【文章內容簡介】 飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。故定位銷的布置是不對稱的或只有一個。這種連接方式結構簡單，工作可靠。對于曲軸前端，本設計采用鍵連接正時齒輪，根據(jù)《機械設計》中對軸設計的相關規(guī)定，由扭矩強度條件計算有： 式中 —— 許用扭轉切應力，Mpa；根據(jù)《機械設計》中表153查的。P—— 軸傳遞的功率，kW；n—— 軸的轉速，r/min。—— 所設計軸的直徑，mm。將相關設計數(shù)據(jù)代入式即可得到：由于該段軸上有一個鍵槽，因此其直徑應增加5%~7%。本次設計中取。根據(jù)《機械設計》表152可查的軸肩圓角半徑。對于該段軸的長度的確定，根據(jù)《機械設計》以及《機械設計課程設計手冊》上關于鍵的相關規(guī)定可得： 將該段軸的直徑代入式即可求得：因此，本次設計中取。根據(jù)《機械設計》中關于鍵槽長度的規(guī)定可以求出該段軸上鍵槽的長度應為：，因此，本次設計中取。由《機械設計課程設計手冊》第四章關于對鍵的要求可知，鍵槽深度，寬度b=14mm。正時齒輪軸向定位，采用擋板固定，根據(jù)《機械設計課程設計手冊》中對螺栓的相關規(guī)定，本次設計中選用為M16全螺線，其長度l=40mm。曲軸后端設有法蘭和加粗的軸頸，飛輪與后端用螺栓和定位銷連接，定位銷用來保證重裝飛輪時保持飛輪與曲軸的裝配位置。對于后端軸頸的直徑設計，根據(jù)設計要求，因此由式可得：因此，曲軸后端的主軸頸取。對于法蘭盤而言，本次設計中取法蘭盤的外徑為d法=120mm，厚度取h法=30mm。采用6個螺栓連接，螺栓根據(jù)《機械設計課程設計手冊》選擇M12。再根據(jù)《機械設計課程設計手冊》中對圓柱銷的相關規(guī)定，本次設計中采用兩個直徑為10mm的銷為飛輪的安裝定位[11]。為了防止曲軸由于受熱膨脹而伸長或受斜齒輪及離合器等的軸向力而產生軸向移動，在曲軸和機體之間設置了一個止推軸承。為了使曲軸相對于機體能自由的沿軸向作熱膨脹，止推軸承只能設置一個，且設在前端，從而可以減小軸向移動對配氣定時和供油定時的影響。曲軸的軸向間隙應保持△2=～。其它各主軸承面間隙應保證曲軸受熱，伸長時能自由延伸。發(fā)動機工作時，為了防止曲軸前后端沿著軸向漏油，曲軸應有油封裝置。一般采用的油封結構都是組合式的，常采用甩油盤和反油螺紋進行密封?！?，安裝時必須注意同心度。由于曲軸工作時承受交變載荷，它的破壞（斷裂）往往都是由于疲勞產生。因此，對于內燃機各種曲軸均需要進行疲勞驗算。曲軸的疲勞強度驗算的目的是使曲軸不但在運轉中安全可靠，而且能充分利用材料的疲勞強度。為此，要求能精確地確定曲軸的疲勞強度（或許用應力）和曲軸運轉時的實際應力（或稱工作應力）。多缸機曲軸是靜不定的多支承空間連續(xù)梁，曲軸的應力狀態(tài)，與支座彎矩有關，并受支座彈性和軸承孔的不同心度影響。因此用連續(xù)法計算曲軸強度較為合理。對于多缸發(fā)動機的曲軸實際上是一多支承連續(xù)梁，受力比較復雜。為了分析其基本受力情況，采用簡支梁法進行分析。所謂簡支梁法即假定曲軸為一不連續(xù)梁，把曲軸合成幾段，每段當作簡支梁分析。，假定計算第i曲拐，左邊主軸頸以i表示，右邊主軸頸（較靠近功率輸出端的）以i+1表示，兩者均從主軸頸中間斷開。把單元曲拐看作絕對剛體，忽略相鄰曲拐、軸承不同心度、軸承工作間隙及支承變形等因素的影響，即把單元曲拐作一簡支梁進行計算。作用在曲拐上的力和力矩有：1）沿曲拐半徑方向作用的徑向力，其中包括K—氣體壓力和活塞連桿往復運動的慣性力所產生的徑向力；K1—連桿旋轉質量的離心力；K2—曲柄銷的離心力。設使曲柄受壓的K力為正；2）沿垂直于曲拐半徑方向的切向力T，設指向旋轉方向為正； 單元曲拐受力簡圖3）由前面氣缸傳來的扭矩；4）由右邊主軸頸傳出的扭矩；5）曲柄的離心力Pr；6）平衡重的離心力Pp；7）主軸承的垂直支反力和；8）主軸承的水平支反力和。以上各作用力都按集中處理，這些力除K1 、K2和Pr、Pp外均具有周期性交變的性質，即曲軸在不同的轉角位置時，這些力具有不同的值或符號。各主要部位受力情況如下：主軸頸（斷面Ⅰ—Ⅰ）：受到交變力矩Mi、支反力Rki和PTi的聯(lián)合作用，因此主軸頸的受力性質將是扭轉和彎曲的交變應力。由于一般主軸頸都較短，彎曲力矩作用較小，主要考慮交變扭轉力矩的作用。由于曲軸疲勞破壞主要是彎曲疲勞破壞，主軸頸的彎曲應力較小，而且圓角處的最大彎曲應力是壓應力。因此，一般情況下主軸頸不進行疲勞強度計算。曲柄銷（斷面Ⅱ—Ⅱ）：在曲拐平面內受到Rki、Pr、Pp合成彎曲力矩的作用，在垂直于曲拐平面內受到RTi彎曲力矩的作用，還受到Mi和RTi產生的扭矩M’Ti的作用，因此曲柄小所受載荷的性質也是扭轉和彎曲的交變應力。曲柄（斷面Ⅲ—Ⅲ）：曲柄承受交變的彎曲、扭轉、拉壓載荷的聯(lián)合作用。在垂直于曲拐的平面內：受到Mi和RTi產生的彎矩的聯(lián)合作用；以及受到RTi的扭轉作用。在曲拐平面內受純彎矩時，其圓角彎曲形狀系數(shù)等于圓角表面最大主應力與圓角名義應力之比： 式中 —— 圓角便面最大主應力，可用應變測量的方法求出； —— 曲柄的名義計算應力。此時彎曲形狀系數(shù)為： 其中，是標準曲軸的彎曲形狀系數(shù)。該曲軸。 原始曲軸的彎曲形狀系數(shù)[12] 軸頸重疊度影響系數(shù)f1[12]f1表示軸頸重疊度影響系數(shù)。軸頸重疊度就是主軸頸與曲柄銷重合的程度，用A表征； 因此有： mm；該設計中曲軸的，；=。f2表示曲柄寬度影響系數(shù)。該設計中曲軸的，；=。f3表示曲柄銷空心度的影響系數(shù)。該設計中曲軸的；=。f4表示軸頸減重孔偏心距e的影響系數(shù)。該設計中曲軸的，；=。f5表示與圓角連接的曲柄銷中減重孔至主軸頸的距離L的影響系數(shù)。對于一定重疊度的曲軸，存在一最佳的邊距L*，當L=L*時使有最小值。該設計中曲軸的 曲柄寬度影響系數(shù)f2 [12] 曲柄銷空心度影響系數(shù)f3[12]，=。 相鄰主軸頸的減重孔邊至曲柄銷距離L的影響系數(shù)f5[12] 曲柄銷孔偏心度影響系數(shù)f4[12] 將以上各參數(shù)帶入式中，即可求得： 最佳邊距L*的確定[12]曲軸圓角扭轉形狀系數(shù)等于圓角表面最大切應力與軸頸名義應力之比： 此時有： 其中，表示軸線對稱的階梯軸的扭轉系數(shù)。該設計曲軸的，；=。表示曲柄寬度影響系數(shù)。該設計曲軸的；=。 曲柄寬度和厚度影響系數(shù)、[12] 軸線對稱之階梯軸的扭轉形狀系數(shù)[12]表示曲柄厚度影響系數(shù)。該設計曲軸的；=。表示軸頸重疊度影響系數(shù)。該設計中曲軸的，；=。 軸頸重疊度影響系數(shù)[12]表示軸頸空心偏心距e的影響系數(shù)。該設計中曲軸的，；=。表示軸頸中鼓形減重孔影響系數(shù)。其中可按照公式計算得出： 上述計算形狀系數(shù)的公式的適用范圍為：，。結合所設計曲軸的相關參數(shù)求的，，滿足形狀系數(shù)計算公式的適用條件。因此有： 軸頸減重孔偏心率影響系數(shù)[12]將以上各參數(shù)帶入式中，即可求得： 、的計算由于形狀系數(shù)a是在靜載荷作用下的應力測定試驗中求得的，它只反映了曲軸結構參數(shù)對曲軸在靜載荷作用下產生的圓角最大應力的影響。但曲軸在實際運轉中所承受的是動載荷，而且各種曲軸的材料也不盡相同，為了同時考慮這兩方面的影響因素，采用應力集中系數(shù)k來衡量： 式中 、 —— 材料對稱正應力和切應力集中敏感系數(shù)。根據(jù)《內燃機設計》表52可查得=，=。因此，將式、分別帶入式、可求得： 圓角彎曲名義應力可由公式求得： 式中 —— 曲拐平面內，支反力對曲柄厚度中心的彎矩（N?mm）； —— 曲柄抗彎斷面系數(shù)（mm2）。 根據(jù)內燃機的平均有效壓力與標定功率之間的關系有： 式中 —— 內燃機的平均有效壓力 （Mpa）； —— 內燃機的標定功率（kW）； —— 內燃機汽缸的工作容積（L）； —— 沖程數(shù)，其中本設計中為四沖程，因此； —— 汽缸數(shù)； —— 轉速（r/min）；根據(jù)設計要求可知，所設計柴油機的標定功率為92kw，此時的轉速為2200r/min。將數(shù)據(jù)代入式可求得： 進一步可計算出氣體的作用力為： ，由此估算出支反力N。由所設計曲軸的結構尺寸可得出支座中心距曲柄厚度中心的距離a=34 mm。因此有： 將式、依次和式代入式可求得： 由此將式及式帶入下式即可計算出圓角彎曲名義應力的應力幅及平均應力： 圓角名義切應力可由公式計算求得： 式中 —— 曲柄銷圓角所受扭矩，（）。 —— 曲柄銷的抗扭斷面系數(shù)，（mm2）。 根據(jù)設計要求可知，所設計的曲軸承受的最大扭矩，因此估