩气体冲程中，根据气体反压力逐步提高活塞的推力，增大活塞对抗压缩气体的反压力。

转轮连杆机构在不改变曲柄连杆机构固有特征的前提下，通过改变力臂长度，实现增加作用力提高工作能效，该技术优势足以淘汰目前的曲柄连杆机构。

转轮连杆机构的理论依托是扭矩P = FS = 2πrF。力臂长度与作用力的关系，是该技术的最大优势。

上图是转轮与连杆安装剖视图，该结构与曲柄连杆机构的曲轴与连杆安装相近似。由此可见，转轮连杆机构结构十分简单，在压缩机与发动机技术领域可以直接替代曲柄连杆机构。

该技术运用杠杆原理，实现气体压缩过程中的“以柔克刚”。以上技术的焦点是：连杆传导作用力的变化与受力点的力臂长度变化。