XXX曲轴疲劳强度
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曲轴疲劳试验
曲轴疲劳试验曲轴疲劳试验上汽集团奇瑞汽车有限公司奇瑞汽车工程研究院曲轴疲劳试验1.0目的本试验的主要目的的评估曲轴的疲劳强度。
试验是在专门的疲劳试验机上进行的，它通常是液压驱动，模拟发动机运行时曲轴上所受到的相应载荷。
这个疲劳试验是作为产品的认可依据试验件应该可以作为部件生产过程的一个主要验证方法。
因此样件应该达到生产的标准。
在发动机开发的早期阶段就应该做原型件的初步试验。
试验的区间应该是曲轴的圆角，可以用不同的方法增加弯曲疲劳强度，例如滚压和淬水。
可以用EXCITE软件计算发动机运转期间的曲轴疲劳强度。
计算出曲柄销圆角最低安全安全系数（在最大疲劳破坏载荷），然后用于试验件的弯曲载荷试验的载荷确定。
这个意味着弯曲载荷的条件应该用于曲轴疲劳分析的基础上进行。
疲劳强度的分析应结合至少两个曲柄销的圆角区域的金相分析检测，另外曲柄销的圆角区域的微硬度测量也应该做，因为他决定于硬度型线。
曲轴截面上多点硬度测量结果进行。
2.0试验准备在发动机运转时，由计算可知，影响疲劳寿命的主要是弯曲载荷，扭矩对它的影响不是很大。
所以评价主要考虑弯曲疲劳。
2.1试验件的准备弯曲疲劳试验在脉动疲劳试验装置上进行。
曲轴被切成两部分，包括按两个主轴颈和一个曲轴轴颈为一个轴段单元，通常用第二曲柄做试验。
把这个单元的一个主轴销和一个曲柄销夹紧，试验载荷加在第二个轴承颈上，这里加载荷的向量应该在由主轴颈、曲柄销和无轴向力的中轴线确定的平面上。
————试验载荷可以通过一个可以在第二个主轴径处自由运动、具有节点的杆处来施加。
主轴销和曲柄销的夹具必须被设计成压紧力对轴销半径对压力外圆的影响可以忽略的装置，由此在夹具板与销之间的接触域对主轴颈和曲柄销必须有一个很小的距离，这个距离大于圆角半径的3.5倍。
3.0使用仪器和设备曲轴疲劳试验表1：最小仪器通道4.0试验方法4.1初始试验载荷展示在下面表1的初始的试验载荷是从运行的发动机条件中计算出来的：·最大张紧力来源于运转发动机条件下的惯性力·最大压力来源于压缩气体最大压力·载荷幅值是最大拉力和最小压力间差值的一半允许试验载荷应该覆盖最大拉力（出现在曲轴最大速度点）和最大压缩力（通常出现在发动机在最低转速时的峰值点火压力）的整个范围正常的曲轴载荷的计算是在发动运行处于时相关临界速度/载荷点上。
曲轴滚压力与疲劳强度分析
曲轴滚压力与疲劳强度分析作者：文/ 黄中顺蒲鹰邓玉婷来源：《时代汽车》 2020年第13期黄中顺蒲鹰邓玉婷桂林福达曲轴有限公司广西桂林市 541199摘要：曲轴是发动机的核心零部件，在发动机工作过程中它承受连杆传来的力，并将其转变为转矩通过曲轴输出并驱动发动机上其他附件工作。
曲轴受到旋转质量的离心力、周期变化的气体惯性力和往复惯性力的共同作用，使曲轴承受弯曲扭转载荷的作用。
因此要求曲轴有足够的强度和刚度，随着国内市场对小排量、增压发动机性能的要求不断提高，曲轴结构在轻量化的同时也要求具有较高的疲劳强度，而对强度影响最大的就是曲轴的强化方式及参数，因此，研究曲轴的滚压力与疲劳强度的关系是每个新型号曲轴开发过程中必不可少的一项工作。
关键词：曲轴滚压力疲劳强度Analysis of the Crankshaft Rolling Pressure and Fatigue StrengthHuang Zhongshun，Pu Ying，Deng YutingAbstract：The crankshaft is the core component of the engine. During the operation of the engine, it bears the force transmitted by the connecting rod and converts it into torque to output through the crankshaft and drive otheraccessories on the engine to work. The crankshaft is subjected to the centrifugal force of the rotating mass, the periodically changing gas inertia force and the reciprocating inertia force, so that the crank bearing is subjected to the bending and torsional load. Therefore, the crankshaft is required to have sufficient strength and rigidity. With the continuous improvement of the domestic market's requirements for small displacement and supercharged engine performance, the crankshaft structure is required to have high fatigue strength while being lightweight, which has the greatest impact on strength. It is the strengthening method and parameters of the crankshaft. Therefore, studying the relationship between the rolling pressure and fatigue strength of the crankshaft is an indispensable task in the development of each new type of crankshaft.Key words：crankshaft, rolling pressure, fatigue strength本文通过对我公司目前加工的一款小排量发动机曲轴采用不同滚压力进行试验，以验证滚压力对曲轴疲劳强度的影响，该款曲轴排量为1.0T，材料为球墨铸铁QT700-2。
基于现代试验技术的小排量发动机曲轴 疲劳强度的试验研究
基于现代试验技术的小排量发动机曲轴疲劳强度的试验研究近年来，汽车行业发展迅速，而小排量发动机成为了发展的主流趋势。
在小排量发动机中，曲轴作为发动机的重要部件，其疲劳强度的试验研究对于保证发动机的安全和稳定运行至关重要。
随着现代试验技术的不断改进，越来越多的试验方法被应用于小排量发动机曲轴疲劳强度的研究中。
首先，传统的曲轴静态试验已经无法满足现代发动机对于高强度、高可靠性的需求。
因此，曲轴动态试验成为了曲轴疲劳强度研究的主要手段。
动态试验可以模拟发动机运行时曲轴所承受的实际载荷，进而通过测量曲轴的位移、应力和应变等参数，来评估曲轴的疲劳强度。
此外，通过在试验中变化曲轴的载荷、转速、温度等因素，可以进一步探究这些因素对曲轴疲劳寿命的影响，为优化曲轴设计提供参考。
其次，随着计算机技术的不断进步，有限元分析在曲轴疲劳强度试验中的应用也越来越广泛。
通过有限元分析，可以得到曲轴在不同载荷下的应力和变形分布情况，进一步研究曲轴的疲劳特性，并优化曲轴的设计。
此外，有限元分析还可以实现曲轴的虚拟试验，减少试验成本和时间，并且可以预测曲轴在实际使用中可能出现的疲劳损伤情况。
此外，磁粉探伤技术也成为了曲轴疲劳强度研究中不可或缺的一项技术。
磁粉探伤技术可以检测曲轴表面和内部的裂纹等缺陷，有效评估曲轴的损伤程度，并确定曲轴的寿命。
在实验中，通过不断循环载荷，磁粉探伤技术可以探测到曲轴在不同循环次数下出现的裂纹情况，从而进一步研究曲轴的疲劳特性。
总而言之，现代试验技术在小排量发动机曲轴疲劳强度研究中发挥着重要的作用。
这些技术的应用，不仅可以提高曲轴的安全性和可靠性，同时也能够为小排量发动机的性能和寿命提供更为精确的评估和优化。
未来，随着技术的不断创新，曲轴疲劳强度的试验研究也将会不断发展，为小排量发动机的持续发展提供更加强大的支持。
除了上述技术外，光学检测技术也是曲轴疲劳强度试验中的重要技术之一。
光学检测技术可以通过激光扫描、光学显微镜等高精度设备，对曲轴进行三维形貌测量和变形分析。
柴油机曲轴静强度分析
柴油机曲轴静强度分析李宁;陈克【摘要】发动机工作中曲轴承受着周期性变化的交变载荷,会引起曲轴的疲劳失效.对曲轴三维模型进行基于有限元法的疲劳强度分析.用HyperMesh建立曲轴网格模型,使用Abaqus加载弹簧约束、余弦载荷,使计算模型更接近于实际工况,得到曲轴应力载荷分布图;计算出曲轴强度安全系数,并对其进行校核,最后提出提高曲轴疲劳强度的措施.【期刊名称】《沈阳理工大学学报》【年(卷),期】2018(037)003【总页数】5页(P75-79)【关键词】曲轴;HyperMesh;Abaqus;疲劳强度【作者】李宁;陈克【作者单位】沈阳理工大学汽车与交通学院,沈阳110159;沈阳理工大学汽车与交通学院,沈阳110159【正文语种】中文【中图分类】TK422大量试验表明,柴油机曲轴失效破坏的主要形式是弯曲疲劳断裂,这与曲轴的结构特点和受力工况有关。
大多数研究采用整体曲轴进行分析,而曲轴静强度分析主要用于概念设计阶段对曲轴的评估,或用在优化设计曲轴时对比曲轴强度的变化,可不必采用整体曲轴模型[1]。
确定曲轴强度的方法有两种:一是试验研究、二是分析计算。
由于试验研究费用高,只能在已制成的曲轴进行,不能在设计阶段进行,并且不能代表整批曲轴强度,因此应采用分析计算[2]。
曲轴强度的计算方法主要有三种,即截断简支梁法、连续梁法和有限元法[3]。
简支梁法计算简单,使用方便;连续梁法计算复杂,但与实测结果比较吻合;有限元法计算精确,可准确地计算出曲轴应力[4]。
本文基于有限元法加载余弦载荷,进行求解计算,得到应力分布情况,使用HyperMesh和Abaqus有限元软件联合对A和B两种不同几何结构的柴油机曲轴模型静强度进行分析。
曲轴简化为1/2曲拐模型,采用不同网格类型对其划分,计算在余弦载荷工况下的曲轴强度,对于曲轴设计及优化具有参考意义。
1 曲轴模型的建立根据柴油机曲轴结构参数,用Pro/E软件画出柴油机1/2 曲轴几何模型A、B,如图1所示。
提高曲轴疲劳极限的强化工艺探讨
开发研究提高曲轴疲劳极限的强化工艺探讨李大伟(桂林福达股份有限公司，广西桂林541199)摘要:为了有效增大曲轴疲劳极限，进而实现提高曲轴使用性能、使用寿命的目标，本文从不同强化工艺角度进行对比研究,借助试验对比的方式总结最佳的强化工艺及其对疲劳极限的影响，希望可以通过本次研究为相关工作者提供理论帮助。
关键词：曲轴极限疲劳;强化工艺;提升措施1强化工艺的意义以及工艺介绍曲轴断裂的大多数原因是因为弯曲疲劳过度导致断裂，弯曲的荷载是曲轴损伤的关键因素，因此，强化曲轴疲 劳极限是提高曲轴使用效益的关键。
气体软氮化结合滚压强化的工艺中，气体软氮化工艺 参数为570=C x 5 h,并随炉冷却。
气体软氮化的设备功 率为60kW,以常规气体氮化炉为主。
曲轴滚压强化设备 采用国产的曲轴辊压机。
离子氮化结合滚压强化工艺中，离子氮化的工艺参数 为560丈x8 h,，并着炉冷却。
气体软氮化的设备功率为1 000kW。
曲轴滚压强化设备采用国产的曲轴辊压机。
高频淬火结合滚压强化工艺中，高频淬火的加热温度 为900丈以上，采取冷却液进行淬火结合自回火，高频淬 火设备采用60kW高频淬火机。
曲轴滚压强化设备采用国 产的曲轴辊压机。
3种曲轴极限疲劳强化工艺的特征在于:（1)曲轴R位 置强化工艺均应用国产辊压机进行强化处理，所有角度、时 间以及压力均相同;（2)曲轴表面的强化工艺划分为气体软 氮化、离子氮化以及高频淬火。
2不同强化工艺对于曲轴极限疲劳的影响气体软氮化结合滚压强化：在曲轴气体软氮化后曲轴 表面出现白亮层，滚压强化之后R位置白两层残破不全面，部分有薄层部分无白亮层。
采用HV0.1测量方式对R位 置表面硬度进行监测,曲轴辊压之后R位置显微硬度相对 较高，可能是因为软氮化处理之后N原子扩散比较多，并 且氧化物的分解会形成一定强化作用，强化的机制有待进 一步研究，显微硬度分别为670HV0.1、690HV0.1。
离子氮化结合滚压强化：试验结果中可以明确离子氮 化之后曲轴表面的白亮层比较厚，可能是因为离子氮化的 时间比较长并且致密性较高，曲轴辊压强化之后R位置无 白亮层，可以基本明确曲轴离子氮化结合辊压强化处理之 后R位置的硬度比较低，属于离子氮化工艺表面白亮层厚 度影响N原子的扩散，促使过渡层N原子相对较少无法有 效娜形成强化作用，同时过渡层相对比较薄，显微硬度分湖北农机化别为 435HV0.1、444HV0.1。
曲轴的圆角滚压工艺与疲劳强度
，圆角未经滚压强化时的弯曲疲劳极限
应力 " = $# 4 !/$ ? > 22! ，据此可以估算出上述三种 滚压工艺方案的强化效果 ! " 分别为： 切线滚压 ! "$ 4 （ /1$ = !/$） > !/$’$!,0 半精磨滚压 ! "! 4 （ %!# = !/$） > !/$’$"10 沉割滚压 ! "’ 4 （ 1$’ = !/$） > !/$’$,"0 即沉割滚压的强化效果优于切线滚压和半精磨滚 ・!"・
效果显著等优点。 以球铁曲轴为例 E $ F ， 圆角滚压可使 远高于目前现有的 其弯曲疲劳极限提高 G#H 以上， 其他强化方式，因而使它在汽车发动机曲轴中的应 用日益广泛。据统计，国外圆角滚压的发动机曲轴 在整个曲轴中所占的比例已从 I# 年代的 J#H 提高 到现在的 G#H 左右， 而轿车发动机曲轴则基本上都 是采用圆角滚压工艺进行强化。因此，曲轴圆角滚 压技术已成为发展汽车工业，尤其是轿车工业必不 可少的关键技术之一。 本文介绍某发动机球铁曲轴滚压工艺试验中， 不同的滚压工艺方案对曲轴弯曲疲劳强度的影 响。
《 汽车科技》!##$ 年第 % 期 "& $& $ 沉割的影响 曲轴的轴颈沉割后， 由于沉割槽的半径（ 本试验 中为 !& / 22） 要小于原轴颈圆角半径 （ 本试验中为 ，且沉割槽有一定的深度 （ 一般为 ’& # ; ’& / 22） ） 使轴颈直径和曲拐的重迭度减小。 #& ! ; #& ’ 22 ， 因此， 沉割后曲轴的结构强度将下降， 这一点从沉割 与未沉割两种试件的圆角应变数据可以清楚地反映 出来。在这里采用了单位弯矩在试件连杆轴颈圆角 最大应力点处所产生的应变平均值 !# 来表征曲轴 的结构强度， 不难理解， 曲轴的结构强 !# 的值越大， 度就越低。 试验测得轴颈未沉割和沉割试件的 !# 值分别 据此可以 为 $& %," < $# = % > ?2 和 !& $/! < $# = % > ?2， 算出沉割后轴颈圆角应变 （ 应力） 上升了约 !,0 ， 即 沉割使曲轴的弯曲结构强度下降了约 !,0 ， 但这种 下降却从圆角滚压中得到了补偿。由前述疲劳试验 结果可知，切线滚压试件连杆轴颈圆角的弯曲疲劳 极限应力为 /1’ ? > 22! ， 沉割后则为 1$’ ? > 22! ， 即 沉割滚压后圆角处材料的承载能力较非沉割滚压高 约 !"0 。产生这一现象的原因， 是由于沉割后轴颈 圆角半径减小， 有利于形成滚压残余压应力集中， 使 所产生的残余压应力高于非沉割滚压，从而有效地 补偿了沉割引起的结构强度下降。 "& $& ! 磨削的影响 对于半精磨后滚压的工艺， 一般认为， 由于其后 的精磨中磨掉了部分滚压强化层，将会对其疲劳强 度产生不利影响。 但本次试验得出， 半精磨后滚压试 件的疲劳极限略高于切线滚压和沉割滚压。这一结 果表明， 只要适当调整滚压工艺参数， 并将精磨余量 和曲轴的弯曲变形控制在一合适的范围，则由于滚 压所产生的强化层较深 （ 一般可达 ! 22 以上） ，精 磨将不会明显降低零件的疲劳强度。 综上所述， 从曲轴的弯曲疲劳强度角度看， 切线 滚压、半精磨后滚压和沉割滚压这三种工艺方案都 是可行的。 "& ! 强化效果评估 为在评估中排除结构因素的影响，这里采用了 轴颈圆角弯曲疲劳极限应力作为估算依据。已有的 试验得出
如何提高曲轴疲劳寿命
如何提高曲轴疲劳寿命机车进厂大修时,曲轴已经运行了一个大修期,主轴颈和连杆颈一般都存在拉伤现象,内部缺陷也由于受到工作循环应力的作用而有所发展。
对检修曲轴而言,化学成分、材料纯度、显微组织、热处理状态和使用环境已经确定,不容易再在这些方面采用措施。
据统计,机械的断裂事故中,80%以上是由金属的疲惫引起的。
从曲轴的断口形貌分析,所有的断裂面上都可以清楚地看到疲惫源区、疲惫扩大区和瞬时断裂区的分布状况。
由此可以准确地判定,曲轴的断裂也有属于疲惫断裂引起的。
因此,如何提升曲轴疲惫寿命，我们可采用以下相应措施:(1)强化氮化工艺,0级手工修的曲轴也要进行氮化。
(2)改变曲轴解体工艺,拆卸铝堵方法由加热拆堵改为机械钻堵。
(3)严格控制检修曲轴的轴颈表面粗糙度,保证检修质量(4)对曲轴圆根处进行圆根滚压。
滚压后,不仅在此处能够形成残余压应力,而且还可以提升圆根处的表面粗糙度,从而提升曲轴的疲惫强度。
(5)对曲轴油堵孔处和曲柄上的去重部位及其它加工部位进行倒角或倒圆处理,去除锐棱、飞边、毛剌,减小应力集中状况,避免因应力集中过早出现疲惫裂痕而产生对曲轴疲惫强度的不利影响。
(6)采纳超声波探伤对曲轴内部强化探伤。
检修工厂目前采纳磁粉探伤和着色探伤两种方法进行探伤。
这两种方法中,磁粉探伤适用于零件表面和次表面的缺陷的探伤,着色探伤适用于表面开口缺陷的探伤。
由于曲轴经过长时间的运行,一些原始缺陷有可能已经有所发展,从而超出了标准规定的要求,成为事故的隐患。
为此可以采纳超声波进行曲轴内部探伤,检查内部缺陷的发展状况,杜绝事故隐患,有效地防止曲轴断裂的发生。
(7)提升柴油机组装质量,保证曲轴轴线的跳动、机体同轴度和螺栓紧固顺序的要求,避免对曲轴产生附加应力。
(8)对曲轴执行寿命管理,建议超过12年的曲轴比较好不再使用。
通过采用以上措施,曲轴轴裂问题得到了有效的控制。
截至到目前,曲轴断、裂的发生率只有未采用措施前的15%左右,说明以上措施是行之有效的。
过渡圆角对曲轴疲劳强度的影响
加载中构件或材料未产 生足够 的塑性变 形， 此时 油孔贯通检查 、 连杆轴颈检测等 。其 中淬 火是一个 相 当重 要的环 下处 于脆性状态 ， 达到极限后最终破坏。 节， 它能提高钢件 的力学性能 ， 诸如硬度 、 耐磨 性 、 弹性极 限、 疲 劳 静载荷对构件或材料会产生很大的影响 ， 极 限等 ， 也能改善某 些特 殊钢 的物理性 能 和化学 性能 ， 如增 强 磁 当材料处于静载 荷的作 用下 ， 同时 又 与腐蚀 介 质相接 触 ， 在
只要其具有 良好 的塑性变形 能 曲轴 的加工 过程 共 ４ ０多 道工 序 ， 其 中有切 削 加 工 、 高频 淬 或材料所受应力不是严重集中时 ， 则残余应力对静载 荷强度影 响很小 。但是 如果材料某 些条件 火、 清洗 、 动平衡及修 正 、 压键 、 加热 、 压入 齿轮 、 质量 中心孔测 定 、 力，
疲 劳 损 坏 可 以 降 到很 低 程 度 ， 因此 可 以不 考 虑 油孔 处 的疲 劳
破 坏。
曲轴 的失效形式主要为典型 的疲 劳断裂 ， 绝大多数 断裂在 中 间几个轴颈上 ， 而且疲 劳裂纹 绝大 多数 萌生 于主轴颈 、 连 杆颈 轴
２ ． ２ 残余应 力 的产 生原 因
与曲柄的过渡圆角处 ， 沿其呈 ４ ５ 。 方 向扩展 因此提 高 曲轴 寿命 应 残余应 力的产生是 一个 由构建某 部分 变形 回复受 到 约束 而 从研究 曲轴疲劳强度人手 。
中图 分 类 号 ： Ｔ Ｕ ６ ０ ７ 文 献标 识 码 ： Ａ
１ 概 述
曲轴是发动机中最主要的运动件 、 受力 件。其可靠性 的 高低
表 面越远 ， 压应力越 小 ， 达 到某 一距离 时 ， 压应 力 为零 ， 进 而转 为
只要其具有 良好 的塑性变形 能 曲轴 的加工 过程 共 ４ ０多 道工 序 ， 其 中有切 削 加 工 、 高频 淬 或材料所受应力不是严重集中时 ， 则残余应力对静载 荷强度影 响很小 。但是 如果材料某 些条件 火、 清洗 、 动平衡及修 正 、 压键 、 加热 、 压入 齿轮 、 质量 中心孔测 定 、 力，
疲 劳 损 坏 可 以 降 到很 低 程 度 ， 因此 可 以不 考 虑 油孔 处 的疲 劳
破 坏。
曲轴 的失效形式主要为典型 的疲 劳断裂 ， 绝大多数 断裂在 中 间几个轴颈上 ， 而且疲 劳裂纹 绝大 多数 萌生 于主轴颈 、 连 杆颈 轴
２ ． ２ 残余应 力 的产 生原 因
与曲柄的过渡圆角处 ， 沿其呈 ４ ５ 。 方 向扩展 因此提 高 曲轴 寿命 应 残余应 力的产生是 一个 由构建某 部分 变形 回复受 到 约束 而 从研究 曲轴疲劳强度人手 。
中图 分 类 号 ： Ｔ Ｕ ６ ０ ７ 文 献标 识 码 ： Ａ
１ 概 述
曲轴是发动机中最主要的运动件 、 受力 件。其可靠性 的 高低
表 面越远 ， 压应力越 小 ， 达 到某 一距离 时 ， 压应 力 为零 ， 进 而转 为
发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析
Abstract: For a comprehensive study on the factors affecting of the engine crankshaft fatigue strength, finite element model of the engine power system is set up in the paper. According to the state of the actual job conditions, the stress and deformation of the crankshaft are computed by the finite element method in a variety of load and displacement boundary conditions. The results of the crankshaft are compared with the test data. The results show that such model has good practical value engineering for the crankshaft fatigue strength analysis and provides a new idea for the study. Keywords: crankshaft; fatigue strength; finite element
第2期
姚海南：发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析
121
nσ =
σ −1 ε σ βσ
kσ
σ α + ϕσ σ m
，nτ =
τ −1 ετ βτ
kτ
τ α + ϕτ τ m
第2期
姚海南：发动机曲轴疲劳强度的三维有限元分析
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σ −1 ε σ βσ
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σ α + ϕσ σ m
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kτ
τ α + ϕτ τ m
单缸柴油机曲轴的强度设计及刚度计算、疲劳强度校核 杨韬讲诉
材料力学课程设计设计题目：单缸柴油机曲轴的强度设计及刚度计算、疲劳强度校核班级：铁车三班学号：2014120950姓名：杨韬指导老师：任小平一、 设计目的系统学完材料力学之后，能结合工程中的实际问题，运用材料力学的基本理论和计算方法，独立地计算工程中的典型零部件，以达到综合运用材料力学的知识解决工程实际问题之目的。
同时，可以使学生将材料力学的理论和现代计算方法及手段融为一体。
既从整体上掌握了基本理论和现代的计算方法，又提高了分析问题，解决问题的能力；既把以前所学的知识综合运用，又为后继课程打下基础，并初步掌握工程中的设计思想和设计方法，对实际工作能力有所提高二、设计题目某柴油机曲轴可以简化为下图所示的结构，材料为球墨铸铁(QT450-5)，弹性常数为E 、μ，许用应力为[σ]，G 处输入转矩为e M ，曲轴颈中点受切向力t F 、径向力r F 的作用，且r F =2tF 。
曲柄臂简化为矩形截面，1.4≤h D ≤1.6，2.5≤hb≤4, 3l =1.2r,有关数据如下表：要求： 1. 画出曲轴的内力图。
2. 设计曲轴颈直径d ，主轴颈直径D 。
3. 校核曲柄臂的强度。
4. 校核主轴颈H-H 截面处的疲劳强度，取疲劳安全系数n=2。
键槽为端铣加工，主轴颈表面为车削加工。
5. 用能量法计算A-A 截面的转角y θ,z θ。
数据零件图：单缸柴油机曲轴零件简化图：三、设计内容3.1 柴油机曲轴的内力图（1）受力分析计算简图：计算外力偶矩：Me=9549·Pn=9549×16.4/300=572.94 计算切向力Ft ，径向力Frt F =e M r =9549N r F =2t F=4774.5N 由平衡条件计算反力：在xOy 平面: Ay F =212r F l l l +=2963.5N Fy F =112r F l l l +=1811N在xOz 平面: Az F =212t Fl l l +=5927N Fz F =112t Fl l l +=3622N (3)内力分析：画出内力图。
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XXX 柴油机曲轴疲劳强度经典计算一、 已知参数：图纸图号： XXX-05101A 缸径： D = 125 mm 行程： L = 120mm 标定功率： Ne = 20.1kw 标定转速： n = 2200 r/min 曲柄销直径（外）： Dp =90 mm 曲柄销直径（内）： dp = 18.5 mm 主轴颈直径： 前端（齿轮端）：D j1 = 70 mm后端（飞轮端）：D j2 = 70 mm曲柄销止推凸台直径： D fp =90 mm 前端止推凸台直径： D fj1=90 mm 后端止推凸台直径： D fj2=105 mm 曲柄销止推凸台与主轴颈止推凸台间宽度：前端：t r1 = 33.5 mm后端：t r2 = 33 mm曲柄臂厚： 前端：t av1 = 31.5 mm后端：t av2 = 31mm曲柄臂宽： Wt =112 mm 曲柄销圆角半径： r p = 5 mm 主轴颈圆角半径： 前端：r j1 = 5 mm后端：r j2 = 5 mm连杆长度： l = 185 mm 曲柄半径： R = 60 mm 连杆活塞组往复运动质量： Gre = 2.868 kg 连杆组旋转运动质量： Gro = 1.587 kg 平均有效压力： Pe = 0.7445MPa二、 计算工况：额定工况：转速n=2200r/min ，气缸爆发压力P Z =9.5MPa三、 受力计算：3.1 气缸体内气体爆发时对曲柄销的作用力（N ）：221259.5116582.5399N 44ππ⨯=⨯=⨯=⨯=g z z D W P A P3.2 活塞在上止点位置时曲柄销所受的惯性力（N ）：()22231216060222001.587 2.868160101856017149.5462λωππ-=-++⎡⎤⎣⎦⎡⎤⎛⎫⎛⎫=-++⨯⨯ ⎪ ⎪⎢⎥⎝⎭⎝⎭⎣⎦⎡⎤⨯⎛⎫⎛⎫=-++⨯⨯⨯ ⎪ ⎪⎢⎥⎝⎭⎝⎭⎣⎦=-j ro re ro reW G G R R n G G R l3.3 作用在曲柄销上的作用力最大值：Wmax = Wg+ Wj = 99432.9937 N3.4作用在曲柄销上的作用力最小值：Wmin = Wj = -17149.5462 N3.5 作用在主轴承上的支反力：曲轴的受力情况见下图。
其中：最危险的截面为通过“重叠部分”的最小截面、曲柄销圆角与圆柱部分交界面及曲柄销长度1/2处。
主轴颈上的支承点假定在主轴颈长度的1/2至主轴承内侧边缘的1/2位置。
R 1、R 2为前后端两支点反力。
A ，D 是曲柄臂“重叠部分”的最小截面到两支承点的距离；B ，E 是曲柄销圆角与圆柱部分交界面到两支承点的距离；C ，F 是曲柄销长度1/2处到两支承点的距离； S 为两支承点间距离。
前端主轴颈宽度：40mm ； 后端主轴颈宽度：45mm ；前端轴承NJ2214(原42514)，轴承宽度B 1=31mm ，轴承挡圈厚度3mm ； 后端轴承6315，轴承宽度B 2=37mm ，轴承挡圈厚度3mm ； A =26.75 mm B =48.5 mm C =65.5 mmD =27.75 mmE =49.25 mmF =66.25 mm两支点间距离：S = C+F =131.75 mm3.5.1 曲轴前端主轴承的支反力：66.2510.502846299131.75==⨯=W F N W WS（N ）3.5.2 曲轴后端主轴承的支反力： 65.520.4971537131.75==⨯=W C N W WS（N ）3.5.3 弯矩：3.5.3.1 前端曲柄臂中间处：M A = N 1A = 0.502846299×W ×26.75×10-3 = 13.4511385W ×10-3 （N.m ）3.5.3.2 后端曲柄臂中间处：M D = N 2D = 0.4971537×W ×27.75×10-3 = 13.7960W ×10-3（N.m ）3.5.3.3 前端曲柄销圆角处：M B = N 1B = 0.502846299×W ×48.5×10-3 = 24.3880W ×10-3 （N.m ）3.5.3.4 后端曲柄销圆角处：M E = N 2E = 0.4971537×W ×49.25×10-3 = 24.4848W ×10-3 （N.m ）3.5.3.5曲柄销中央：M c = N 1C = 0.502846299×W ×65.5×10-3 = 32.9364W ×10-3（N.m ）四、 抗弯截面模量：4.1 曲柄臂中间的抗弯截面模量Zequiv（前端曲柄臂下标注为1，后端曲柄臂下标注为2）前端：22222211120907036.666744120p j L D D X L+-+-===⨯mm后端：22222222120907036.666744120p j L D D X L+-+-===⨯mm126.0874C ===mm226.0874C ===mm同C 方法：133.54102ω===mm238.12468ω=== mm 重叠度：1190701202022p j D D LU +-+-===mm2290701202022p j D D LU +-+-===mm1m ax 2221.4209m mY ===2m ax 2221.2155m mY ===111m ax 33.521.4209 4.670922r t h Y =-=-=mm222m ax 3321.2155 4.715522r t h Y =-=-=mm222211114.670926.087475.185722 4.6709h C R h ++===⨯mm222222224.715526.087474.5189722 4.7155h C R h ++===⨯mmd = R-Ymax ，RC 1sin-=αd 1 = R 1 - Y 1max = 75.1857–21.4209 = 53.7648 mm d 2 = R 2 - Y 2max = 74.51897–21.2155 = 53.30347 mm1111126.0874sinsin0.3543475.1857C R α--=== rad1122226.0874sinsin0.3576574.51897C R α--=== rad1sin 0.3469729α= 2sin 0.35008α=120.70868α= rad 220.7153α= rad()1sin 20.650832α= ()2sin 20.655844α=14 1.41736α=rad 24 1.4306α=rad()1sin 40.988252α= ()2sin 40.990189α=截面惯性矩：433223(1)sin(2)sin(4)44[](4sin sin )[2sin(2)]sin 232433I R dR d R d Rαααααααα=++--++-3(2)12()12rI C t ω=⨯⨯-⨯3(3)12()12avI W t ω=⨯⨯-⨯(1)(2)(3)maxI I I Z Y ++=433111(1)111111223111111143322sin(2)sin(4)4[](4sin sin )232434[2sin(2)]sin 30.354340.6508320.988252475.1857[]53.764875.1857(40.34697290.3469729)2324353.764875.1857[0.708I R d R d R d R αααααααα=++--++-=++-⨯⨯-⨯+⨯34680.650832]53.764875.18570.34697293277224.2891+-⨯⨯⨯=4mm433222(1)222222223222222243322sin(2)sin(4)4[](4sin sin )232434[2sin(2)]sin 30.357650.6558440.990189474.51897[]53.3034774.51897(40.350080.35008)2324353.3034774.51897[0.7I R d R d R d R αααααααα=++--++-=++-⨯⨯-⨯+⨯⨯341530.655844]53.3034774.518970.350083267871.693+-⨯⨯⨯=4mm3(2)1111312()1212(33.5410226.0874)33.51246703.6065r I C t ω=⨯⨯-⨯=⨯⨯-⨯=4mm3(2)2222312()1212(38.1246826.0874)331272097.28856r I C t ω=⨯⨯-⨯=⨯⨯-⨯=4mm3(3)1111312()1211122(33.54102)31.5122116995.8453av I W t ω=⨯⨯-⨯=⨯⨯-⨯=4mm3(3)2222312()1211122(38.12468)3112288753.94302av I W t ω=⨯⨯-⨯=⨯⨯-⨯=4mm(1)1(2)1(3)1311m ax277224.289146703.6065116995.845320583.81025m m21.4209equiv I I I Z Y ++++===(1)2(2)2(3)2322m ax267871.69372097.2885688753.9430220208.00474m m21.2155equiv I I I Z Y ++++===4.2 曲柄销圆角及中央的抗弯截面模量Z pin44443()(9018.5)71441.63311mm 323290p p pin pD d Z D ππ-⨯-===⨯五、名义弯曲交变应力f bnom5.1曲柄臂中间的名义交变应力f bnombnom equivM f Z =前曲柄臂中间弯曲交变应力：110.502846299Abnom A equiv equiv MW Af Z Z ⨯⨯==m ax m ax 10.50284629999432.993726.7564.9776220583.81025A b A equiv M f Z ⨯⨯===MPam in m in 10.502846299(-17149.5462)26.7511.2069120583.81025A b A equiv M f Z ⨯⨯===-MPa后曲柄臂中间弯曲交变应力：220.4971537D b nom D equiv equiv M W Df Z Z ⨯⨯==max max 20.497153799432.993727.7567.8829620208.00474D b D equiv M f Z ⨯⨯===MPa()min min 20.4971537-17149.546227.7511.708020208.00474D b D equiv M f Z ⨯⨯===-MPa5.2曲柄销圆角处的名义交变应力f bnom前曲柄销圆角处弯曲交变应力：0.502846299W 48.5B bnom B pinpinM f Z Z ⨯⨯==m ax m ax 0.50284629999432.993748.533.943462271441.63311B b B pinM f Z ⨯⨯===MPa()min min 0.502846299-17149.546248.55.854344271441.63311B b B pinM f Z ⨯⨯===-MPa后曲柄臂圆角处弯曲交变应力：0.4971537W 49.25Eb nom E pinpinMf Z Z ⨯⨯==max max 0.497153799432.993749.2534.07815371441.63311E b E pinM f Z ⨯⨯===MPa()min min 0.4971537-17149.546249.255.87757486571441.63311E b E pinM f Z ⨯⨯===-MPa5.3曲柄销中央的名义交变应力f bnom0.502846299W 65.5C bnom C pinpinM f Z Z ⨯⨯==max max 0.50284629999432.993765.545.8411771441.63311C b C pinM f Z ⨯⨯===MPa()min min 0.502846299-17149.546265.57.9063871441.63311C b C pinM f Z ⨯⨯===-MPa六、 弯曲应力集中系数αb 及弯曲疲劳缺口系数βb ：6.1曲柄臂重叠截面、曲柄销圆角处：弯曲应力集中系数： α b = A bo ×V b0.4551.2bor r A t -⎛⎫=⨯ ⎪⎝⎭2341.9622.434 1.8730.5440.0615t t t t b W W W W V D D D D ⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫=-⨯+⨯-⨯+⨯ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭前端侧：0.4550.4551151.2 1.2 2.851315533.5p bo r r A t --⎛⎫⎛⎫=⨯=⨯= ⎪⎪⎝⎭⎝⎭后端侧：0.4550.4552251.2 1.2 2.83187333p bo r r A t --⎛⎫⎛⎫=⨯=⨯= ⎪⎪⎝⎭⎝⎭112 1.24444490t pW D ==2341.9622.434 1.8730.5440.06150.932727t t t tb p p p p W W W W V D D D D ⎛⎫⎛⎫⎛⎫⎛⎫=-⨯+⨯-⨯+⨯ ⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎪ ⎪ ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭⎝⎭⎝⎭=因此：弯曲应力集中系数：αb1 = A bo1×V b = 2.8513155×0.932727 =2.659498952 αb2 = A bo2×V b = 2.831873×0.932727 = 2.641364408 查图表得弯曲缺口疲劳系数： βb1 = /1.81 βb2 = /1.766.2曲柄销中央处： β b = 16.3乘上弯曲缺口疲劳系数后：f bpeak = βb1×f bnom前曲柄臂重叠处疲劳交变应力：f bpmaxA = βb1×f bmaxA = 1.81×64.37490= 116.51857MPaf bpminA = βb1×f bminA = 1.81×（-10.74815）= -19.45415MPa后曲柄臂重叠处疲劳交变应力：f bpmaxD = βb2×f bmaxD = 1.76×77.17006= 135.81931 MPa f bpminD = βb2×f bminD = 1.76×（-12.88446）= -22.67665MPa前曲柄臂圆角处疲劳交变应力：f bpmaxB = βb1×f bmaxB = 1.81×71.39343 = 129.22211 MPa f bpminB = βb 1×f bminB = 1.81×（-11.91998）= -21.57516MPa后曲柄臂圆角处疲劳交变应力：f bpmaxE = βb1×f bmaxE = 1.76×72.42551 = 127.46890 MPa f bpminE = βb1×f bminE = 1.76×（-12.09230）= -21.28245MPa曲柄销中央处疲劳交变应力：f bpmaxC = f bmaxC = 92.08718 MPa f bpminC = f bminC = -15.37505 MPa七、 扭矩7.1 平均扭矩20.19550955087.25227272200sm ean N e T n==⨯=N.m7.2 最大扭矩 s m a x s m e a nT = K T =12.76024287.2522727 = 1113.360115⨯N.m 9.512.7602420.7445Z eP K P ===7.3 名义交变扭矩()()sn o ms m e ans m a xs m e a nT = T T-T 87.25227271113.360115-87.252272787.25227271026.107842±=±=±八、 抗扭截面模量4444'()(9018.5)142883.2662161690p p pinpD d ZD ππ-⨯-===⨯mm 3九、 扭转应力集中系数αt 及疲劳缺口系数βt9.1 在曲柄臂重叠处及连杆轴颈圆角处50.055555690p r D == 1200.22222290pU D ==，2200.22222290pU D ==[0.22050.1015]UD t p r D α⎛⎫-+⎪⎝⎭⎛⎫= ⎪⎪⎝⎭()(0.22050.10150.222222)10.0555556 2.018835t α-+⨯== ()(0.22050.10150.222222)20.0555556 2.018835t α-+⨯==1t β=/1.402t β=/1.429.2 曲柄销中央处：1tp β=十、 名义扭矩交变应力f snom 及扭矩疲劳交变应力f speak10.1 名义扭转交变应力13.771701.1875110367019.3294922.9697979.585913'±=⨯±==-pinsnom snom ZT f MPa10.2 扭转疲劳交变应力snomt sp f f β=max11max 1s t sp f f β==1.40×14.95921= 20.94289 MPamin1min 1s t sp f f β==1.40×（-12.58419）= -17.61787 MPa max2max 2s t sp f f β==1.42×14.95921 =21.24208 min2min 2s t sp f f β==1.42×（-12.58419）=-17.86955十一、 合成应力223snombnomnom f f f +=前曲柄臂重叠处疲劳交变应力：122.0343820.942893116.518573222max12maxmax =⨯+=+=sp Abp Af f f MPa 36.1888417.61787319.454153222min12minmin-=⨯+-=+-=sp Abp Af f f Mpa后曲柄臂重叠处疲劳交变应力：140.7144721.242083 135.819313222max 22max max =⨯+=+=sp D bp D f f f MPa 38.3691717.86955322.676653222min22minmin-=⨯+-=+-=sp Dbp Df f f MPa前曲柄臂圆角处疲劳交变应力：134.2168720.942893 129.222113222max 12max max =⨯+=+=sp B bp B f f f MPa 37.3718617.61787321.575163222min12minmin-=⨯+-=+-=sp B bp Bf f f MPa后曲柄臂圆角处疲劳交变应力：132.6725221.242083 127.46890 3222max 22max max =⨯+=+=sp E bp E f f f MPa 37.5620217.86955321.282453222min22minmin-=⨯+-=+-=sp E bp Ef f f MPa曲柄销中央处疲劳交变应力：95.6628614.95921392.087183222max 2max max =⨯+=+=Csp Cbp C f f f MPa 26.6735412.58419315.375053222min 2min min -=⨯+-=+-=Csp C bp C f f f MPaXXX 曲轴用英国里卡多公司内燃机资料汇编计算表1。