【正文】 曲軸=（～）σ1Mpa，=（～）τ1 MPa，取=252MPa，=160MPa，則=， =；、 — 彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)的名義應(yīng)力幅和平均應(yīng)力。因?yàn)榍S的材料的疲勞強(qiáng)度一般是指對(duì)稱循環(huán)下的極限應(yīng)力，而曲軸承受的載荷屬于非對(duì)稱循環(huán)，其工作應(yīng)力也呈非對(duì)稱循環(huán)變化。結(jié)構(gòu)鋼的和值可由《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》表55查得。尤其對(duì)高強(qiáng)度的合金鋼來說，更是如此；如圓角表面再經(jīng)強(qiáng)化處理，疲勞強(qiáng)度可進(jìn)一步提高，提高的程度視所采用的工藝措施不同而異，其數(shù)值可由《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》表54查得：=（～），此處取=； 、 — 絕對(duì)尺寸影響系數(shù)，它表明因?qū)嶋H曲軸的絕對(duì)尺寸與試件不同時(shí)，兩者疲勞極限相比的百分?jǐn)?shù)。由《材料力學(xué)》查得球墨鑄鐵：σb=400Mpa，因此可計(jì)算出σ1=180MPa，τ1 =（99～108）MPa，此處取τ1 =100MPa； 、 — 分別為彎曲和扭轉(zhuǎn)時(shí)圓角處的應(yīng)力集中系數(shù)； — 強(qiáng)化系數(shù)（亦稱工藝影響系數(shù)），表明不同加工方法和工藝措施對(duì)曲軸圓角部位疲勞強(qiáng)度的影響。對(duì)于結(jié)構(gòu)鋼曲軸的預(yù)算可采用：σ1=（Mpa）。將最大扭矩、最小扭矩依次和式代入式可求得： 將式和式代入下式即可求得圓角名義切應(yīng)力及平均應(yīng)力： 曲軸的安全系數(shù)即曲軸強(qiáng)度的儲(chǔ)備系數(shù)，它表示曲軸本身的疲勞強(qiáng)度與工作應(yīng)力之比。 —— 曲柄銷的抗扭斷面系數(shù)，（mm2）。由所設(shè)計(jì)曲軸的結(jié)構(gòu)尺寸可得出支座中心距曲柄厚度中心的距離a=34 mm。 根據(jù)內(nèi)燃機(jī)的平均有效壓力與標(biāo)定功率之間的關(guān)系有： 式中 —— 內(nèi)燃機(jī)的平均有效壓力 （Mpa）； —— 內(nèi)燃機(jī)的標(biāo)定功率（kW）； —— 內(nèi)燃機(jī)汽缸的工作容積（L）； —— 沖程數(shù)，其中本設(shè)計(jì)中為四沖程，因此； —— 汽缸數(shù)； —— 轉(zhuǎn)速（r/min）；根據(jù)設(shè)計(jì)要求可知，所設(shè)計(jì)柴油機(jī)的標(biāo)定功率為92kw，此時(shí)的轉(zhuǎn)速為2200r/min。根據(jù)《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》表52可查得=，=。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(jì)算由于形狀系數(shù)a是在靜載荷作用下的應(yīng)力測(cè)定試驗(yàn)中求得的，它只反映了曲軸結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)曲軸在靜載荷作用下產(chǎn)生的圓角最大應(yīng)力的影響。其中可按照公式計(jì)算得出： 上述計(jì)算形狀系數(shù)的公式的適用范圍為：。該設(shè)計(jì)中曲軸的，；=。該設(shè)計(jì)中曲軸的，；=。該設(shè)計(jì)曲軸的；=。該設(shè)計(jì)曲軸的；=。該設(shè)計(jì)曲軸的，；=。該設(shè)計(jì)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]，=。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)。f4表示軸頸減重孔偏心距e的影響系數(shù)。f3表示曲柄銷空心度的影響系數(shù)。f2表示曲柄寬度影響系數(shù)。 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)。此時(shí)彎曲形狀系數(shù)為： 其中，是標(biāo)準(zhǔn)曲軸的彎曲形狀系數(shù)。在垂直于曲拐的平面內(nèi)：受到Mi和RTi產(chǎn)生的彎矩的聯(lián)合作用；以及受到RTi的扭轉(zhuǎn)作用。曲柄銷（斷面Ⅱ—Ⅱ）：在曲拐平面內(nèi)受到Rki、Pr、Pp合成彎曲力矩的作用，在垂直于曲拐平面內(nèi)受到RTi彎曲力矩的作用，還受到Mi和RTi產(chǎn)生的扭矩M’Ti的作用，因此曲柄小所受載荷的性質(zhì)也是扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應(yīng)力。由于曲軸疲勞破壞主要是彎曲疲勞破壞，主軸頸的彎曲應(yīng)力較小，而且圓角處的最大彎曲應(yīng)力是壓應(yīng)力。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(zhì)將是扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應(yīng)力。設(shè)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(shè)指向旋轉(zhuǎn)方向?yàn)檎? 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。把單元曲拐看作絕對(duì)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(jìn)行計(jì)算。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(dāng)作簡支梁分析。對(duì)于多缸發(fā)動(dòng)機(jī)的曲軸實(shí)際上是一多支承連續(xù)梁，受力比較復(fù)雜。多缸機(jī)曲軸是靜不定的多支承空間連續(xù)梁，曲軸的應(yīng)力狀態(tài)，與支座彎矩有關(guān)，并受支座彈性和軸承孔的不同心度影響。曲軸的疲勞強(qiáng)度驗(yàn)算的目的是使曲軸不但在運(yùn)轉(zhuǎn)中安全可靠，而且能充分利用材料的疲勞強(qiáng)度。由于曲軸工作時(shí)承受交變載荷，它的破壞（斷裂）往往都是由于疲勞產(chǎn)生。一般采用的油封結(jié)構(gòu)都是組合式的，常采用甩油盤和反油螺紋進(jìn)行密封。其它各主軸承面間隙應(yīng)保證曲軸受熱，伸長時(shí)能自由延伸。為了使曲軸相對(duì)于機(jī)體能自由的沿軸向作熱膨脹，止推軸承只能設(shè)置一個(gè)，且設(shè)在前端，從而可以減小軸向移動(dòng)對(duì)配氣定時(shí)和供油定時(shí)的影響。再根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》中對(duì)圓柱銷的相關(guān)規(guī)定，本次設(shè)計(jì)中采用兩個(gè)直徑為10mm的銷為飛輪的安裝定位[11]。對(duì)于法蘭盤而言，本次設(shè)計(jì)中取法蘭盤的外徑為d法=120mm，厚度取h法=30mm。曲軸后端設(shè)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(shí)保持飛輪與曲軸的裝配位置。由《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》第四章關(guān)于對(duì)鍵的要求可知，鍵槽深度，寬度b=14mm。對(duì)于該段軸的長度的確定，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》以及《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》上關(guān)于鍵的相關(guān)規(guī)定可得： 將該段軸的直徑代入式即可求得：因此，本次設(shè)計(jì)中取。本次設(shè)計(jì)中取。—— 所設(shè)計(jì)軸的直徑，mm。對(duì)于曲軸前端，本設(shè)計(jì)采用鍵連接正時(shí)齒輪，根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中對(duì)軸設(shè)計(jì)的相關(guān)規(guī)定，由扭矩強(qiáng)度條件計(jì)算有： 式中 —— 許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，Mpa；根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》中表153查的。故定位銷的布置是不對(duì)稱的或只有一個(gè)。對(duì)于中小型內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)齒輪裝在前端一般采用鍵連接。對(duì)多缸發(fā)動(dòng)機(jī)而言，由于曲軸較長，往往把傳動(dòng)齒輪裝在曲軸后端。為此，應(yīng)盡量減小油孔處的應(yīng)力集中，油孔邊緣的過度圓角半徑取得較大并進(jìn)行拋光。油道布置中θ角不小于550，φ角盡量接近90o，這是考慮到曲軸的承載是彎矩組合，φ角大些曲柄銷油孔出口靠近曲拐平面內(nèi)彎曲的中性平面。此外，油孔夾角θ還決定了橢圓孔口的長軸與最大拉應(yīng)力的夾角的大小。 有利油道取向?qū)嶒?yàn)表明：油孔夾角θ與β大些，都可提高曲軸的扭轉(zhuǎn)疲勞拉力。油道的取向極大的影響著扭轉(zhuǎn)疲勞強(qiáng)度[10]。主軸頸油孔入口應(yīng)保證向曲軸銷供油充分；曲柄銷上的油孔出口應(yīng)設(shè)在低負(fù)載區(qū)域，使軸瓦的供油能力得以提高。本設(shè)計(jì)中采用分路供油。一般采用油壓為2～6bar的壓力進(jìn)行潤滑。平衡重的徑向尺寸和厚度應(yīng)該以連桿大頭能通過和不接觸活塞裙底為限[9]。取單個(gè)曲拐來分析，由于各個(gè)曲柄臂上均有平衡重（），我們?cè)O(shè)每個(gè)平衡重的質(zhì)量為mp，其質(zhì)心位置均在曲柄臂對(duì)面rp處，于是動(dòng)平衡條件變?yōu)椋?單拐曲軸示意圖如選定平衡重的質(zhì)心半徑rp，便可按照下列公式確定平衡重的質(zhì)量mp：一般將曲軸的平衡重與曲軸鑄成一體，這樣可使加工簡單，工作更加可靠。如果設(shè)置12個(gè)平衡塊，則可以使各主軸承免受離心負(fù)荷，但是曲軸的重量會(huì)有所增加，工藝性較差。如果不加平衡塊，而中央主軸承則高達(dá)Kr。對(duì)于六缸內(nèi)燃機(jī)來說，曲拐夾角為1200，是鏡面對(duì)稱的，顯然是動(dòng)平衡的。對(duì)于減重孔縮口部分長度一般由確定，即有：mm 此處取值為mm另外，曲柄銷減重孔適當(dāng)向曲柄銷中心線外側(cè)偏移，不僅便于減重孔的布置，而且可使應(yīng)力集中緩和。 軸頸減重孔根據(jù)《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》表51可知，對(duì)于單列式多缸柴油機(jī)而言，一般有、對(duì)于、則往往偏小。過渡圓角半徑的增大與其表面粗糙度的降低，是增加曲軸疲勞強(qiáng)度的有效措施。因此有：綜合以上，本次設(shè)計(jì)中曲柄臂的相關(guān)尺寸取值為： mm mm在軸頸與曲柄臂交界出，設(shè)計(jì)一個(gè)寬為1mm的臺(tái)階，以便精磨軸頸和圓角時(shí)，砂輪不與曲柄臂相碰。有實(shí)驗(yàn)例子表明，h增加10%，提高20%，而實(shí)際抗彎強(qiáng)度可提高40%；b增加10%，抗彎能力也應(yīng)提高10%，而實(shí)際只提高了5%，這是因?yàn)榍墼綄挘瑧?yīng)力分布越不均勻。曲柄臂在曲拐平面內(nèi)的抗彎能力以其矩形斷面的抗彎模數(shù)來衡量： （mm3）式中 b—曲柄臂的寬度（mm）； h—曲柄臂的厚度（mm）。它的優(yōu)點(diǎn)是最大限度的去掉了受力小或不受力的部分，其重量減輕，應(yīng)力分布均勻。疲勞裂紋往往從高度應(yīng)力集中圓角處開始發(fā)展[8]。在確定所述曲柄的尺寸，應(yīng)考慮到整個(gè)曲軸曲柄往往是最薄弱的環(huán)節(jié)。曲柄應(yīng)選擇適當(dāng)?shù)暮穸群蛯挾?，使曲軸具有足夠的強(qiáng)度和剛度。由《內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)》表51可知。但主軸頸太短，劣化軸承承載能力。因此，從曲軸各部分尺寸協(xié)調(diào)的觀點(diǎn)，一般取，因此有： mm綜合以上，本次設(shè)計(jì)中主軸頸的直徑取： mm一般曲柄銷的長度比主軸頸長度長。同時(shí)，加粗主軸頸可相對(duì)縮短其長度，使曲柄加厚以加強(qiáng)整根曲軸的薄弱環(huán)節(jié)，大多數(shù)曲軸中曲柄斷面都是整個(gè)曲軸的薄弱環(huán)節(jié)。而從軸承負(fù)荷出發(fā)，由于主軸承最大負(fù)荷小于連桿軸承，因此主軸頸可以比曲柄銷更細(xì)。在本次設(shè)計(jì)中，所以所設(shè)計(jì)的連桿軸頸符合要求。連桿軸頸的尺寸可以依據(jù)承壓面的投影面積cm2與活塞投影面積F=πD2/400 cm2之比來校核。為了保證曲柄強(qiáng)度，曲柄臂厚度應(yīng)適當(dāng)加厚，這也要求減小l2。此外，軸承過長對(duì)曲軸變形的順應(yīng)性差，容易造成棱緣過負(fù)荷。直列式發(fā)動(dòng)機(jī)曲柄銷長度l2按取值，因此有：在薄油膜的條件下，軸承