公司培训 资料第六章连杆设计由刀豆文库小编整理，希望给你工作、学习、生活带来方便，猜你可能喜欢“平面连杆机构设计资料”。
第六章
连杆设计
连杆组包括连杆体、连杆大小头轴承，若是分剖式则还有连杆盖、连杆螺栓等。
第一节
连杆组的工作条件与设计要求
一．作用
1．承受活塞销传来的气体压力，并将其传给曲轴。2．将活塞组的往复运动转变成曲轴的旋转运动。二．工作条件 1．运动
（1）小头与活塞销相连，与活塞做往复运动。（2）大头与曲柄销相连，与曲轴作旋转运动。（3）杆身作往复和摆动组成的复杂平面运动。2．负荷：连杆的基本载荷为机械负荷：（1）拉伸：（A）特点：只有四冲程机有拉伸载荷，其最大值在进气行程的上止点附近。
（B）大小：往复质量的惯性力 Pj=（m+m1）（1+λ）rω2
m——活塞组往复质量；m1——连杆中往复质量。（2）压缩：（A）特点：
二、四冲程机都有压缩载荷，其最大值在作功冲程的上止点附近。（B）大小：最大爆发压力减上述惯性力：Pc=Pgmax—Pj。（3）附加弯矩：（A）由于加工精度等原因，承压面对连杆轴线不对称，在压载荷下，细长杆件弯曲而引起的附加弯曲应力和弯矩。
（B）由于连杆摆动的角加速度和转动惯量而产生的惯性力矩造成的附加弯矩。其大小Mc=杆身的转动惯量*连杆摆动的角加速度，一般在α=90 时，达到最大值。
（C）影响：附加弯矩虽数值不大，但作用点与方向是在杆身的薄弱部位——横向，易造成杆身弯曲。三．设计要求
1．足够刚度：由于连杆为细长杆件且受交变的拉压纵向载荷，若：
（1）大头刚度不足：（A）使大头孔失圆——影响轴承转动和润滑——加剧曲柄销磨损和破坏。（B）使分剖式连杆螺栓受附加弯矩——易折断——而造成重大事故。
（2）杆身刚度不足：杆身弯曲（A）使活塞在缸内歪斜运动——使活塞与汽缸；连杆轴承与曲柄销偏磨——加剧环磨损、、汽缸偏磨失圆——汽缸串气、串油。（B）杆身增加附加弯矩。
2．足够强度：由于受交变载荷，连杆应有足够抗疲劳强度。若强度不够，则（A）杆身断裂；（B）大头盖、螺栓断裂。
相比之下，刚度难以满足，也比强度更为重要。
3．重量轻：由于连杆是旋转与往复质量的一部分，且其本身的载荷的相当部分也是由其本身的运动质量而引起，要求在保证刚、强度的前提下，通过材料与结构设计来减重。
第二节
材料与结构形式
一．材料：有较高疲劳强度和冲击韧性的Cr钢。二．加工与热处理
1．加工：模（辊、精）锻。2．处理：（A）卒火（提高疲劳强度）+高温回火（提高韧性）。（B）表面喷丸——消除残余应力、提高表面硬度和疲劳强度。三．结构形式
1．整体式：大小头为整体，内孔装滚针轴承，多用于单缸机，并与组合式曲轴配合使用。2．分剖式：大头被分开，用连杆螺栓（特制）将连杆盖紧固在大头上。多用于整体式曲轴的多缸机。
3．并列式：用于V型机，左右连杆并列于同一曲柄销。第三节
结构设计与计算 一．小头
1．工作条件与结构（1）工作条件：
（A）小头与活塞销相连，承大的工作气压；（B）位于活塞腔内，尺寸小，轴承比压高；（C）摆动速度低，油膜不易形成，润滑较差；（D）有一定温度（约100 C），影响油粘度。（2）结构：薄壁圆环结构，内装滚针或滑动轴承。此结构简单，应力分布均匀，材料利用率高。
2．设计：其主要结构尺寸有
（1）小头轴承直径d1、宽度B1：d1和B1一起在活塞设计中确定，一般B1=（1.2~1.4）d1，并需公式校核其比压是否在许可值内：（比压）q=P g（最大燃气压力）/（d1* B1）。（2）小头最小径向厚度t与外径D1：最小径向厚度t需大于4mm，并按刚、强度校核。由经验，外径D1=(1.2~1.35)d1。（3）由于作用在小头下表面的燃气压力大于作用在上表面的惯性力，尤为二冲程机始终受压，可将（A）小头做成上小下大的阶梯形、契形（图d、c）；或（B）将中心向上偏移e=0.02~0.04D1，使上部薄些，可在保证刚、强度下，以减轻重量（图f）。(4)小头与杆身的过渡形状与尺寸：此处有应力峰值，对连杆的刚、强度影响很大。过渡圆角的曲率半径愈小，应力峰值愈大。通常采用双园弧过渡，以改善其应力分布。此处也是小头强度校核计算的重点。
（4）小头润滑：小头轴承比压大，滑动速度低，难以形成理想液体润滑。（A）四冲程机的小头通过飞溅供给润滑油，由于其受上下交变载荷，可引起活塞销上下移动起泵吸作用而使油膜恢复，在小头顶部应有油孔（槽），如上图。
（B）二冲程机单向受压，难以形成油膜，一些大型（强化）机采用由大头通过杆身上的油道，压力润滑供给润滑油。（一些大型（强化）四冲程机也有用压力润滑的）。3．计算：由于小头受交变载荷，其计算是计算应力，校核其疲劳安全系数。
（1）计算由惯性力拉伸引起的小头内外表面应力：（A）力——最大往复惯性力Pjmax；
（B）计算公式：曲杆理论——大曲率杆公式及经验公式（见书P236~237）；
（C）作应力分布图（见书P237）；
（D）应力分析：①应力分布与固定角Φc（固定角定义见书P236）有关。②内表面最大应力在Φ=90 处。③外表面最大应力在Φ=Φc处，且大于内表面最大应力。④当Φc↑——应力不均匀性增加，应力峰值增加。⑤强化连杆小头的有效结构措施是减小Φc，最小到90。
（2）计算由压载荷引起的小头内外表面应力：（A）力——最大燃气压力和惯性力的矢量和；（B）作应力分布图（见书P238）。
（C）应力分析：①应力分布与固定角Φc（固定角定义见书P236）有关。②当Φc↑——应力不均匀性增加，应力峰值增加，且比拉伸时更为严重。③在Φ=Φc处有最大应力值，内表面为最大压应力；外表面为最大拉应力。④改善连杆小头的有效结构措施是在于小头的过渡圆角。
（3）计算安全系数：（A）小头受拉压交变载荷，须校核其疲劳强度。（B）小头的固定角Φc截面的外表面应力变化较大，一般只计算此处的安全系数。（C）计算公式见书P239。（D）安全系数一般为1.5~2.5。二．杆身
1．杆长L：其是指大小头孔心间的距离。
（1）大小：L由连杆比λ，在机总体设计中确定。（2）要求：其控制压缩比和压缩高度，其公差要求高。
2．工作条件及影响
（1）其主要受机械载荷：（A）拉伸、压缩的交变载荷。（B）摆动时的横向惯性力。（2）影响：（A）疲劳破坏。（B）弯曲变形。3．结构设计
（1）工字形截面（为减重）：（A）Y-Y长轴在连杆摆动平面，这是因为连杆在摆动平面上下两端的连接相当于绞支。（B）X-X短轴在垂直平面，这是因为其两端的连接相当于两端固定的压杆，其稳定性较绞支好。
（C）工字形截面两臂不宜过薄，否则易产生锻造裂纹。
（2）杆身断面高H和宽B：（A）一般H=0.2~0.3D；H=(1.4~1.8)B；初设时B= D*S /6。（B）为使从小头——杆身——大头过渡均匀，H从小头——杆身——大头逐步增大，一般Hmax=1.3Hmin。（3）杆身与大小头有足够的过渡圆角，以避免应力集中。4．强度计算
1．最大拉伸力为进气行程上止点附近的 惯性力Pjmax。
2．压力为最大气体压力和纵向弯曲所引起的合成应力。
3．应计算连杆摆动和垂直两平面的应力值。
4．优先计算危险截面——在靠近小头的II—II处，因截面收缩较大，且断面积小，可能成为危险截面。其拉应力σj=Pjmax/Fmin；
压应力σc=（Pgmax— Pjmax）/ Fmin；Fmin——最小截面面积。5．计算连杆摆动和垂直两平面的安全系数。6．计算公式见书P239。三．大头
1．大头受力复杂，现无较好的公式计算校核，通常采用样机经验尺寸。2．若为分剖式连杆则需计算校核连杆盖与连杆螺栓的强度。
第四节
轴承
1．连杆轴承形式
（1）小头：常用带保持架的滚针轴承。
（2）大头：用带保持架的滚针轴承或滚柱轴承。（3）曲轴主轴承：常用滚柱轴承。2．滚动轴承特点
（1）优：摩擦损失小、机械效率高、起动性能好、工作可靠、使用寿命长、润滑方便等。（2）缺：价格较高、噪声大、装配要求高、维修不便等。3．设计：其实际为选配合适轴承。
（1）选型；（2）确定轴承径向间隙和配合；（3）确定轴向紧固方式和润滑方式。（4）验算轴承寿命。
第七章
曲轴组设计
曲轴是作功的曲柄连杆机构中对外作功的一部件，它的尺寸及形状不仅直接影响整机的尺寸与重量而且直接影响机的作功及可靠性等重要性能。随着机的高速、强化发展，曲轴的工作条件愈趋严酷，其刚度、强度问题也更加突出。
曲轴组由曲轴、平衡重（块）、飞轮、各种传动齿轮等组成。曲轴由若干曲柄加功率输出端和自由端构成。每个曲柄由主轴颈、曲柄臂、曲柄销组成。曲轴的前端（以车行方向为前）安装飞轮磁电机，后端安装齿轮以输出动力，如CY80、铃木A100等（JH50相反）。四冲程机的曲轴前端装有正时齿轮（链轮）以驱动配气机构，如JH70。
第一节
工作条件与设计要求
一．作用
1．通过连杆将往复运动变成旋转运动。
2．承受连杆传来的力，并向外输出有效功率。3．驱动附件。
4．平衡块一般与曲柄臂制成一体，用来平衡惯性力和力矩，以改善机的平衡性能。5．飞轮是利用其旋转惯性提高曲轴旋转的均匀性，在其外圆周上加工有标记，作为调整发动机配气正时的标志。摩托车飞轮一般兼作磁电机的转子，在飞轮的轮圈上镶有永久磁铁，其也是飞轮惯性质量的重要组成部分。二．工作条件 1．受力复杂
曲轴是在不断变化的周期性气体压力、往复惯性力、旋转惯性力及其力矩共同作用下工作，承受交变的拉、压、扭、弯的力和力矩，处于疲劳应力状态。其中弯曲载荷为主，约80%的曲轴破坏是由弯曲疲劳引起。2．应力集中现象严重
曲轴承担多种功能并驱动多个部件（如水泵、风扇、机油泵、正时齿轮等），形状复杂，所开键（销）槽应力集中现象严重，易产生断裂破坏。尤为曲柄与轴颈的过渡圆角成45 角弯曲破坏以及润滑油孔处成45 角扭转破坏，并将这两处称为危险截面。3．磨损严重
主轴颈、曲柄销在很高的比压，以很高的速度在轴承中转动摩擦，且在变工况下不能充分保证有良好的油膜摩擦，曲轴表面磨损严重，影响机的可靠性和使用寿命。4．影响其它部件
曲轴是曲柄连杆机构的中心环节，它将直接影响其它部件。如曲轴刚度不足的弯曲将造成活塞、轴承的偏磨从而造成汽缸磨损，漏气串油。6．扭转振动
曲轴在很大的扭矩下高速转动，其转动的不均匀性以及整根曲轴各部分质量的不同，易形成扭振——产生噪声、机的振动、加速轴承磨损、甚至使曲轴断裂。7．提高刚、强度的难度
曲轴本身就是旋转质量的主要部分，其刚、强度不能单靠尺寸来提高，只能靠结构形状和材料来保证，否则会加大惯性力而形成恶性循环。三．设计要求
1．足够疲劳强度，减少应力集中现象。2．足够的弯曲和扭转刚度，避免工作范围的强烈扭振。3．良好的工作均匀性和平衡性。4．减摩、耐磨。
5．制造工艺性好、成本低。四．受力分析
多缸机曲轴是一多支承的连续梁，形状复杂且承受负荷沿轴线分布（非集中载荷），其规律不断变化，难以计算，其工作应力多用经验和试验得出，至今只作近似的分析和计算。
1．受力分析方法（1）连续梁法：
（A）优：符合实际情况；考虑支承的弹性安装的不同心度以及支座弯矩，较全面。（B）缺：复杂；另还有一些因素也无法考虑，如主轴颈的偏心、椭圆度等。应用较少。（2）简支梁法（也称分段法）：
（A）优：简单、突出曲拐受力的主要矛盾。应用普遍。
（B）缺：忽略影响因素，尤为相邻曲拐的影响，偏差较大（但它是偏大值，安全系数大）。
2．受力分析假设（边界条件）
（1）曲轴为一不连续梁，将每一曲拐分成一段，当简支梁考虑。
（2）每个曲拐都是自由地支承在相邻两主轴颈的中点处，且受力集中。（3）左边主轴颈用i 表示，右边（功率输出端）则用i+1表示。
（4）左右主轴颈均从中间断开，并忽略相邻曲拐、轴承同心度、轴承间隙、支承变形等方面的影响。
（5）将曲拐看作绝对刚体（不考虑其弯曲影响），也不考虑扭振等引起的附加影响。3．作用力
（1）沿曲轴方向的径向力：（设曲柄受压为正）（A）K——气体压力和往复惯性力矢量和所产生的径向力。
（B）K1——连杆旋转质量惯性力（离心力）。（C）K2——曲柄销连杆旋转惯性力（离心力）。（2）沿垂直曲轴半径方向的切向力T（气体压力和往复惯性力矢量和所产生的切向力），设指向旋转方向为正。（3）Pr——曲柄臂离心力（两个）。
（4）Pp——平衡块离心力（两个）。
（5）从自由端传来的扭矩Mi。
（6）从功率输出端传来的反扭矩Mi+1。（7）主轴承垂直支反力Rki和Rki+1。（8）主轴承水平支反力RTi和RTi+1。4．性质：
（1）上述各力都按集中力处理，作用点如图。
（2）K、T、Mi、Mi+
1、Rki、Rki+
1、RTi和RTi+1都具有周期性交变性质。
（3）K1、K2、Pr、Pp 均为离心力，不具有交变性质，但与曲轴各部分的质量有关。4．曲轴各部分受力
（1）I—I断面（主轴颈）
（A）受力：①交变扭矩Mi和②支反力Rki及RTi的联合作用。（B）性质：扭转和弯曲的交变应力。因其旋转中心在质心轴线上，本身质量不产生惯性力。
（C）分析：①为缩短机长度和加强轴刚度，可将主轴颈做短，弯曲作用小，只考虑扭转。②曲轴的破坏主要是弯曲疲劳破坏，由于主轴颈的弯矩较小，且主要是压应力，故主轴颈一般不作疲劳强度计算（强化机须作）。（2）II—II断面（曲柄销）
（A）受力：①在曲拐平面受Rki、Pr、Pp合成弯矩作用。②在垂直曲拐平面受RTi的弯矩作用；以及Mi和RTi联合所产生的扭矩作用。（B）性质：扭转和弯曲的交变应力。（3）III—III断面（曲柄臂）：最复杂也最危险。（A）受力：①由Rki、Pp产生的拉压应力。
②在曲拐平面由Rki产生的弯曲应力。③在垂直曲拐平面由Mi和RTi联合所产生的弯曲应力。
④由RTi所产生扭矩引起应力。
（B）性质：交变的拉、压、弯曲、扭转的复合应力。
（C）分析：①其受多种力和力矩作用，受力最复杂。
②其应力具有拉、压、弯扭的复合性质，且多为疲劳破坏的交变性质。
③危险截面上的最大名义应力发生在图中的1、2、3点，其中点1受三个方向的压应力作用，其值最大。
④但点1处表面光滑，无应力集中现象，不是疲劳破坏的根源，故不作该点的应力计算 ⑤点2、3，即在轴颈与臂的连接圆角处（图中A、B处）截面变化大，应力集中现象严重，有应力峰值，曲轴的疲劳破坏多在此处。
⑥从图c中见点2、3位于Mi和RTi产生弯矩的中性轴上，故在疲劳计算中忽略Mi和RTi产生的弯矩。5．附加应力
（1）来由：曲轴为弹性系统，由于扭转振动和弯曲振动而引起附加应力。
（2）影响：增加曲轴受力，尤其当振动频率与曲轴自振频率相吻合时将发生共振——大噪声、大应力——可能导致曲轴断裂。
第二节
曲轴结构形式与设计
一．结构形式 1．组合式曲轴（1）形式：将左轴颈连同左曲柄、曲柄销、右轴颈连同右曲柄分开制造，然后连同连杆大头一起压紧装配。（2）特点：（A）优：分段制造，件小易保证质量、无须大设备、制造与热处理方便、报废量小等。（B）缺：增加装配压紧应力、装配后的曲柄销与主轴颈的平行度、两曲柄臂的同心度等难以保证等。（C）单缸机多用组合式，且适应于整体式连杆。2．整体式曲轴
（1）形式：整根曲轴是整体锻（铸）造，然后整体加工成型。（2）特点：（A）优：结构简单、重量轻；工艺成熟、工作可靠。（B）缺：件大，加工不便。（C）多缸机多用整体式，且适应于分剖式连杆。3．滚动式主轴承：摩托车发动机多用。（1）优：（A）摩擦损失小。（B）机起动容易。（C）主轴润滑容易。（2）缺：（A）承压较滑动轴承小。（B）轴承间隙较大——噪声大。（C）易破损。二．材料
1．要求：耐磨、耐冲击韧性、耐疲劳、价廉。2．材料：合金球墨铸铁、锻造合金钢等。
3．热处理：轴承部分渗碳、淬火、渗氮等加硬处理。三．结构设计
（一）主轴颈
1．直径D1：统计值D1=(0.4~0.6)D（缸径）。
（1）D1↑——主轴颈刚度↑，但不增加其转动惯量；加厚曲柄使曲柄重叠度↑。（2）但D1↑——轴颈圆周表面线速度↑——轴承温度↑——摩损与磨损↑。2．长度L1：与滚动轴承宽度相匹配，统计值L1=(0.45~0.60)D1。
L1↓——刚度↑；但轴承负荷↑。
（二）曲柄销
1．直径D2：统计值D2=(0.34~0.42)D（缸径）
（1）D2↑——①曲柄销刚度↑；——②销的自振频率↑——扭振损害的可能↓。（2）但D2↑——① 曲柄销与连杆大头的质量↑——旋转惯性力↑——应力↑；
D2↑——②轴颈圆周表面线速度↑——轴承温度↑——摩损与磨损↑。（3）D2和L2一起考虑轴承的承压。
2．长度L2：与滚针轴承宽度相匹配，统计值L2=(0.45~0.60)D2。（1）L2↑——轴承的比压↓——轴承负荷↓——轴承使用寿命↑。（2）L2↑——销的刚度↓；——易产生棱缘负荷。
（3）在和D2一起考虑轴承的承压时，先确定D2（因D2影响大）。
（三）．曲柄臂：
其受力最多、最复杂且应力集中现象严重，是曲轴的薄弱环节。曲柄臂的抗弯的强、刚度都较差，其最薄弱处为圆角处。1．形式：（1）椭圆形：扭转和弯曲刚度较好；去掉受力小的部分，重量轻；应力分布较均匀；但加工复杂。
（2）圆盘形：结构简单；刚度尚可；但重量较大，多为摩托车发动机用。
曲柄臂的抗弯的强、刚度都较差，可用抗弯断面系数Wσ =bh2 /6 表示。2．曲柄臂厚h：（1）h↑——比b↑好；
（2）h↑——在上式计算中Wσ增加20%，但由于h↑——过渡圆角的应力流线光滑，应力分布均匀，Wσ可增加40%。（3）但h↑——机长和缸心距↑。
（4）选择原则：在满足缸心距和机长要求的前提下，尽可能增加h，以提高曲柄臂的抗弯能力。
3．曲柄臂宽b：（1）b↑——在上式计算中Wσ增加10%，实际上中，由于b↑后应力分布更不均匀，Wσ只增加5%。
（2）在h↑受到限制时，考虑增加b。
4．重叠度Δ：曲柄销和主轴颈重叠的程度Δ=（D1+D2）/2—R（曲柄半径）。
Δ↑——一部分力可传到主轴颈，使曲柄臂受力减少——提高曲柄臂的刚、强度。5．过渡圆角R：（1）应力集中点，须认真考虑。
（2）多采用园弧过渡，R↑——过渡光滑程度↑——应力集中现象↓。
（3）但R↑——轴颈的有效承压长度L1（L2）↓——轴承负荷↑——轴承磨损↑。
（4）有采用多园弧来改善应力分布和轴颈承压长度问题，但其加工工艺高，否则多园弧连接处不平滑，将出现新的应力集中现象。
6．去掉曲柄臂肩部多余的金属，以减重（不影响其强度）
（四）．平衡块（重）
1．结构：与曲柄臂制成一体。2．设计要求：
（1）满足机的平衡要求。（2）尺寸、重量小。（3）平衡重的位置、尺寸使主轴承的比压最小。3．设计：
（1）保证所需平衡的力与力矩。
（2）平衡重的质心离曲轴中心线远，即在保证平衡的质径积的前提下，增大直径，减小重量。
（3）离轴中心线的距离、轴向位置等要保证曲轴在旋转时不与曲轴箱中的零部件（如支承、机油泵）、活塞裙部等相碰。
（4）平衡重的厚度应保证连杆大头盖能从两平衡重中通过，以便于装配。
（5）采用隧道式曲轴箱时，平衡重的径向尺寸需小于滚动主轴承的外圈，以便使曲轴整体装入曲轴箱。
（五）．油孔与油道
曲轴与轴承是高速运动的运动副，润滑对轴与轴承的磨损、可靠性、寿命有直接的决定性影响。而油孔和油道与润滑品质直接相关，同时这些孔、道开在受力复杂的曲轴上，也将影响应力分布和曲轴的刚、强度。1．油道布置
（1）斜油道（如图a）：结构简单、但曲柄臂与轴颈过渡处被削弱；油道与轴颈表面交线呈椭圆形，应力集中严重。尤其当油道与轴夹角θ>30º时，将严重影响曲轴强度。（B）直油道（如图c）：进出油孔呈圆形——应力集中小；对过渡圆角处影响小。但加工复杂，斜油道
直油道 并需装多个堵头。
（C）斜直油道（如图b）：是斜油道的改进。在曲柄臂肩部开连贯主轴颈、曲柄臂、曲柄销的油道，再在轴颈上开直油孔连接。这样可减小斜进出油孔的应力集中，但需装堵头。2．油孔
（1）直径：常取（0.07~0.1）D1，一般不小于5mm。在保证机油量的情况下，尽可能地避免应力集中。
斜直油道（2）位置：从液体润滑理论考虑，进油孔在轴颈负荷大处，油膜厚度大处；出油孔在轴颈负荷小处。
（3）开油孔需考虑加工方便。
第三节
曲轴计算
一．曲轴计算类别和内容
曲轴计算主要是强度计算，它有： 1．静力强度计算：多用于低速发动机（1）计算曲轴所有危险工况和位置。（2）将计算应力与许用应力比较。2．疲劳强度计算：多用于摩托车发动机
（1）计算最危险处，如过渡圆角和油孔边缘的安全系数。（2）按最危险的工况进行。
（3）摩托车发动机曲轴的疲劳计算重点是弯曲疲劳计算。二．弯曲疲劳强度计算
1．方法：为计算弯曲应力有两种方法（1）简支梁法：（A）方法：通过主轴颈中点，将曲轴分成若干段，并把每段曲轴看成绝对刚性的简支梁。
（B）特点：简单；常用。但计算值一般大于实际值20%左右，安全系数偏大。（2）连续梁法：（A）方法：将曲轴系统用一多支承的直梁来代替。
（B）特点：较完善的表达实际情况；考虑了支承的不同心和支座弹性；便于发挥曲轴潜力。但计算复杂。2．名义应力
（1）定义：根据曲轴结构尺寸和载荷计算的应力。
（2）计算：分别计算危险截面——圆角处的（A）圆角弯曲应力和（B）圆角扭转应力，计算公式见书P257。
（3）所受力和力矩按危险工况的最大值。3．形状系数
（1）来由：曲轴有明显的应力局部增高的现象，也就是实际工作应力大于名义应力，而这种现象与曲轴的形状有关，通常用形状系数来表示。其实际为经验和实测系数。（2）定义：最大实测应力和名义应力之比。（3）目的：由此计算实际应力。
（4）考虑的结构参数：主要有4个：圆角半径、曲柄厚度、曲柄宽度、重叠度等。（5）求取形状系数方法：通过实验和经验分析，将这些影响因素用曲线和经验公式表示出来，在使用时根据这些曲线和公式查找和计算形状系数。（6）内容：
（A）圆角弯曲形状系数：在曲柄平面受纯弯矩时，其圆角表面最大主应力和圆角名义应力之比，其公式和影响系数见书P258。
（B）圆角扭转形状系数：圆角表面最大切应力和轴颈名义应力之比，其公式和影响系数见书P259。
4．圆角疲劳强度计算
（1）目的：在多数情况下，首先在曲柄销圆角出现疲劳裂纹，随后裂纹向曲柄臂发展而导致曲轴断裂。因此仅对承载（应力幅）最大的曲柄销圆角进行疲劳强度计算就能基本满足对曲轴设计的需要。（2）程序：（A）分别计算弯曲和扭转时的应力（应力幅和平均应力），公式见书P262。（B）分别计算纯弯曲和纯扭转时的安全系数（公式见书P261）。（C）计算圆角安全系数（公式见书P261）。5．安全系数
曲轴安全系数是一经验值，一般是根据经验或类比方法确定，通常曲柄销安全系数 n≥1.5。
第四节
曲轴强化方法
一．设计方法
1．提高重叠度：曲柄销和主轴颈的重叠度↑——曲轴刚度↑。
2．采用较大圆角R：R↑——圆角形状系数↓——弯曲疲劳强度↑。
3．增加曲柄臂的厚度和宽度：厚度和宽度↑——曲柄臂抗弯模数↑。
4．轴颈上设计卸载槽：见书P267。二．工艺措施
1．圆角高频淬火：轴颈表面感应淬火——提高表面耐磨性；淬火残余应力——提高曲轴疲劳强度。
2．圆角滚压：滚压应力产生圆角塑性变性——发生冷作硬化——提高曲轴疲劳强度。3．氮化：提高轴颈表面硬度；氮的渗入——产生残余应力——提高曲轴疲劳强度。常用。
