内燃机课程设计

课程设计说明书
2011 年12月
目
录．柴油机工作过程的热力学分析
1．原始参数及选取参数
2．热力分析计算参数
．活塞组的设计
1．概述
2．活塞的选型
3．活塞的基本设计
3.1 活塞的主要尺寸
3.2 活塞头部设计
3.3 活塞销座的设计
3.4 活塞裙部及其侧表面形状设计
3.5 活塞与缸套的配合间隙
3.6 活塞重量
3.7 活塞强度计算
4．活塞的冷却
5．活塞的材料及工艺
6．活塞销的设计
6.1 活塞销的结构及尺寸
6.2 轴向定位
6.3 活塞销和销座的配合
6.4 活塞销的强度校核
6.5 活塞销材料及强化工艺
7．活塞环的设计
7.1 活塞环的选择
7.2 活塞环主要参数选择
7.3 活塞环的材料选择及成型方法
7.4 活塞环的间隙
7.5 环槽尺寸三．连杆组的设计
1．概述
2．连杆的结构类型
3．连杆的基本设计
3.1 主要尺寸比例
3.2 连杆长度
4．连杆小头设计
4.1 连杆小头结构
4.2 小头结构尺寸
4.3 连杆衬套
5．连杆杆身
6．连杆大头
6.1 连杆大头结构
6.2 大头尺寸
6.3 大头定位
7．连杆强度的计算校核
7.1 连杆小头
7.2 连杆杆身
7.3 连杆大头
8．连杆螺栓的设计
四. 曲轴组的设计
1. 曲轴的概述
1.1 曲轴的工作条件和设计要求
3 / 45
1.2 曲轴的结构型式
1.3 曲轴的材料
2. 曲轴的主要尺寸确定
2.1 主轴颈
2.2 曲柄销
2.3 曲柄臂
2.4 曲轴圆角
2.5 提高曲轴疲劳强度方法
3. 曲轴油孔位置
4. 曲轴端部结构
5. 曲轴平衡块
6. 曲轴的轴向定位
7. 曲轴疲劳强度计算
7.1 强度计算已知条件
7.2 强度计算已知曲轴载荷
7.3 圆角疲劳强度校核
7.4 油孔疲劳强度校核
8. 飞轮的设计
五．参考文献
••柴油机工作过程的热力学分析
1. 原始参数及选取参数
原始参数
1) 柴油机型号：4100;
2) 气缸数：Z: 4;
3) 气缸直径D: 100mm；
热力分析选取参数
1) 燃烧室型式：直喷式浅盆形燃烧室
2) 增压方式：非增压
3) 冲程数：4;
4) 转速n：2000 r/min ；
5) 行程S: 120mm;
6) 压缩比：16;
7)
2 平均有效压力P e：7.16 kgf/cm ;
8) 最高爆发压力P z: 73 kgf/cm2;
9) 环境压力P o=1.01 kgf / cm2;
10) 压缩始点压力P a =0.98 kgf / cm2
11) 压缩多变指数n1: 1.35;
12) 标疋功率N e : 60 PS
13) 用途：中小型载重车；
2. 热力分析计算参数
热力分析计算参数
3 1) 汽缸工作容积：V h— D S — 0.1 0.12 0.000942 m ；
4 4
根据活塞比功率选择活塞N e60/40.174
—D2、S/D 4 —102、、12/10
4
PS/cm2
V h 0.000942 3
2）压缩终点谷积：V c - 0.00006283 m ;
1 16 1
3）进气系统温度：T s T。

293K ;
4）压缩终点气缸压力：P c P a n10.98 161.3541.38 kgf/cm2；
5）压力升高比：；入P z 73 1.76
P c41.38
二•活塞组的设计
1 .概述
活塞组包括活塞、活塞销和活塞环等在气缸里作往复运动的零件，它们是活塞式发动机中工作条件最严酷的组件。

活塞组件与气缸一起保证发动机工质的可靠密封，否则活塞式发动机就不能正常的运转。

活塞组的作用归结为：
1）传力、导向。

承受燃烧室内气体的压力，将压力传递给连杆，并保证活塞在气缸内顺畅运动。

2）密封：通过活塞环和活塞密封气体，保证缸内工质不泄露或者很少泄露。

3）传热：在密封的基础上，通过活塞环和活塞裙部向缸壁传递热量；
4）配气：完成进气、压缩和排气功能。

2 .活塞的选型
综合各方面因素考虑，优先考虑采用铸造共晶铝活塞。

根据平均有效压力:
P e=7.16 kgf / cm2大大低于铝活塞的平均有效压力上限铝
冷却方式，由比功率计算公式
■■
工
.
二亠
- i
其值小于无油冷方式的上限值0.3 PS/cm 2
，故无需对活塞进行油冷却
3 .活塞的基本设计
3.1活塞的主要尺寸
根据同类型发动机和统计数据进行选取，结果如下
3.2活塞头部设计
1）活塞顶形状
活塞顶的形状根据燃烧系统的要求进行设计一一半开式浅盆型燃烧室2）活塞头部截面形状
0.3~0.85mm
2~5mm
头部截面形状影响活塞的热流及温度分布， 铝活塞头部常设计成导热良好的“热 流型”采用大圆弧过渡，增加从顶部到裙部的传热截面，同时有利于提高活塞的承 载能力。

3.3活塞销座的设计
1） 销座结构
采用双筋弹性销座，具有较好的弹性，能在一定程度上 适应活塞销的变形，减少销孔在 A 点的应力集中。

2） 提高活塞销座抗裂能力
a. 销孔内缘加工成倒角，减小销孔内缘的应力集中。

b. 提咼活塞刚度，减小活塞销变形。

c. 选用韧性较好的活塞材料。

d. 在铸造铝活塞销孔中压入锻铝。

e. 适当加大活塞销与销座的配合间隙。

3） 销座轴承的润滑
由于采用浮式活塞销，其在销孔中有相对转动，故需要对销孔进行润滑。

其结构如图 所示。

4）销座与连杆小头的端面间隙
销座与连杆小头的两端面间隙与连杆的定位有关，其值如下:
连杆小头定位 连杆大头定位
3.4活塞裙部及其侧表面形状设计
1）下裙结构
为力求柴油机结构紧凑，避免活塞裙部与
曲轴块相碰，所以一般将裙部下端铣去两块， 这既避免干涉，又使活塞重量减轻，并不影响 活塞的导向长度。

其椭圆形状采用正矢曲线椭圆（如图）：
D 1 D 2 4
(1
cos2 ) 图中
D i D 2为活塞椭圆度。

现有铝活塞为
选用不加工的裙部与不加工的曲轴平衡块最小间隙在
3~4mm
2）裙部椭圆
活塞在气体压力和侧压力作用下的变形，以及活塞温度场的不均匀产生的热变
形，均使活塞裙部沿活塞销轴线方向变长，为适应这种变形，须将裙部加工成椭圆
此法可使活塞与气缸有较大的贴合面积，降低比压,
减少磨损。

=0.25~1.45 mm 。

3）活塞侧表面形状
为了适应活塞工作时不同的热膨胀，活塞与缸套间相应留有较小而又安全的间
隙，将活塞侧表面设计成腰鼓形，这种形状不仅适应活塞的温度分部， 而且能保证裙 部有良好的润滑条件及较高的承载能力。

3.5活塞与缸套的配合间隙
由于活塞侧表面形状及椭圆的要求，活塞间隙沿高度及圆周方向有不同的数值，
其中重要的是活塞顶部间隙
和垂直销孔方向的裙部间隙 。

由表7-10可知，对于共晶铝硅合金，推荐值为
0.006， 0.0014。

D
D
3.6活塞重量
由表7-11可知，铝合金活塞4冲程柴油机的活塞比重量 电
0.9〜1.4g/cm 3
D 3
3.7活塞强度计算
经计算表明，活塞强度满足要求。

4 .活塞的冷却
活塞比功率N p 0.174 PS/cm2
其值小于无油冷方式的上限值0.3 PS/cm2，故无需对活塞进行油冷却5 .活塞的材料及工艺
采用共晶铝硅合金铸造
2）尺寸
夕卜径：d = 35 mm
长度：I = 82~88mm 取 82mm ；
由于采用浮式活塞销,
工作时在销座内有相对滑动, 为防止活塞销轴向串动，擦
伤气缸，用矩形弹性挡圈 GB 893-67定位的方式。

6 .活塞销的设计 6.1活塞销的结构及尺寸
1）结构的选用
采用如图典型结构
内径：d o =15.75~22.75mm 取 20mm ；
6.2轴向定位
6.3活塞销和销座的配合
查表可知
活塞销外径：d = 0.35D=35 mm 选择活塞销和销座的配合间隙为 5 m
6.4活塞销的强度校核
项目 计算公式
许用值
弯曲
£
1 p z D 2a 2
(2a b)
f
4
4
[f ] 0.015
变形
60 E(d d o )
1000
6.5活塞销材料及强化工艺
1）材料：20Cr
2）强化工艺：冷挤压成型，双面渗碳或氰化，提高表面光洁度。

7 .活塞环的设计
7.1活塞环的选择
第一道气环梯形桶面喷钼第二道气环直面正扭曲油环弹簧涨圈油环7.2活塞环主要参数选择
缸径D mm
主要尺寸mm D/t s/t 弹力（kgf）气环油环
气环油环气环油环
气环油环
h t s h t s
切向
Q1
径向
Q2
切向
Q1
径向
Q2
100 2.5 4.7 14 4.75 3.5 14 21.2 27.2 2.98 3.6 2 5 3 5
7.3活塞环的材料选择及成型方法
1）材料：采用铬钼合金铸铁，其力学性能:
弹性模量E 抗弯强度w 永久变形硬度HRB
~ kgf / cm2 2
54 ~ 60 kgf / cm 6~12% 98~103
2）成型方法：椭圆环坯的靠模车削法
7.4活塞环的间隙
柴油机型号环与环槽侧隙1 mm 闭口间隙S0 mm 4100
第一道环其余气环油环第一道环其余气环油环
0.07~0.09 0.05~0.07 0.05~0.07 0.45~0.50 0.35~0.45 0.35~0.45
推荐选用两道气环，一道油环，油环在销孔上方。

7.5环槽尺寸
三•连杆组的设计
1 .概述
连杆组在工作时主要承受下列载荷；
1）由连杆力引起的拉压疲劳载荷；
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。

2 •连杆的结构类型
1）采用平切口连杆；
2）定位方式：螺栓；
3）连杆材料：45钢；
4）成型方法：精锻；
5）强化工艺：调质，表面喷丸。

3.1主要尺寸比例
参考现有柴油机的尺寸比例，选定
=R/l d/D/d d2/d 1
0.3000.350.071 1.22
D1/D b1/d b2/D1l1/D1
0.69 1.100.57 1.20
d M/D H/D B/H t/H
0.120.310.680.16
3 .连杆的基本设计
3.2连杆长度
由上表参数=R/l=0.300及S=2R可知，1=200 mm。

4 .连杆小头设计
4.1连杆小头结构
选用圆环型小头，该形式构型简单，制造方便，材料能充分利用，在小型高速柴油机上广泛应用。

4.2小头结构尺寸
由b i/d 1.1 ，得小头宽度b i 38.5 mm，由此可知销座与连杆小头的间隙为
1B b 3.5 mm 。

(B=42mm ,d=35mm)
参数如下表：
此处需校核小头轴承的比压，由公式
q 旦5730.5425.3kgf/cm2,而高速柴油机的青铜衬套的许用比压为db 3.5 3.85
[630kgf/cm2]，故强度满足。

4.3连杆衬套
1）衬套结构
如图所示
）衬套与小头孔和活塞销的配合（单位：）
3）衬套的润滑方式
在小头上方开集油槽，利用曲轴箱中飞溅的油雾进行润滑。

4）衬套材料
采用锡青铜ZQSn6-6-3
5 .连杆杆身
1）杆身结构
高速柴油机上广泛采用工字型截面 结构如图：
6 .连杆大头
6.1连杆大头结构
采用平切口大头：该形式连杆易于加工，大头刚性好, 连杆螺栓不受剪切作用。

6.2大头尺寸
1） 连杆大头尺寸主要取决于曲柄销直径 D 2、长度L 2及连杆轴瓦厚度
和连杆螺栓
直径d M o D 2、L 2、 等尺寸，由曲轴和轴承设计决定，d M 则根据强度要求设
计。

2） 为使活塞连杆组能从气缸中装拆，要求大头的最大横向尺寸小于气缸直径。

3） 连杆螺栓孔中心线应尽量靠近轴瓦，连杆螺栓孔中心距一般为
t i （1.2~1.3）D I o
螺孔外侧边厚不小于2~4mm 。

4） 连杆大头高度H i 、H 2，对于平切口连杆，取（0.41~0.58） D i 。

6.3大头定位
用连杆定位带定位，以防止连杆体和连杆盖安装时错位，多用于平切口连杆
X
F J 宜JU 却M h)
7 .连杆强度的计算校核
7.1连杆小头
7.1.1由衬套过盈配合及受热膨胀产生的应力
由衬套过盈配合及受热膨胀产生的径向均布压力
2 2 d 2 d i
d i 12
:=104
k g f /c m
4
2
3.5
2
门 c
t
d i 3 d 4 d i 5 d 2 E
—
2
0.3 42 3.52
1.15 106
3cm
___________ 3
4.9242
2 20.3
40 力2 426
2.2 106
内表面i
2 2
d2d i
2 2 p
d2d i
4.9242
4.92 42
104 519.5 kgf / cm2
外表面
2d i2
d22d i2 P
2 42
4.92 42
104 416 kgf /cm2
其中一衬套压配过盈量。

=0.0i6~0.068mm；取最大值。

t—衬套小头热膨胀不均产生的过盈量。

E —连杆的弹性模量。

E 2.2 i06kgf/cm2
E —衬套的弹性模量。

E i.i5 i06kgf/cm2
—连杆材料线膨胀系数。

—衬套的线膨胀系数。

t( ) td i (i0
5i.8 i0 5) i00 4 3.2 i0
(d2/d i 1.22 取d2 4.9 )代入上
式,
2
由P引起的小头应力
11.28 179.8 2.225 (1 cos 27.2cos 15.98
N 1N 0cos
0.5P j max (1 cos
178.9 cos 0.5 384.04 (1
)0.5 384.04 2.225 (1 cos )
) cos )
7.1.2由惯性力拉伸时引起的小头应力 各截面的弯矩与法向力按下列公式求
得
1)在
0 的截面上
弯矩
M 。

P jmax r(0.00033 c 0.0297)
法向力 N 。

P jmax (0.572
0.0008 c )
其中：
H
31
18
固定角
90o
ar cos ------- 90o
ar cos
2 130o
r 9
24.5 18
d d 4 4 9
小头平均半径 r 」」—一 2.225cm
4 4 P j max —活塞组最大惯性力。

192.02 12.22cos 3) 当 90
G 2
1.1 2000 2
P jmax
R(1
) (
2
) 0.06 1.3 384.04 kg
g
9.8 60
计算得：
M 。

384.04 2.225 (0.00033 130 0.0297) 11.2kgf / cm
N 。

384.04 (0.572 0.0008 130) 179.8kgf
2）当 0
90时
M ! M o N °r(1 cos ) 0.5P
jmax r(1
COS )
cos )
N 2 N o cos 179.8 cos
192.02sin 0.5P j max (sin 0.5 384.04
12.22cos
cos ) (sin cos )
aj
2M
6r h h(2r h)
KN
ij
2M
6r h h(2r h)
KN
EF EF E F
0.775
小头截面积F (d 2 d 1)b 1 0.9 3.85 3.465cm 2 衬套截面积F
2
(d 1 d)b 1
(4 3.5) 3.85 1.925cm
6
2
E 2.2 10 kgf / cm
6
2
E 1.15 10 kgf / cm
故上式可化简为
外表面
M 2M 0N °r(1 cos ) 0.5P jmax r(sin cos )
11.28 179.8 2.225 (1 cos ) 0.5 384.04 2.225 (sin
411.28 27.3cos 427.3sin
4) 当
M ( c ) 66.40kgf.cm N( c )
154.96kgf
6）在任意截面上的应力为:
外表面
内表面
其中:
小头壁厚h
专詈045cm
7.23M 0.45N (kgf /cm2) aj
ij
max 8.28M (90 ) 0.45 N (90 )
(8.28) ( 15.98) 0.45 192.02 219kgf / cm 2
[s ]
3530kgf / cm 2
故受拉伸载荷时满足要求
7.1.3由最大压缩力引起的小头应力 1)最大压缩力
P c P z P jmax 5730.5 ( 384.04)
5346.46kgf
2)求各截面的弯矩和法向力
当0
90时
M 1M 0N 0r(1 cos ) N 1 N 0 cos
其中M 。

，N 。

由右图辅助计算得
N。

巳
0.0075，贝U N 0 0.0075 5346.46 40.10kgf
Mo P c r
0.0025，则
M 0
( 0.0025) 5346.46 2.225
29.74kgfcm
故 M 1
59.48
89.22cos kgfcm
ij
8.28M 0.45N
(kgf / cm 2)
内表面
7)拉伸时的最大应力
当 c 时，外表面aj 达到最大
aj
max 7.23M( c ) 0.45N ( c )
7.23 66.40 0.45 154.96 550kgf /cm 2
[ s ] 3530kgf / cm 2
当 90时，内表面j 达到最大
今sin 1
cos
N i 40.10 cos kgf
当90
c
时
sin M 2 M o N o
r(1 cos ) P c r( 2
3）压缩时的最大应力
当 c 时，外表面aj 达到最大
aj
max 7.23M 2( c ) 0.452( c )
2 2
7.23 ( 240.05) 0.45 134.62
1674.98kgf / cm [ s ]
3530kgf / cm
当 c 时，内表面ij 达到最大
ij
max 8.28M(c o
) 0.45N(c°)
(8.28) ( 240.05) 0.45 134.62
2048.19kgf / cm 2 [ s ] 3530kgf /cm 2
故受压缩载荷时强度满足。

7.1.4小头的安全系数 1）仅考虑工艺因素对疲劳强度的影响
1z
n
a
m
其中
1z
—材料在对称循环下的拉压疲劳极限;
a
—应力幅;
—考虑表面加工情况的工艺因素; 平均应力;
—角系数,
sin 4 N 2
P c (_2
sin
1
—cos ) N 0 cos
2）小头应力按不对称循环变化，在固定角
c
截面处外表面应力变化较大，通常只计
循环最大应力 max
aj
循环最小应力
min ac
应力幅
max min
aj
2
ac
平均应力
max
min
m
2—
aj
ac
2
应力幅
aj ac
2
550 ( 1885)
2
2
121.75kgf /cm
平均应力
aj
ac
550 ( 1885)
2 416
2
251.5kgf / cm 2
则小头的安全系数n
1z
2400
a
m
121.75
0.8
1.5
0.33 251.5
“
一材料在对称循环下的弯曲疲劳极限;
o
—材料在脉动循环下的弯曲疲劳极限,
算该处安全系数。

查表值45钢的B =6000 kgf/cm 2
，则
1
(0.45~ 0.55) B 0.5 6000 3000kgf / cm 2
2
1z (0.7 ~ 0.9)
1
0.8 3000
2400kgf /cm o (1.4 ~ 1.6) 1
1.5 3000 4500kgf /cm 2
2
1 o
2 3000 4500
0.33
o
4500
3）在固定角c 截面的外表面处
小头的安全系数不应小于1.5,故满足要求
d 2 d-\
2
0.0292cm 4
P d 3(
j max m
90o )2
106 EJ
488.28 4.453 402 106 2.2 106 0.0292
1.07 10 3cm
1
满足
其中G ， G 分别为活塞组重量（
1100g ）和位于计算截面以上部分的连杆组的重量
(1400g );代入
G G 2
P j
2
R(1
g
1.1 0.8 9.8
(2000 2 )20.06 1.3
663.4kgf
60 2）最大压缩力
P c P z -D 2p z
102 73
5346.46 kgf
7.1.5小头横向直径的减小量
由公式计算 3
2
P j max d m ( c 90 )
1
106
EJ
其中d m 2r 2 2.225
4.45cm
4.9 4
0.45cm
2
3
q
b ,h 3.85 0.453
12 12 E 2.2 106
kgf/cm 2
代入上式得
为使活塞销与连杆衬套不致咬死，应使
1
-（为活塞销与衬套的配合间隙）
2
由 4.4 节可知=0.014~0.052mm,故一 =0.007~0.026mm,
2
7.2连杆杆身
7.2.1杆身计算力 1）最大拉伸力
P j
2
R(1 )
g
24 / 45
(2.2 0.5) 2.13]
4.15cm 4
式中J Y
h)B 3ht 3
]
2.1) 3
3
4
2.2
2.1 0.5 ]
0.91cm
d 1
d 2 2
20
4 6.9 2
14.55cm
P c Cl
F 4J Y 2
P c
5346.46
3.24
0.00035
14 552
両
5346.46 1758.
97kgf/cm
2
3）在杆身中间截面的应力幅
a
和平均应力
722杆身中间截面1 — 1处的应力与安全系数 1）由P j 引起的拉伸应力
代入得
j
豁
204.8kgf/cm
2
2）由P c 压缩和纵弯曲引起的合成应力
在摆动平面内
式中 C =0.00035；
1 3
[BH 3
(B
12
3
1 3
t)h 3
]
[2.2 3.13
12
在垂直于摆动平面内
在摆动平面内
p .
j
甘'式中F —
杆身中间截面积'经计算
2
F =3.24cm
P c 叫
F J x
5346.46 3.24
0.00035
202
4.15
5346.46 1830.50kgf / cm 2
应力幅
ax
1830.50 ( 204.8)
2
1017.65 kgf / cm
平均应力 mx
1830.50 ( 204.8)
812.85 kgf / cm 2
在垂直于摆动平面的 应力幅 aY 1758.97 ( 204.8)
2
981.89kgf /cm
平均应力 mY
1758.97 ( 204.8) 2
770.09 kgf / cm
4）在摆动平面和垂直于摆动平面内的安全系数 n
X
, n
Y
n x 一
aX 1z
mX
2400
1017.65 0.33 0.8 812.85 1.56
n Y
一
aY mY
2400 981.89 … 0.33 0.8 770.09 1.62 7.3连杆大头
1）连杆大头盖受惯性力拉伸负荷 P j max
G ―G 2R(1 G 2 G 3 )—3 g 其中: G —活塞组重量（1100g ） G —连杆组往复部分重量（410g ） G 2 —连杆组旋转部分重量（990g ） G 3 —连杆大头盖重量（ 400g ) 代入上式求得 2 1.1 0.41(2000
9.8 (
60
689.12 kgf
P jmax
2
2 ) 0.06
0.3)迴竺迴0
2 )2 0.06 9.8 60
2）连杆盖截面重量D — D 上的应力
689.12 [
0.023 8.28
0.736 (1 0.008775
、
0.5766
0.4
4.2536 1.17
180kgf / cm 2
3）连杆大头横向直径的减小值
3
°.°
024P j max l 1
E(J J)
0.0024 689.12 8.283 2.2 106
(0.008775 0.5766)
0.000729c m
1
应不小于轴承间隙的一半
8 .连杆螺栓的设计
1） 结构及尺寸
见图纸
2） 材料：螺栓40Cr ，螺母40Cr ； 3） 螺栓的装配预紧力
c — “ （2.5 ~
P （2.5~3）P
964.8kgf
其中P max —连杆组往复惯性力及连杆旋转质量（不含大头盖）惯性力之和的最大值;
i —螺栓的数目。

4）校核螺栓强度是否屈服
P L
min
式中F mi n —螺栓的最小截面积;
其中：l l —螺栓中心距；
J 、J —连杆盖与轴瓦中央截面惯性矩; F 、F —连杆盖和轴瓦的中央截面积；
Z —连杆盖计算截面的抗弯断面模数； 代入数据得
P jmax [
0.0231
1
J
Z(1
J )
P L min
964.8
—1 12
4
2
1016kgf/cm
8000
2
2
4000kfg / cm
—材料的屈服极限，8000kgf / cm2；n—安全系数，取1.5~2.0
代入检验得
5）螺栓的疲劳计算
四•曲轴组的设计
1.曲轴的结构型式和材料的选择1.1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。

1.2.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
1.3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
30 / 45
近。

该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成
2 曲轴的主要尺寸确定
2.1 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d j (0.75~ 0.85)D ，l j (0.35 ~ 0.45)D
d j 0.75D 0.75 100 75mm
由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度l1一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。

l j 0.43D 0.43 100 43mm
2.2 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d p 。

在现代发动机设计中，
一般趋向于采用较大的d p 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I p是在选定的基础上考虑的。

从增加曲轴的刚性和保证轴承的工作
能力出发，应使I p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d p (0.60 ~0.70)D,I p (0.35~0.45)D 。

d p 0.65D 0.65 100 65mm
I p 0.39D 0.39 100 39mm
2.3 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h (0.20~ 0.30)D ，。

曲柄臂宽度
b (0.9~1.3)D 。

曲柄销圆角
曲柄销减重孔d1p
d2p
46mm
h 0.235D 0.235 100 23.5mm b 1.3D 1.3 100 130mm
2.4 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十分重要。

r p R4.0mm
主轴颈圆角r j R4.0mm
2.5 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。

0.167R 0.167 60 10mm
（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。

曲柄销减重孔偏心距e 3mm
主轴颈减重孔
d1j 0.42D 0.42 105 44mm d2 j 46mm
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45 ~ 90 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30 时，最大应力增加很快，因此油孔设在小于30 处。

油道的孔径取为4mm。

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，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一轴段应该尽量粗短。

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。

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0.1 ~ 0.3mm ,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。

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。

7.1 强度计算已知条件
d p 65mm
直径
曲柄销
长度l p 39mm
偏心距 e 0
圆角半径
r p
R4.0mm
直径d j 75mm
主轴颈长度l j 43mm
圆角半径r j R4.0mm
曲柄臂
厚度h 23.5mm
宽度 b 130mm
曲柄半径轴颈重叠度R 60mm 10mm a133mm a233mm
11 65mm
12 65mm
L 130mm
曲轴材料,3150kgf/cm7, , 2250kgf/cm2 7.2强度计算已知曲轴载荷
7
R r min
最大径向力 最小径向力
连杆旋转质量离心惯性力 曲柄臂离心惯性力
平衡块离心惯性力 曲柄销离心惯性力 第二主轴颈最大扭矩 最大扭矩相应切向力 第二主轴颈最小扭矩 最小扭矩相应切向力 7.3圆角疲劳强度校核 （1）支反力
P
r max
3549.3kgf R min
2692.2kgf 巳
933.1 kgf P a 187.7kgf P b 655.6 kgf P p 392.3kgf M t max 46449.3kgf cm R 885.5kgf
M tmin 17646.8kgf cm R
672.9kgf
1
— (3549.3 392.3 933.1) 655.6 187.7 2 1579.85kgf
-(P i
r min
P p P c ) P b P a
-(2692.2 293.2 933.1) 655.6 187.7
2
1490.9kgf l 1
6.5 R tmax - F t
885.5 442.75kgf
L 13 l 6 5
R tmin
3 ( 672.9) 336.45kgf
L
13
35 / 45
r max
1
(P r max 2 P p 巳）。