曲軸設(shè)計

1結(jié)構(gòu)型式與材料

幾乎所有汽車發(fā)動機都采用全支承曲軸，其剛度比非全支承的曲軸大得多，而且由于支承跨距短，曲軸內(nèi)彎短小些，軸頸尺寸就相應(yīng)可小些，又可降低軸承摩擦損失。隨著軸瓦材料承載能力的提高，允許連桿軸頸和主軸頸長度縮短，因此采用全支承一般不會引起發(fā)動機長度增加的問題。
　　汽車發(fā)動機的曲軸又幾乎全是整體式的，只有個別轉(zhuǎn)速較低的柴油機(如趨于淘汰的6135Q和12V135Q)采用組合式曲軸，如圖12—3。其曲柄兼作裝滾柱軸承的主軸頸，結(jié)構(gòu)緊湊剛度好，而且用同一曲拐可裝配成不同缸數(shù)發(fā)動機的曲軸，便于產(chǎn)品系列化，也允許單獨更換其中一個損壞的曲拐而不必整根曲軸報廢。但是其加工面多，制造精度要求高，滾動軸承貴，還限制發(fā)動機轉(zhuǎn)速提高。所以高速汽車發(fā)動機不用這種結(jié)構(gòu)。
　　多數(shù)汽車發(fā)動機采用鍛鋼曲軸。汽油機和非增壓柴油機一般用45號鋼，增壓柴油機則有用合金鋼的。45號鋼曲軸至少要進行調(diào)質(zhì)處理以提高材料的機械性能，各軸頸表面還要進行感應(yīng)淬火處理以提高耐磨性。淬火工藝應(yīng)仔細控制，在圖紙上應(yīng)標明淬火區(qū)域、淬火深度和硬度，淬硬區(qū)邊緣距圓角的距離不應(yīng)小于2mm，以避免校直時在圓角區(qū)出現(xiàn)裂紋�？紤]到以后修理時的磨削余量，圖紙上應(yīng)規(guī)定淬硬層深度約為2mm，硬度為HRC50—60。近來還有對曲軸進行氮化處理以提高疲勞極限的。所行軸頸表面和圓角、油孔邊緣都必需拋光，還可對圓角進行滾擠壓或噴丸等工藝處理，這些都有助于提高曲軸的疲勞極限。當曲軸采用合金鋼材料時，由于合金鋼對缺口的敏感性強，連曲柄臂表面也要進行精磨。
　　也有不少汽車發(fā)動機的曲軸采用球墨鑄鐵或高強度可鍛鑄鐵初料。對于曲軸來說，以鑄代鍛不僅具有第八章戶講過的那些一般好處(不需要專門設(shè)備，便宜，后加工量小)，而且還有一個特殊好處，即容易把曲軸做成在應(yīng)力分布方面較為理想的形狀，如鼓形中空軸頸加卸載槽(見圖12—4)。試驗表明，主軸頸中空可使曲柄銷過渡圓角處的應(yīng)力峰值減小，再加卸載槽，應(yīng)力分布更均勻(見圖12—5)。曲柄銷中空則可以減輕主軸頸過渡圓角處的應(yīng)力集中，并減小曲柄銷離心力和主軸頸(軸承)的離心力載荷。此外，鑄鐵曲軸的耐磨性也較好，經(jīng)正火處理的球鐵曲軸配巴氏合金軸瓦已不需要將軸頸淬硬，配鋁基軸承時軸頸表面還要淬火或氮化。鑄鐵的內(nèi)摩擦阻尼比鋼大，在同樣大的激振力矩下扭振振幅較小。

2主要尺寸比例

一個曲拐的主要尺寸示于圖12—6。在設(shè)計手冊或參考書中可以查到一些曲軸尺寸比例的統(tǒng)計數(shù)字或推薦數(shù)字，例如表12—1和圖12—7。但設(shè)計時還應(yīng)參考同類型發(fā)動機中的近期先進產(chǎn)品，作一些具體的比較分析。尤其是活塞單位面積上的最大氣體壓力pZ和最大往復(fù)慣性力mjrω2(1十λ)/Ah相近的發(fā)動機的曲軸尺寸比例和材料、應(yīng)力水平等更值得參考(此處Ah指活塞面積)。
　　了解以下的一些一般概念也是有益的。
　�、賹Ψ窃鰤褐绷惺桨l(fā)動機來說，先根據(jù)缸筒部分的設(shè)計(干缸套還是濕缸套，水冷還是風(fēng)冷)確定缸心距L，然后將L合理地分配給曲軸各分段(即L1，L2，h…)，一般不會在曲軸強度和軸承承載能力方向發(fā)生困難，而且還不需要采用斜切u連桿(即d2＜0.65D)。增壓柴油機和V型并列連桿發(fā)動機則往往要由曲軸長度決定其缸心距。
　�、诙喔讬C曲軸各曲柄銷等長，各主軸頸則不一定都等長。有些四缸機和六缸機的中央主軸頸因離心力載荷較大就做得比其它主軸頸長些，這時缸間距不等，不便于在同一生產(chǎn)線上加工同一系列的不同缸數(shù)的缸體。因此只要軸承的承裁能力允許，仍宜采用等缸間距，即中間幾個主軸頸長度要相等。第一個主軸頸和最后一個主軸頸的長度不受缸間距限制，可只根據(jù)曲軸首段和尾段的結(jié)構(gòu)需要決定其長度。安裝止推軸承的主軸頸就要長一些。們主軸頸長度相等便于采用內(nèi)銑等先進的加工工藝。
　　③主軸頸直徑d1一般都比曲柄銷直徑d2稍大一些，大約是(1.05—1.25)d2。從主軸頸應(yīng)力和主軸承負荷上看無此必要。但是d1大些可以縮短主軸頸而加厚曲柄，并略微加大軸頸重疊度，這二者可減小過渡圓角處應(yīng)力，對曲軸的疲勞強度和曲軸剛度都有利。
　�、軓幕瑒虞S承形成承壓油膜的條件來說，其長徑比L′/d以0.4為最佳。此處L′是軸瓦寬度，它比軸頸的有效承壓長度(L—2P)略小一些(軸瓦兩端有倒角)。絕不允許L′/d＜0.3，同時軸承的最大條件比壓(即最大軸承負荷除以d·L′)應(yīng)符合所用軸瓦材料的許用值。
　�、葺S頸重疊度?＝1/2(d1十d2)－R(R為曲柄半
　　徑)。如果主軸頸和曲柄銷不重疊，?為負值。當?值在﹣0.12D左右時，曲柄銷過渡圓角和主軸頸過渡圓角幾乎在曲柄臂兩邊相互正對著(見圖12—8)。這時應(yīng)力集中最嚴重。隨著軸頸重疊度的加大，應(yīng)力向曲拐平面兩側(cè)轉(zhuǎn)移而峰值減小，對曲軸疲勞強度有利，剛度也提高。不過?的大小主要決定于發(fā)動機的行程缸徑比(S/D)，因為從減輕旋轉(zhuǎn)慣性力、減小轉(zhuǎn)動慣量(影響曲軸固有頻率)，減小摩擦損失等多方面考慮，都要求d2盡可能小些，一般取軸承比壓所許可的下限，相應(yīng)地d1也只是在(1.05—1.25)建d2的范圍內(nèi)變化，對重疊度?的影響有限。
　�、藜哟笄鄣暮穸萮和寬度b，既可使曲柄臂的名義應(yīng)力水平降低曲柄臂名義斷面的抗彎截面模數(shù)W3＝bh2/6，又可使應(yīng)力分布較均勻，這兩者的綜合影響使過渡圓角處的應(yīng)力峰值下降，其中又以加大h的效果更為明顯。此外，加大h還使曲軸剛度提高。因此適當加大h而縮短主軸頸是合適的，宜盡量把曲柄臂名義斷面的抗彎截面模數(shù)做得和曲柄銷一樣大。V型機因曲柄銷并列兩個連桿，h相對較小，就得用較大的軸頸重疊度和較大的圓角半徑ρ來彌補。多數(shù)發(fā)動機曲軸的各曲柄臂同一厚度，但氣缸夾角為90°的V型8缸機和6缸機為布置平衡重，其第一個和最后一個曲柄臂比中間各曲柄臂厚。
　　⑦曲柄臂以凸肩接主軸頸和曲柄銷。凸肩的厚度δ根據(jù)曲軸加工工藝決定。全加工曲軸的δ只有0.5—1mm，絕大多數(shù)汽車發(fā)動機是這樣的。少數(shù)小型發(fā)動機為降***造成本不加工曲柄臂，其凸肩厚度就要取4mm左右。
　　曲柄銷和主軸頸至曲柄臂凸肩的過渡圓角對應(yīng)力集中程度影響最大，加大圓角半徑p可使圓角應(yīng)力峰值降低，故P宜取大，至少不能小于0.05d2或2.5mm。

3若干結(jié)構(gòu)設(shè)計細節(jié)

(1)曲柄臂和平衡重
　　實驗表明，橢圓形曲柄臂的應(yīng)力分布情況最有利。曲柄臂外側(cè)上端通常做出大倒角以減重，但是當軸頸空心時倒角要控制，避免因軸頸內(nèi)孔與曲柄臂倒角相交而出現(xiàn)銳邊，引起應(yīng)力集中。
　　不少曲軸的曲柄臂上帶有平衡重。平衡重可以和曲柄臂鍛為一體或鑄為一體，也可以制成單個的平衡重用柔性螺釘固緊在曲柄上(見圖12—9，(b))。前一種結(jié)構(gòu)簡單可靠、成本較低，但平衡重在厚度上受限制，有可能需要在直徑方向加大尺寸而使連桿加長，發(fā)動機高度增加。后一種結(jié)構(gòu)則能充分利用曲柄臂與連桿之間的空間將平衡重加厚，因而不限制采用短連桿，只是必需確保連接的可靠性，其固緊螺釘在設(shè)計時應(yīng)按30％的超速來考慮。
　　曲軸和平衡重一起進行動平衡，二者間的定位關(guān)系不允許變動，可用與固定螺釘同軸的定位套筒，或用止口定位。也可用圖12—9(a)中所示的燕尾槽加夾緊螺栓的方法連接。這種夾緊螺栓不受平衡重離心力作用，更加可靠。當轉(zhuǎn)速變化時平衡重的切向慣性力由定位套筒、止口或燕尾槽承受。
　　為了能以盡量小的平衡重質(zhì)量獲得所需的離心力，應(yīng)使平衡重質(zhì)心盡可能離曲軸軸線遠一些，因此要盡量把平衡重做成扇形圓環(huán)狀。
　　(2)軸頸過渡圓角
　　P越大對曲軸強度越有利。但P大則軸頸的有效承壓長度減小。換句話說，如果軸承的承載能力限定了軸頸有效長度不能減小，則P的加大就會增加曲軸長度。為解決這一問題，出現(xiàn)了內(nèi)凹圓角，如圖12—l0(a)所示。圖12—10(b)為普通圓角。這兩種過渡圓角相比，普通圓角容易加工，約便宜5％�？墒窃谙嗤妮S承載荷下，用雙圓弧內(nèi)凹圓角曲軸的柴油機長度要比用普通圓角曲軸短3％—4％。在相同的氣缸中心距的情況下，采用雙圓弧內(nèi)凹圓角的曲鈉比采用普通圓角的允許發(fā)動機強化程度更高。
　　(3)軸頸內(nèi)孔
　　不少發(fā)動機把曲軸軸頸做成空心的，可以減輕曲軸重量，其中曲柄銷空心還可以減輕主軸承的慣性載荷，減小曲軸轉(zhuǎn)動慣量。
　　主軸頸空心度d1′/d1對于過渡圓角處應(yīng)力的影響見圖12—11。隨著d1′/d1的增大，主軸頸過渡圓角處的彎曲應(yīng)力峰值σ1max增大，而曲柄銷過渡圓角處的彎曲應(yīng)力峰值σ2max則下降且出現(xiàn)應(yīng)力峰值向曲拐平面兩側(cè)轉(zhuǎn)移，但d1′/d1大過一定值以后，σ2max還會上升。曲柄銷空心度d2′/d2的影響與d1′/d1相反，其增大使σ2max上升，而σ1max下降。
　　曲柄銷中的內(nèi)孔往往做成偏心的，見圖12—12，這不僅可以增加減重效果，而且適當?shù)钠?e＝(0.03—0.08)d2)還可使主軸頸過渡圓角處的應(yīng)力集中峰值降低。安排偏心內(nèi)孔時要注意：
　�、賰�(nèi)孔至曲柄銷表面的最小距離s不要小12mm。
　�、谄目字林鬏S頸的距離l1有一最佳值l′1，可根據(jù)?/d2按圖12—13確定。主軸頸中的內(nèi)孔不偏心，但也有一個至曲柄銷的最佳邊距l(xiāng)′2，也可據(jù)?/dl按此圖確定。
　　鑄鐵曲軸不難做出軸頸內(nèi)孔，包括最理想的鼓形中空孔。模鍛軸要加工成空心軸頸比較困難，尤其是中間曲拐。鑒于裝在曲軸尾端的飛輪可能產(chǎn)生振擺而使最后一個曲柄銷圓角產(chǎn)生附加彎曲應(yīng)力，至少宜將最后一個主軸頸加工成中空的。
　　(4)曲軸中的潤滑油道
　　采用滑動軸承的發(fā)動機，通常是由橫貫機體的縱向主油道和各分支油道供油到各主軸承上半部，再經(jīng)過曲軸中由主軸頸到曲柄銷的油道供油給連桿軸承。在確定主軸頸上油道入口和曲柄銷上油道出口位置時，既要考慮到有利于供油，又要使油孔對軸頸強度的影響最小。就供油來說，曲柄銷上的油孔只要安排在曲拐平面的旋轉(zhuǎn)前方在θ＝40°—90°低負荷區(qū)范圍內(nèi)(見圖12—14)都可算是合理的。就強度來說，油孔開在θ＝90°處(見圖12—14，(a))最好。因為在垂直于曲拐的中心面內(nèi)曲柄銷的彎矩較小，油孔處名義應(yīng)力較低，也就不會有很大的應(yīng)力集中峰值。主軸頸上有時開一通孔(圖12—14，(a)，(c))，相應(yīng)地主軸承上瓦中央開有—個油槽，任何曲軸轉(zhuǎn)角位置都可向連桿軸承順暢地供油。
　　油道不能離軸頸過渡圓角太近。油孔直徑一般不大于0.1d2，但最小不得小于5mm。孔口不應(yīng)有尖角銳邊，而應(yīng)有不小于0.04d2的圓角以減緩應(yīng)力集中。當油道與軸頸傾斜相交時尤應(yīng)注意尖角處理�？卓趫A角應(yīng)拋光。
　　(5)曲軸的首段和尼段
　　曲軸第一主軸頸之前的部分是其首段，最后一道主軸頸之后是其尾段。首段的扭振振幅大，六缸以上發(fā)動機曲軸首段一般都裝有扭振減振器。此外，發(fā)動機的各種輔助裝置，如機油泵(柴油機)、冷卻水泵和風(fēng)扇、發(fā)電機等，一般也都出安裝在曲軸首段的齒輪或皮帶輪驅(qū)動。多數(shù)發(fā)動機的曲軸首段還裝有驅(qū)動配氣凸輪軸和柴油機噴油泵的正時齒輪〔或鏈輪)。
　　由于曲軸首段只受不大的附件傳動阻力矩和傳動機構(gòu)中的力的作用，尾段則要輸出發(fā)動機總轉(zhuǎn)矩，而且扭振附加應(yīng)力又是尾段最大，所以尾段比首段粗，尾段長度也要盡量縮短。把正時齒輪安排在曲軸首段的主要好處就是可采用較小直徑的正時齒輪，使整個傳動機構(gòu)設(shè)計緊湊，拆裝也方便，同時曲軸尾段短，機體結(jié)構(gòu)簡單。但是，首段扭振振幅大，容易造成齒輪損壞。因此也有一些大缸徑發(fā)動機把正時齒輪裝在尾段。
　　裝飛輪的曲軸尾段凸緣的幾種結(jié)構(gòu)方案見圖12—15。當正時齒輪在首段時，尾段凸緣可緊靠最后一道主軸頸(圖12—15，(a))，否則尾段凸緣與主軸頸間要插入一個正時齒輪。如果齒輪熱壓配合在軸上，則由于齒輪直徑不能過大，裝飛輪的凸緣直徑就得減小(圖12—15，(b))，如果這樣做不符合傳遞扭矩的要求，還可以把裝飛輪的凸緣熱壓配在曲軸上(圖12—15，(c))。
　　飛輪和曲軸一起動平衡。為保證拆卸后恢復(fù)原裝配位置，必須用不均布的螺栓連接或用定位銷定位。無論是計算裝飛輪凸緣的熱壓連接還是飛輪螺栓都按純摩擦連接考慮，摩擦系數(shù)取為0.17，這樣做偏于安全。
　　首段和尾段上與橡膠骨架油封配合的表面必須淬硬磨光。表面線速度不要超過22m/s。
　　(6)曲軸的定位
　　為了防止曲軸產(chǎn)生軸向位移，在曲軸與機體之間需設(shè)置一個止推軸承，以承受斜齒輪的軸向分力和踩離合器所產(chǎn)生的軸向推力。多數(shù)發(fā)動機將止推軸承設(shè)置在中央主軸承的兩側(cè)或后主軸承的兩側(cè)，也有的發(fā)動機用第一主軸承的兩側(cè)軸向定位。止推軸承間隙多為0.05—0.2mm。