曲柄连杆机构设计

1、课程设计说明书题目：曲柄连杆机构设计姓名：班级：学号：指导老师：完成时间：目 录第1章 绪论 4 1.1题目分析4 1.2设计研究的主要内容4第2章 连杆组的设计 152.1连杆的工作情况、设计要求和材料选用152.2连杆长度的确定162.3连杆小头的设计162.4连杆杆身的设计172.5连杆大头的设计172.6连杆强度计算182.7连杆螺栓设计252.8本章小结27第3章 活塞组的设计 53.1活塞的工作条件和设计要求53.2活塞的材料63.3活塞的主要尺寸73.4活塞的头部设计93.5活塞的销座设计93.6活塞的裙部设计103.7活塞强度计算113.8活塞销的设计123.9活塞环的设计13

2、3.10本章小结 15第4章 曲轴组的设计 274.1曲轴的结构型式和材料的选择274.2曲轴的主要尺寸确定284.3曲轴油孔位置304.4曲轴端部结构304.5曲轴平衡块314.6曲轴的轴向定位314.7曲轴疲劳强度计算324.8飞轮的设计414.9本章小结42总结43参考文献44致谢45第1章 绪论1.1 题目分析曲柄连杆机构是发动机的传递运动和动力的机构，通过它把活塞的往复直线运动转变为曲轴的旋转运动而输出动力。因此，曲柄连杆机构是发动机中主要的受力部件，其工作可靠性就决定了发动机工作的可靠性。随着发动机强化指标的不断提高，机构的工作条件更加复杂。在多种周期性变化载荷的作用下，如何在设计

3、过程中保证机构具有足够的疲劳强度和刚度及良好的动静态力学特性成为曲柄连杆机构设计的关键性问题。通过设计，确定发动机曲柄连杆机构的总体结构和零部件结构，包括必要的结构尺寸确定、运动学和动力学分析、材料的选取等，以满足实际生产的需要。在传统的设计模式中，为了满足设计的需要须进行大量的数值计算，同时为了满足产品的使用性能，须进行强度、刚度、稳定性及可靠性等方面的设计和校核计算，同时要满足校核计算，还需要对曲柄连杆机构进行动力学分析。为了真实全面地了解机构在实际运行工况下的力学特性，本文采用了多体动力学仿真技术，针对机构进行了实时的，高精度的动力学响应分析与计算，因此本研究所采用的高效、实时分析技术对

4、提高分析精度，提高设计水平具有重要意义，而且可以更直观清晰地了解曲柄连杆机构在运行过程中的受力状态，便于进行精确计算，对进一步研究发动机的平衡与振动、发动机增压的改造等均有较为实用的应用价值。本次设计柴油机型号为4105型柴油机，基本参数为：1.2 设计研究的主要内容对内燃机运行过程中曲柄连杆机构受力分析进行深入研究，其主要的研究内容有：（1）对曲柄连杆机构进行运动学和动力学分析，分析曲柄连杆机构中各种力的作用情况，并根据这些力对曲柄连杆机构的主要零部件进行强度、刚度等方面的计算和校核，以便达到设计要求；（2）分析曲柄连杆机构中主要零部件如活塞，曲轴，连杆等的工作条件和设计要求，进行合理选材，

5、确定出主要的结构尺寸，并进行相应的尺寸检验校核，以符合零件实际加工的要求。第2章 连杆组的设计2.1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 （1）结构简单，尺寸紧凑，可靠耐用。（2）在保证具有足够强度和刚度的前提下，尽可能减轻重量，以降低惯性力。（3）尽量缩短长度，以降低发动机的总体尺寸和总重量。（4）大小头轴承工作可靠，耐磨性好。（5）连杆螺栓疲劳强度高，连接可靠。（6）易于制造，成本低。 连杆主要承受气体压力和往复惯性力所产生

6、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，同样，如果连杆组刚度不足，也会对曲柄连杆机构的工作带来不好的影响。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。2.2连杆长度的确定近代中小型告诉柴油机，为使发动机结构紧凑，最适合的连杆长度应该是，在保证连杆及相关机件在运动不与其他机件相碰的情况下，选取

7、最小的连杆长度。连杆长度与结构参数（R为曲柄半径）有关，此次设计选取。2.3连杆小头的设计小头主要尺寸为连杆衬套内径和小头宽度。1.连杆衬套内径2.衬套厚度3. 小头内径4.小头宽度5.小头外径2.4连杆杆身的设计连杆杆身从弯曲刚度和锻造工艺性考虑，采用工字形截面。1.杆身截面高度2.杆身截面宽度3. 杆身截面中间宽度为使连杆从小头到大头传力比较均匀，在杆身到小头和大头的过渡处用足够大的圆角半径。2.5连杆大头的设计本次大头采用斜切口大头的结构形式，切口角1. 大头孔直径2. 大头宽度3. 连杆轴瓦厚度4. 连杆螺栓直径5. 连杆螺栓孔中心距螺栓孔外侧壁厚不小于2毫米，取3毫米，螺栓头支承面到

8、杆身或大头盖的过渡采用尽可能大的圆角。6. 大头高度 取0.21 取0.50 7. 定位方式定位方式采用锯齿定位，齿形角为，齿距为2.6连杆强度计算1. 连杆小头计算（1） 由衬套过盈配合和受热膨胀产生的应力衬套最大装配过盈量衬套温度过盈量式中为连杆材料线膨胀系数，对于钢为衬套材料线膨胀系数，对于青铜由总过盈量产生的径向均布压力式中为连杆材料的弹性模量，对于钢为衬套材料的弹性模量，对于青铜为泊桑比，小头外表面由引起的应力（2） 由惯性力拉伸引起的小头应力活塞组的最大惯性力式中为活塞组重量为角速度固定角小头平均半径小头中心截面（）上的弯矩小头中心截面（）上的法向力小头固定截面（）上的弯矩查表可知

9、小头固定截面（）上的法向力小头壁厚小头截面积衬套截面积系数小头受拉时固定截面处外表面应力（3） 由最大压缩力引起的应力小头承受的最大压缩力辅助参数查表可得 小头受压时中央截面上的弯矩和法向力小头固定截面处（）的值查表得 小头受压时固定截面处（）的弯矩和法向力小头受压时固定截面处外表面应力（4） 小头安全系数材料的机械性能查表可得 45钢角系数在固定角截面的外表面处应力幅平均应力小头安全系数小头安全系数应不小于1.5，所以满足要求（5） 小头横向直径减小量小头平均直径小头截面的惯性矩横向直径减小量为保证活塞销和连杆衬套不致咬死，应使，实际计算结果，所以满足要求。2. 连杆杆身计算（1）杆身中间截

10、面处最大拉伸力和最大压缩力式中分别为活塞组重量和位于计算截面以上那一部分连杆重量。（2） 杆身中间截面处的应力和安全系数由最大拉伸力引起的拉伸应力式中为杆身中间截面积，计算约为：杆身中间截面的惯性矩由最大压缩力引起的合成应力式中为系数，对于各种钢材杆身中间截面在摆动平面内的应力幅和平均应力在垂直于摆动平面内的应力幅和平均应力在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数安全系数满足要求。3. 连杆大头计算大头盖所受惯性力根据大头盖截面图（图1）计算重心坐标大头盖截面的惯性矩大头盖计算截面的抗弯断面模数轴瓦计算截面的惯性矩大头盖中央截面上的应力大头盖横向直径减小值经轴承选择，值小于轴承间隙的一半，所以满

11、足要求。2.7连杆螺栓设计1. 连杆螺栓的结构尺寸和材料选择根据气缸直径初选连杆螺纹直径根据选择螺栓，螺母，垫片标准件如下：螺栓 GB/T 5782 M14x80螺母 GB/T 6170 M14垫片 GB/T 848 14螺栓与螺母材料均采用40。2.螺栓装配预紧力和屈服强度校核（1）装配预紧力每个螺栓由惯性力引起的工作负荷式中为斜切口大头的切口角。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。（2） 材料屈服强度校核确定后，校核螺

12、栓材料是否屈服，应满足：式中为螺栓最小截面积，经计算为材料的屈服极限，一般为安全系数，一般为于是经计算 得，所以满足要求。2.8本章小结本章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3章 活塞组的设计3.1 活塞的工作条件和设计要求1.活塞的机械负荷在发动机工作中,活塞承受的机械载荷包括周期变化的气体压力、往复惯性力以及由此产生的侧向作用力。在机械载荷的作用下，活塞各部位了各种不同的应力：活塞顶部动

13、态弯曲应力；活塞销座承受拉压及弯曲应力；环岸承受弯曲及剪应力。此外，在环槽及裙部还有较大的磨损。为适应机械负荷，设计活塞时要求各处有合适的壁厚和合理的形状，即在保证足够的强度、刚度前提下，结构要尽量简单、轻巧，截面变化处的过渡要圆滑，以减少应力集中。2.活塞的热负荷活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，燃气的最高温度可达。因而活塞顶的温度也很高。活塞不仅温度高，而且温度分布不均匀，各点间有很大的温度梯度，这就成为热应力的根源，正是这些热应力对活塞顶部表面发生的开裂起了重要作用。3.磨损强烈发动机在工作中所产生的侧向作用力是较大的，同时，活塞在气缸中的高速往复运动，活塞组与气缸表面

14、之间会产生强烈磨损，由于此处润滑条件较差，磨损情况比较严重。4.活塞组的设计要求（1）要选用热强度好、耐磨、比重小、热膨胀系数小、导热性好、具有良好减磨性、工艺性的材料；（2）有合理的形状和壁厚。使散热良好，强度、刚度符合要求，尽量减轻重量，避免应力集中；（3）保证燃烧室气密性好，窜气、窜油要少又不增加活塞组的摩擦损失；（4）在不同工况下都能保持活塞与缸套的最佳配合；（5）减少活塞从燃气吸收的热量，而已吸收的热量则能顺利地散走； （6）在较低的机油耗条件下，保证滑动面上有足够的润滑油。3.2 活塞的材料根据上述对活塞设计的要求，活塞材料应满足如下要求：（1）热强度高。即在高温下仍有足够的机械性

15、能，使零件不致损坏；（2）导热性好，吸热性差。以降低顶部及环区的温度，并减少热应力；（3）膨胀系数小。使活塞与气缸间能保持较小间隙；（4）比重小。以降低活塞组的往复惯性力，从而降低了曲轴连杆组的机械负荷和平衡配重；（5）有良好的减磨性能（即与缸套材料间的摩擦系数较小），耐磨、耐蚀；（6）工艺性好，低廉。在发动机中，灰铸铁由于耐磨性、耐蚀性好、膨胀系数小、热强度高、成本低、工艺性好等原因，曾广泛地被作为活塞材料。但近几十年来，由于发动机转速日益提高，工作过程不断强化，灰铸铁活塞因此比重大和导热性差两个根本缺点而逐渐被铝基轻合金活塞所淘汰。铝合金的优缺点与灰铸铁正相反，铝合金比重小，约占有灰铸铁的

16、1/3，结构重量仅占铸铁活塞的。因此其惯性小，这对高速发动机具有重大意义。铝合金另一突出优点是导热性好，其热传导系数约为铸铁的倍，使活塞温度显著下降。对汽油机来说，采用铝活塞还为提高压缩比、改善发动机性能创造了重要的条件。共晶铝硅合金是目前国内外应用最广泛的活塞材料，既可铸造，也可锻造。含硅9%左右的亚共晶铝硅合金，热膨胀系数稍大一些，但由于铸造性能好，适应大量生产工艺的要求，应用也很广。综合分析，该发动机活塞采用铝硅合金材料铸造而成。3.3 活塞的主要尺寸1.活塞高度活塞高度取决于下列因素：（1） 对柴油机高度尺寸的要求（2） 转速n（3） 燃烧室形状与尺寸（4） 活塞裙部承压面积2.压缩高

17、度活塞压缩高度的选取将直接影响发动机的总高度，以及气缸套、机体的尺寸和质量。尽量降低活塞压缩高度是现代发动机活塞设计的一个重要原则。3. 顶岸高度(即第一道活塞环槽到活塞顶的距离）（1） 越小，第一道环本身的热负荷也越高，应根据热负荷与活塞冷却状况确定。（2） 在保证第一道环工作可靠的情况下，尽量缩小，以力求降低活塞高度和重量。（3） 高速柴油机铝活塞一般为。4. 活塞环的数目及排列数目选择为4道活塞环，前三道为气环，最后一道为油环。5. 环槽尺寸环岸和环槽的设计应保持活塞、活塞环正常工作，降低机油消耗量，防止活塞环粘着卡死和异常磨损，气环槽下平面应与活塞轴线垂直，以保证环工作时下边与缸桶接触

18、，减小向上窜机油的可能性。环槽的轴向高度等于活塞环的轴向高度：气环 油环 环槽底径取决于活塞环的背面间隙，按下式估算：气环槽 油环槽 6. 环岸高度第一环岸温度较高，承受的气体压力最大，又容易受环的冲击而断裂。所以第一环岸高度一般比其余环岸高度要大一些。7. 活塞顶厚度是根据活塞顶部应力，刚度及散热要求来决定的。8. 裙部长度9. 裙部壁厚10. 活塞销直径和销座间隔 高速机，应在之间，普通销座应在之间。3.4 活塞的头部设计1.设计要点活塞头部包括活塞顶和环带部分，其主要功用是承受气压力，并通过销座把它传给连杆，同时与活塞环一起配合气缸密封工质。因此，活塞头部的设计要点是：（1）保证它具有足

19、够的机械强度与刚度，以免开裂和产生过大变形，因为环槽的变形过大势必影响活塞环的正常工作；（2）保证温度不过高，温差小，防止产生过大的热变形和热应力，为活塞环的正常工作创造良好条件，并避免顶部热疲劳开裂；（3）尺寸尽可能紧凑，因为一般压缩高度缩短1单位，整个发动机高度就可以缩短单位，并显著减轻活塞重量。而则直接受头部尺寸的影响。2.活塞顶形状根据燃烧系统要求和活塞的热负荷，采用半开式燃烧室结构。3.活塞头部截面形状头部设计成导热良好的“热流型”，即根据活塞的热流通路，采用大圆弧过渡，以增加从头部到裙部的传热截面，从而将头部热流迅速传出，使活塞头部的温度迅速降低。温度降低的同时也有利于消除应力集中

20、，这样，可提高活塞的承载能力3.5 活塞的销座设计活塞销座用以支承活塞，并由此传递功率。销座应当有足够的强度和适当的刚度，使销座能够适应活塞销的变形，避免销座产生应力集中而导致疲劳断裂；同时要有足够的承压表面和较高的耐磨性。本次柴油机采用普通销座，销座轴承的润滑采用油孔润滑。3.6 活塞的裙部设计1.裙部椭圆设计活塞裙部是指活塞头部最低一个环槽以下的那部分活塞。活塞沿气缸往复运动时，依靠裙部起导向作用，并承受由于连杆摆动所产生的侧压力。所以裙部的设计要求，是保证活塞得到良好的导向，具有足够的实际承压面积，能形成足够厚的润滑油膜，既不因间隙过大发生敲缸，引起噪音和加速损伤，也不因间隙过小而导致活

21、塞拉伤。分析活塞在发动机中工作时裙部的变形情况。首先，活塞受到侧向力的作用。承受侧向力作用的裙部表面，一般只是在两个销孔之间的弧形表面。这样，裙部就有被压偏的倾向，使它在活塞销座方向上的尺寸增大；其次，由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销座的跨度内发生弯曲变形，使整个活塞在销座方向上的尺寸变大；再次，由于温度升高引起热膨胀，其中销座部分因壁厚较其它部分要厚，所以热膨胀比较严重。三种情况共同作用的结果都使活塞在工作时沿销座方向涨大，使裙部截面的形状变成为“椭圆”形，使得在椭圆形长轴方向上的两个端面与气缸间的间隙消失，以致造成拉毛现象。在这些因素中，机械变形影响一般来说并

22、不严重，主要还是受热膨胀产生变形的影响比较大。因此，为了避免拉毛现象，在活塞裙部与气缸之间必须预先流出较大的间隙。当然间隙也不能留得过大，否则又会产生敲缸现象。解决这个问题的比较合理的方法应该使尽量减少从活塞头部流向裙部的热量，使裙部的膨胀减低至最小；活塞裙部形状应与活塞的温度分布、裙部壁厚的大小等相适应。活塞裙部的横断面设计成与裙部变形相适应的形状。在设计时把裙部横断截面制成长轴是在垂直与活塞销中心线方向上，短轴平行于销轴方向的椭圆形。常用的椭圆形状是按下列公式设计的：式中为椭圆长短轴，椭圆度，取活塞侧表面形状采用头部正圆锥，裙部椭圆锥。2. 销孔的位置活塞销与活塞裙轴线不相交，而是向承受膨

23、胀侧压力的一面（称为主推力面，相对的一面称为次推力面）偏移了，这是因为，如果活塞销中心布置，即销轴线与活塞轴线相交，则在活塞越过上止点，侧压力作用方向改变时，活塞从次推力面贴紧气缸壁的一面突然整个地横扫过来变到主推力面贴紧气缸壁的另一面，与气缸发生“拍击”，产生噪音，有损活塞耐久性。如果把活塞销偏心布置，则能使瞬时的过渡变成分布的过渡，并使过渡时刻先于达到最高燃烧压力的时刻，因此改善了发动机的工作平顺性。3.7 活塞强度计算1.活塞顶机械应力满足要求。2.第一环岸弯曲应力 剪切应力 总应力 满足要求。3.裙部比压。4.销座比压满足要求。3.8 活塞销的设计1. 活塞销的结构和尺寸活塞销的结构为

24、一圆柱体，中空形式，可减少往复惯性质量，有效利用材料。尺寸如下：外径内径 长度 2. 活塞销的材料活塞销材料为低碳合金钢，表面渗碳处理，硬度高、耐磨、内部冲击韧性好。表面加工精度及粗糙度要求极高，高温下热稳定性好。3.活塞销的强度校核（1）弯曲变形满足要求。（2） 椭圆变形满足要求。（3） 纵向弯曲应力（4） 横向弯曲应力（5） 总应力满足要求。4. 活塞销的强化工艺为了提高活塞销的疲劳强度，充分发挥材料的强度潜力，可采用下列强化措施：（1） 活塞销冷挤压成形冷挤压的活塞销，其机械强度可提高25%以上（2) 活塞销双面渗碳或氰化（3) 提高活塞销表面光洁度，如外圆抛光，内圆磨削等，外圆表面光洁

25、度不应低于3.9活塞环的设计1. 活塞环的设计要求（1） 具有足够的强度。（2） 密封性能好。（3） 刮油能力强，除改进油环结构外，要求气环也能够其控制机油的作用。（4） 要耐磨，特别是提高抗熔着磨损（抗拉缸）的能力。（5） 磨合性能和抗结胶性能良好。（6） 降低环的高度，减少环数，尽量减少摩擦损失。（7） 合适的环槽侧隙，减小环对环槽的冲击。（8） 热稳定性好，即在高温时能保证环的弹力和形状。（9） 成本低，工艺性好。2. 活塞环形状及主要尺寸该发动机采用4道活塞环，第一，第二和第三环为气环，第四环为油环。第一道活塞环为矩形环，表面镀铬，结构简单，易于制造。第二道和第三道活塞环为直面正扭曲环

26、，在矩形环内圆上部切槽或倒角而成。第四道为开槽油环，材料为合金铸铁，制造成本低。活塞环的主要尺寸为环的高度、环的径向厚度，环自由开口尺寸。气环 油环 3. 活塞环的强度计算（1） 平均径向压力为合金铸铁弹性模量，取 对于气环一般为，对于油环应小于，所以平均径向压力满足要求。（2） 工作应力最大工作应力活塞环工作时的许用工作应力为，所以满足要求。（3） 套装应力活塞环往活塞上套装时，要把切口扳得比自由状态的间隙还大，对于均压环，此时的正对切口处的最大套装应力为：因环的套装时在常温下进行的，承受的应力时间甚短，所以套装应力的许用值大于工作应力的许用值，即许用套装应力约为，所以满足要求。3.10本章

27、小结在活塞的设计过程中，分别确定了活塞、活塞销、活塞销座和活塞环的主要的结构参数，分析了其工作条件，总结了设计要求，选择合适的材料，并分别进行了相关的强度和刚度校核，使其符合实际要求。第4章 曲轴组的设计4.1曲轴的结构型式和材料的选择1. 曲轴的工作条件和设计要求 曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。 由于曲轴弯曲与扭转振动而产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生的严重的应力集中。特别在曲柄至轴颈的圆角过渡区、润滑油孔附近以及加工粗糙的部位应力集中现象尤为突出。所以在设计曲轴时，要使它具有

28、足够的疲劳强度，尽量减小应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。 如果曲轴弯曲刚度不足，就会大大恶化活塞、连杆的工作条件，影响它们的工作可靠性和耐磨性，曲轴扭转刚度不足则可能在工作转速范围内产生强烈的扭转振动，所以设计曲轴时，应保证它有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度。此外，曲轴主轴颈与曲柄销时再高比压下进行高速转动的，因而还会产生强烈的磨损。所以设计曲轴时，要使其各摩擦表面耐磨，各轴颈应具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件。2.曲轴的结构型式曲轴的设计从总体结构上选择整体式，它具有工作可靠、质量轻的特点，而且刚度和强度较高，加工表面也比较少。为了提高曲轴的弯曲刚度和强度，采用全支撑

29、半平衡结构11，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图5.1所示：图2 曲轴的结构型式3. 曲轴的材料在结构设计和加工工艺正确合理的条件下，主要是材料强度决定着曲轴的体积、重量和寿命，作为曲轴的材料，除了应具有优良的机械性能以外，还要求高度的耐磨性、耐疲劳性和冲击韧性。同时也要使曲轴的加工容易和造价低廉。在保证曲轴有足够强度的前提下，尽可能采用一般材料。以铸代锻，以铁代钢。高强度球墨铸铁的出现为铸造曲轴的广泛采用提供了前提。球墨铸铁就其机械性能和使用性能而言，比其它多种铸铁都要好。球墨铸铁曲轴可以铸成复杂的合理的结构形状，使其应力分布均匀，金属材料更有效地利用，加上球铁材料对断面缺口的

30、敏感性小，使得球铁曲轴的实际弯曲疲劳强度与正火中碳钢相近。该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。4.2曲轴的主要尺寸确定1. 主轴颈为了最大限度地增加曲轴的刚度，适当地加粗主轴颈，这样可以增加曲轴轴颈的重叠度，从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。对于高速柴油机，由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。2. 曲柄销在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作的可靠性，提高曲轴的刚度。曲柄销的长度是在选定

31、的基础上考虑的。从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作能力出发，应使控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调.对于柴油机。3. 曲柄臂曲柄臂是曲轴当中最薄弱的部分之一，它在曲柄平面内的抗弯刚度和强度都较差，实践表明：由交变弯曲应力造成的曲柄臂断裂是曲轴的主要损坏形式。曲柄臂应选择适当的厚度宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。曲柄臂形状应合理，以改善应力分布。中高速柴油机整体曲轴的曲柄臂厚度，。曲柄臂宽度。4. 曲轴圆角曲轴主轴颈和曲柄臂连接的圆角称为主轴颈圆角，曲柄销和曲柄臂连接的圆角称为曲柄销圆角。由于曲柄销圆角和主轴颈圆角是曲轴应力最大的部位，且应力沿圆角轮廓分布也极不均匀，固圆角的轮廓设计也

32、十分重要。曲柄销圆角 主轴颈圆角 5. 提高曲轴疲劳强度方法（1） 增大主轴颈和曲柄销重叠度增大重叠度可显著提高曲轴的疲劳强度曲柄销越薄越窄时，这种提高作用越明显。（2） 轴颈减重孔曲轴轴颈具有适当尺寸和形状的减重孔，可减轻曲轴重量，减小旋转质量的离心惯性力，同时还可以改善圆角的应力分布，提高曲轴强度。曲柄销减重孔曲柄销减重孔偏心距主轴颈减重孔4.3曲轴油孔位置为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油一般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销

33、供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于处。油道的孔径取为4。4.4曲轴端部结构 曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮一般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。发动机的配气机构也是由曲轴自由端驱动。这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。 在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。一方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，

34、另一方面也防止外面的尘土等进入。密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。当机油漏入轴与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母一样地退了回去，不使它漏出机体外。曲轴后端（功率输出端）设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。螺栓应拧得足够紧，以便能够依靠飞轮与法兰之间的摩擦力矩传输出曲轴的最大转矩。定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有一个。这种连接方式结构简单，工作可靠。为了提高曲轴的扭转刚度，从最后一道主轴承到飞轮法兰这

35、一轴段应该尽量粗短。4.5曲轴平衡块对四拐曲轴来说，作用在第1、2拐和第3、4拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等、方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可

36、能很不均匀，一部分轴颈表面所受载荷很大，但另一部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消一部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降。它意味着轴颈的磨损也可以比较均匀，而不是集中磨一处，防止因偏磨而很决失圆损坏10。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。将平衡重与曲轴铸成一体，时加工较简单，并且工作可靠。4.6曲轴的轴向定位曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动

37、机在工作时曲轴的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有一定的自由伸长量，所以曲轴上只能有一处轴向定位。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。在第三主轴颈处设置轴向止推片，止推片为四片。曲轴轴向间隙应保持，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热伸长时能自由延伸。4.7曲轴疲劳强度计算 应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上，扭转疲劳破坏总是发生在轴颈上，因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。一般情况，四缸机是在第二、三缸受到

38、最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行强度校核。1. 强度计算已知条件曲柄销 主轴颈 曲柄臂 曲轴材料 2. 强度计算已知曲轴载荷3. 圆角疲劳强度校核（1） 支反力（2） 曲柄平面内弯矩（3） 曲柄臂抗弯断面系数（4） 圆角弯曲名义应力（5） 圆角弯曲应力幅和平均应力（6） 圆角承受的扭矩（7） 曲柄销抗扭断面系数（8） 圆角名义切应力（9） 圆角切应力幅和平均应力（10） 圆角弯曲形状系数根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据得，再根据，查图可得（11） 弯曲有效应力集中系数根据，查图可得为应力集中敏感性系数，球墨铸铁查表得（12）

39、 弯曲有效总不均匀度系数（13） 圆角扭转形状系数式中 根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得（14） 扭转有效应力集中系数根据，查图可得为应力集中敏感性系数，球墨铸铁查表得（15） 扭转有效总不均匀度系数（16） 尺寸系数查表可得（17） 材料对应力循环不对称性敏感性系数查表可得（18） 强化系数查表可得（19） 安全系数只考虑弯曲时的安全系数只考虑扭转时的安全系数圆角安全系数 安全系数应大于1.5，所以满足强度要求。4. 油孔疲劳强度校核（1） 已知切向力由动力计算可知，最大切向力，最小切向力（2） 支反力（3） 油孔所受弯矩由圆角强度计算中得（4） 曲柄销抗弯断面系数式中由圆角强度计算中得到。（5） 油孔名义应力（6） 油孔处轴颈的总应力不均匀度系数曲柄平面内弯曲时式中 根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得根据，查图可得曲柄垂直平面内弯曲时式中 根据，查图可得根据，查图可得根据，查