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平衡结构，即四个曲拐，每个曲拐的两端都有一个主轴颈，如图3.1所示：
图3.1 曲轴的结构型式
3.1.3 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近。
该发动机曲轴采用球墨铸铁铸造而成。
3.2 曲轴的主要尺寸的确定和结构细节设计
3.2.1 曲柄销的直径和长度
在考虑曲轴轴颈的粗细时，首先是确定曲柄销的直径D2。在现代发动机设计中，一般趋向于采用较大的D2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。但是，曲柄销加粗伴随着连杆大头加大，使不平衡旋转质量的离心力增大，随曲轴及轴承的工作带来不利，对于汽油机，D2/D?0.60~0.65，D为气缸直径，已知D=85mm，则，曲柄销直径取为D2=51mm。
曲柄销的长度l2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l2控制在一定范围内，同时注意曲拐各部分尺寸协调，根据统计
l2/D2=0.50~0.70，取l2=31mm。
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轴颈的尺寸，最后可以根据承压面的投影面积F2?0.01D2l2与活塞投影面积
F??4D2之比来校核，此比值据统计在0.20~0.50范围内，而且汽油机偏下限。
F20.01D2l20.01?51?31???0.24，则长度取值合适[5]。 ?2?FD?85443.2.2 主轴颈的直径和长度
那么由
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。从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取D1?(1.05~1.25)D2，取D1=59mm。
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[5]。
据统计l1/D?0.3~0.4，取l1=37mm。 3.2.3 曲柄
曲柄应选择适当的厚度、宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度b/D?0.75~1.2，取b?85mm，厚度h/D?0.18~0.25，取h?17mm。
曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度?根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴?的只有0.5~1mm，取?=1mm。
曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径?可使圆角应力峰值降低，故?宜取大，至少不能小于0.05D2或2.5mm，取
?=3mm。 3.2.4 平衡重
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
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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。
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[7]。 3.2.5 油孔的位置和尺寸
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??45?时，最大应力增加很快，因此油孔设在?小于45?处[5]。
油道的孔径一般在
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D2左右，取为5mm。 10
3.2.6 曲轴两端的结构
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
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出机体外[4]。
曲轴后端（功率输出端）一般设有法兰，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]。 3.2.7 曲轴的止推
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??0.05~0.2mm，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。
3.3 曲轴的疲劳强度校核
由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是一个多支承的静不定系统，理论上应按照连续梁的概念来求解支承弯矩和支反力，因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。
连续梁计算方法为：把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第i支承和第i?1支承点处的主轴颈截面的弯矩Myi（曲拐平面内）、Myy?1（曲拐平面的垂直面内）和
Mxi?1、Myi?1作为载荷加到图3.2中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力、各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力[8]。 3.3.1 作用于单元曲拐上的力和力矩
1、计算公式及其推导
如图3.2所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承，即不考虑支座弹性及加工形成的不同轴度，以集中方式加载，且各拐集中力作用
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在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的一致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间支承的连续性。
由材料力学知：在i支承处左端梁转角?iL和右端梁转角?iR为（若a?b）：
MiL?L0MiRZi?1?L2?1?L00???? （3.1）
3EI6EI16EILiMiR?L0MiLZi?L2?1?L00???? （3.2）
3EI6EI16EIRi由变形协调条件?iL=?iR，
图3.2 连续梁受力图[8]
MiL?L0MiRZi?1?L2MiR?L0MiLZi?L2?1?L00?1?L00????=
3EI6EI16EI3EI6EI16EILL又因为MiL??MiR，所以8MiL ?1?32Mi?8Mi?1?3(Zi?Zi?1)L0 （3.3）
设第一支承和最后一个支承处的弯矩为零，即M1?M5?0。
上式中包含i?1，i，i?1三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩。
2、曲拐平面内支承弯矩计算
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