发动机设计基础知识.docx

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发动机设计基础知识

发动机的设计和研制可以分为三类：

1、在原有（现有）产品基础上进行改进设计：

如改进结构提高工艺性、延长寿命；降低排放；改进燃烧系统提高经济性；改非增压为增压等

2、在现有发动机基础上，设计同一型式的系列化发动机（系列化设计）：

如在四缸机的基础上设计六缸机；在直列机的基础上设计V型机；在车用发动机的基础上设计工程机械用、发电用发动机等。

3、设计新型的发动机（开发新机型）

发动机设计的一般过程

以新发动机的设计为例，其一般过程包括四个阶段：

1.计划与方案设计阶段；2.样机试制与调试阶段；3.技术设计阶段；4.鉴定与小批试生产阶段

1、计划与方案设计阶段：

在调查、研究的基础上，确定

（1）  发展该新产品的原因，主要用途，适用范围

（2）  所设计机型的主要技术规范，包括：

①  内燃机型式：

汽油机还是柴油机；燃烧室型式；缸径，行程（活塞排量）；缸数，气缸排列；冲程数；冷却方式；吸气方式（NA/TC）

②动力性指标：

标定功率，标定转速；最大扭矩及最大扭矩转速等

③经济性指标：

燃油耗率，机油耗率

④强化指标：

平均有效压力，活塞平均速度

⑤运转性能：

最高转速，最低怠转速，调速率和转速波动率

⑥重量和外形尺寸指标：

净重，外形尺寸（长×宽×高）

⑦排放、噪声要求

⑧可靠性、寿命

（3）内燃机的主要结构，包括主要零部件结构

（4）内燃机系列化和变型产品情况，进一步强化的可能性

（5）其它技术要求，如冷起动等

2、技术设计阶段

①总体方案设计：

确定主要结构参数、主要零部件结构，总体布置、设计（纵、横剖面图），热计算与动力学计算

②单缸试验机和主要零部件的设计、实验研究：

结构设计、强度校核与试验，配气机构、油泵试验（与凸轮有关），气道实验，固定件刚性、强度的优化设计（重量）

③样机设计

3、样机试验与调试阶段

①样机试制与性能试验（性能试验前要磨合、调整）

②可靠性和耐久试验（装配前要先检验零部件，磨合以后要换机油、清洗）

③配套试验、扩大用户试验

4、鉴定与小批试生产阶段

①样机鉴定：

需提供一系列文件（设计任务书，技术文件，性能试验与耐久性试验报告，扩大用户试验、鉴定试验大纲等）；提供样机供抽查、进行性能试验

②小批试制与批量生产到此，为一轮试制完毕

可靠性与寿命

①可靠性：

可靠性以在保证期内的不停车故障数、停车故障数、更换主要零件数和非主要零件数来考核。

广义的可靠性还包括产品的可维修性。

可靠性高，那么维修费用低，提高汽车的使用率（通常汽车的故障中，发动机的故障占主要部分），降低使用成本。

一般要求在使用期内（民用柴油机一般1500小时，汽油机500小时）不发生主要零件（如气缸体、气缸盖、曲轴、连杆、轴瓦、活塞、活塞销、活塞环、凸轮轴、气门、气门弹簧等件的断或裂，以及影响喷油泵和增压器功能的主要故障。

②  寿命：

通常以发动机从开始使用到第一次大修期之前的累计运行里程或小时数来表示，通常决定于气缸和曲轴的磨损速率。

二者有一个磨损极限值：

发动机选型

1、汽油机还是柴油机

汽油机优点：

（1）升功率高（主要是因为转速高）、比质量小、功率密度高；

（2）低温起动性能好；

（3）工作柔和，振动、噪音小；

（4） 制造成本低

柴油机优点：

（1）燃油经济性好，不仅最低油耗低，而且万有特性上的低油耗区宽，因此柴油机的使用油耗只有汽油机的2/3左右；

（2）柴油机可靠性、耐久性高于汽油机，发生故障少，大部分零件的使用寿命高于汽油机；

（3）柴油机可以采用较大的缸径、较高的增压比来提高单缸功率，而汽油机受爆震限制，缸径不能太大、增压比不可太高

2、四冲程还是二冲程

二冲程机燃油、润滑油消耗大，HC排放量大，怠速、低负荷工况运转不稳定；活塞、缸套热负荷大；用扫气泵时噪声大；

采用回流扫气难于获得良好的扫气效率。

但缸径、行程、转速相同时，与四冲程相比功率大50—70%，功率密度大、比质量小；缸盖简单，NOX排放少。

3、风冷还是水冷

风冷缺点：

（1）噪声大因机体无水套减振，且风扇和导风罩的振动大；

（2）机械效率低风冷机的风扇消耗的功率比水冷机的水泵、风扇消耗的功率大，水冷机为发动机功率的4—5%，风冷为6—8%；

（3）热负荷高使pe受限制，一般要比相同条件下的水冷机低5%左右，同时也限制了风冷机的缸径（不大于150mm）和增压比；

（4）成本高采用大量铝合金、单体气缸、风扇—风道系统；

（5）机油消耗率高，对机油质量要求高，且消耗率高；

风冷优点：

（1）不需要水和防冻液，不存在漏水、积水垢、沸腾、结冰等问题，冷却系统工作可靠，适于缺水地区；

（2）因机体温度高，对环境温度变化不敏感，能在-50ºC—+60ºC范围内正常工作；

（3）起动后暖机时间短，有利于减轻气缸磨损和HC排放；

（4）缸壁温度高，对燃料质量不敏感；

（5）缸盖、气缸体为单体结构，有利于同系列不同缸数发动机的生产组织；

（6）受枪炮弹片的伤害小

气缸排列方式

有单列（其气缸中心线所在平面或与地面垂直，或与地面成一定角度）、V型、W型、星型等，以单列式、V型为多。

燃烧室型式、气门数目

（1）汽油机：

侧置气门式燃烧室结构不紧凑，面容比大、散热损失多，燃烧速率低，许用压缩比小，目前在ε>7的汽油机上已很少采用。

现多用顶置气门式燃烧室。

顶置气门式燃烧室有四种：

契形、蓬形（半球形）、盆形、碗形四种：

（a）契形（b）蓬形（c）盆形（d）碗形

①可能达到的平均有效压力pe:

（b）>（a）>（d）>（c）

②排放：

CO、HC：

（b）最少，（a）、（d）次之，（c）较多

③可达到的转速：

（b）最高，可达5000—6000转/分以上，（a）、（d）次之，（c）较低，主要是（b）中的球形在同一D、Vh和ε下可布置较大的进气门

④制造成本：

（b）最高，（d）最低

⑤爆震倾向：

契形室、碗形室挤气涡流强，爆震倾向相对最小，盆形室次之，蓬形室最大，一般要用高辛烷值汽油；用相同牌号的汽油时，契形室、碗形室许用压缩比最大。

（2）柴油机：

燃烧室有分隔室式、直喷式。

分隔室式主要为涡流室，预燃室少。

分隔室式优点是有害排放物NOX，微粒，CO和HC排放量都比直喷式少，振动、噪声小，自然吸气（NA）时pe较直喷式机大；缺点是燃油消耗率高（预燃室又比涡流室高），散热损失大导致起动困难，增压机受热负荷限制pe较直喷式机小。

一般大缸径用直喷，小缸径用涡流室。

提高pe必须：

提高ηV：

a.合理设计进气系统，尤其是进气道，以减小进气阻力，提高流量系数

b.合理的配气机构和配气定时：

加大进气门直径，采用顶置式凸轮轴，增加气门数、完善凸轮外形、最佳气门重叠角

c.汽油机采用多腔化油器、多个化油器、汽油喷射，以减小进气阻力，并兼顾各工况性能

d.降低排气系统阻力，采用可变进排气系统（利用其中的动态效应等

提高ηi：

a.对于汽油机适当提高压缩比

b.改善燃烧过程

提高ηm：

减少活塞环数目；选择适当的润滑油；保持发动机的最佳热状态；提高加工精度和表面质量；合理设计活塞形状；减少附件功率损失

提高γs：

具体措施即增压，是提高pe主要措施，对柴油机一般可提高30—40%，增压中冷可提高50—70%，而成本只增加8—10%，发动机质量增大3—5%；对于汽油机，化油器式仅用于高原恢复功率（海拔每增加1000m，功率下降10%）。

现代四冲程增压柴油机pe最高可达3.2Mpa，车用机上达到1.4—1.8Mpa

降低α：

对汽油机α=0.85—1.10，改变α余地不大，要受火焰传播速度限制对柴油机α=1.2—2.2左右（低速1.8—2.0，高速1.2—1.5，增压1.7—2.2），采用合适的燃烧方式组织燃烧可提高pe

总趋势：

平均有效压力是一个提高的过程，但要考虑热负荷和机械负荷。

活塞平均速度Cm上升，那么：

1.机械负荷上升

2.热负荷上升

3.进排气阻力增加，充气系数ηv下降（应加大气门或增加气门数目）

4.摩擦加剧，磨损加快，机械效率下降，燃油耗率上升，寿命下降

但Cm过小，对提高发动机功率不利，对提高升功率不利。

对于柴油机，Cm选择要顾及混合气形成与燃烧的限制；对于汽油机，Cm的选择与进气系统有关：

因为不同汽油机在各自额定转速下有差不多的进气口处速度vg，而vg=Cm.Fh/（μmiFv）

S/D对曲轴强度、刚性的影响

Vh一定时，S/D↓，那么R↓，重叠度Δ=0.5（d1+d2）-R加大，曲轴的弯曲、扭转刚性加大，疲劳强度↑，扭振固有频率↑。

综上所述，Pe、pe、Cm不变时：

S/D较小，那么可降低发动机高度，提高升功率，减小V型机宽度，提高曲轴的强度和刚性；但热效率下降，有害排放物增加，惯性力增大，单列机长度增加。

中心曲柄连杆机构

图中：

A—活塞销中心B—曲柄销中心

L—连杆长度R—曲柄半径

S—活塞行程，S=2R

λ—曲柄半径连杆长度比（连杆

比），λ=R/L

α—曲柄转角：

曲柄顺时针方向

旋转时，从气缸中心线的上

方起顺时针方向为正

β—连杆摆角：

自气缸中心线向右为正

x—活塞位移，从上止点位置向下为正

1、活塞位移：

（精确式）

（近似式）

近似式与精确式相比误差很小，如当λ=1/3.5时，曲柄转角为90度时误差为最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足够。

2、活塞速度：

（精确式）

（近似式）

与精确式相比，计算α=k×90º时的速度，近似式没有误差；其余角度时的误差很小，如当λ=0.32时，最大误差不大于0.0057Rω，相对误差小于0.83%。

由近似式可得出活塞最大速度

及最大速度时曲轴转角

由活塞速度精确式，近似取cosβ=1，在近似估计时，可认为最大速度出现在α+β=90º时，即连杆中心线与曲柄成直角位置，此时

由近似式可得出活塞平均速度

活塞的最大速度和平均速度之比是反映活塞运动交变程度的一个指标：

（此值约为1.6）

3、活塞加速度

（精确式）

（近似式）

用近似式计算加速度在α=0º、180º时没有误差，在α=90º、270º时误差最大。

以λ=0.32时为例，相对误差约为5.3%

由近似式可得出活塞加速度的最大值和最小值：

1当λ<1/4时，α=0º时活塞正向最大加速度

（极大值）

α=180º时活塞负向最大加速度

（极小值）

2

λ>1/4时，α=0º时活塞正向最大加速度

（极大值）

时活塞负向最大加速度

（极小值，在180º—360º范围内还有一个）

（极大值）

α=180º时活塞的加速度已不是最大负向加速度

可以看出，对于中低速柴油机其连杆较长，λ小于1/4，活塞加速度在360º范围内只有两个极值；对于高速内燃机，λ一般大于1/4，活塞加速度在360º范围内有四个极值

连杆的运动

连杆在摆动平面内的运动是随活塞的往复运动和绕活塞销的摆动的复合运动。

采用偏心曲柄连杆机构的原因

负偏心机构广泛应用于车用汽油机中，目的是减轻活塞对气缸壁的敲击，降低运转噪声。

正偏心机构多用于柴油机，目的是改善散热，减轻主推力边的热负荷，使顶环隙整个圆周上不积碳。

作用在曲柄连杆机构上的作用力

气体作用力；惯性力；重力；负荷的反作用扭矩及机构的支撑反力；机构相对运动的摩擦力

 曲柄连杆机构的换算质量

曲柄连杆机构加速度有往复运动加速度和离心运动加速度两种，计算两种加速度引起的惯性力需将整个曲柄连杆机构的质量分别换算成往复运动质量和离心运动质量。

1、活塞组质量mp：

含活塞、活塞环、活塞销质量

2、曲柄换算质量mk：

式中mz—曲柄销部分质量；

mω—单个曲柄臂不平衡质量；

ρ—曲柄臂不平衡质量质心到曲轴回转心距离

3、连杆组换算质量

常采用的方法为二质量替代系统：

用集中在小头处的换算质量mCA和集中在大头处的质量mCB来代替连杆的实际质量。

换算的原那么是：

①    换算系统两质量之和等于原连杆的质量mC,即mCA+mCB=mC

②    换算系统的质心与原连杆质心重合，即mCAlA=mCBlB

lA：

连杆质心至连杆小头中心距离

lB：

连杆质心至连杆大头中心距离

由上述两个条件得

对于有的高速发动机还须满足一个条件：

3

两个换算质量对连杆质心的转动惯量之和等于原来连杆的转动惯量，即

式中IC为原连杆的转动惯量。

但采用二质量替代系统时，在连杆摆动角加速度下的惯性力矩要偏大ΔMC=[（mCAlA2+mCBlB2）-IC]ε

为此，可用三质量替代系统：

通常Δm较小。

为确定mCA、mCB需要知道连杆组的质心位置，为此可用天平称量法、力学索多边形法确定质心，现在的三维CAD软件也有此功能。

最后可得出整个曲柄连杆机构的换算质量：

往复运动质量

旋转运动质量

曲柄连杆机构惯性力

1、 离心惯性力

也可写成复数形式：

2、 往复惯性力

式中a按近似式；PjI：

一次往复惯性力；PjII：

二次往复惯性力

令，可将一次、二次往复惯性力分别写成复数形式：

单缸机的输出扭矩MK

MK可理解为两部分：

一由Pg产生，一由Pj产生，其中Pj产生的扭矩在曲轴旋转一周内所做的功为零。

它只影响总输出扭矩的波动规律。

气缸编号

气缸号由自由端依次向功率输出端（也即飞轮端）

列的编号：

由自由端朝功率输出端看，以垂直于输出轴中心线的水平轴为基准，从水平线的左端顺时针方向依次计数

单列式发动机的曲柄排列与发火顺序

曲柄排列与发火顺序直接相关。

决定发动机的曲柄排列与发火顺序时，应考虑下面几个方面：

1、各缸发火间隔尽可能均匀（间隔角尽可能相同）

一台发动机的所有气缸都应在一个工作循环内发火完毕，并希望各缸间的发火间隔尽可能相等。

单列式发动机的发火间隔角ξ：

二冲程机四冲程机

对于二冲程及奇数缸四冲程机

对于偶数缸的四冲程机（即在曲柄端面图上看到的曲柄数为缸数的一半）

可以看出：

对于二冲程及偶数四冲程机，ξ=θ；对于奇数缸四冲程机，ξ=2θ

为此希望反映在曲柄端面图上的曲柄也是均匀布置的，即相邻曲柄间夹角θ相同：

2、整机有较好的平衡性3、尽量避免相邻缸连续发火

V型机的发火顺序

V型发动机相当于两台单列发动机共用一根曲轴，并按一定夹角γ布置而结合起来的发动机。

与单列机相比，曲柄端面图没有不同，但缸数已翻倍。

V型机发火方案有两种：

1、交替式发火方案：

两列气缸交替发火，列内顺序与单列机相同，间隔均匀，但与单列机相比列内发火间隔角大一倍；两列气缸的发火顺序相同。

2、插入式发火方案：

两列气缸间的发火顺序与间隔角不相同，列内的发火间隔也不均匀，两列气缸间有跳隔和补偿，使得整台机的发火间隔均匀

平衡的定义

1、平衡：

内燃机在稳定工况运转时，如果传给支承的作用力的大小和方向均不随时间变化，那么称内燃机是平衡的。

内燃机的平衡有两个方面的含义：

惯性力系的平衡和扭矩的均匀性。

扭矩不可能绝对平衡，只能要求扭矩不均匀度控制在允许的范围内（通过如增加缸数、调整发火顺序等措施）。

因此平衡研究的重点在惯性力系的平衡上。

惯性力系的平衡性能主要取决于发动机中运动质量的配置，故惯性力系的平衡可称为惯性质量（离心、往复）的平衡。

2、外平衡与内平衡：

研究发动机不平衡力和力矩对外界（支承）的影响，称为外平衡问题。

对采取了外平衡措施的发动机还要进行内力矩和剪力分析，称为内平衡。

3、静平衡与动平衡：

静平衡：

旋转质量系统的质心在旋转轴线上时，系统离心惯性力的合力为零，那么认为系统是静平衡的（因质心是否位于旋转轴线可以静态检测，故得名）。

动平衡：

系统静平衡但当旋转质量不在同一平面上时，不足以保证运转平稳，只有当系统运转时不但旋转惯性力合力为零，而且合力矩也为零时，才完全平衡，这样的平衡称为动平衡。

动平衡系统，惯性力合力、合力矩都为零

例：

性力平衡，有

由惯性力矩平衡，有

联立上面二式即可求出平衡质量

，

发动机旋转质量系统必须保证动平衡

单缸内燃机的平衡分析

单缸机的振动力源：

①往复惯性力②离心惯性力③倾覆力矩Md

一、离心惯性力Pr

如图所示，对于离心惯性力Pr可用直接在曲

轴上加平衡重的方法来平衡，设两块平衡重质

量均为mB，那么有

从而可求出每块平衡块的质量为

可见，平衡块回转半径越大、曲柄连杆机构本身的不平衡旋转质量越小，那么所需要加的平衡块质量mB越小。

二、往复惯性力PJi、PjII

按活塞加速度近似式，往复惯性力可写成

为分析往复惯性力的平衡法，可进一步将往复惯性力写成：

其中

因此往复惯性力PjI（或PjII）可看成两个以角速

度ω（或2ω）朝相反方向旋转的矢量C/2（或

λC/2）之和，这两个矢量分别称为正转矢量

（AI或AII）和反转矢量（BI或BII），两个矢

量重合位置与气缸中心线平行。

亦即往复惯性

力可以分别转换成两个离心力：

两个质量mj/2

（或1/2·λmj/4）在半径R处以角速度ω（或

2ω）朝相反方向转动所产生的离心力。

由以上分析可以看出，可以用与平衡离心

惯性力同样的方法来平衡往复惯性力，只

要设计的平衡机构产生的离心惯性力矢量

分别与上述正反转矢量大小相等、方向相

反即可。

下图（a）为单缸机双轴平衡机构，其中：

平衡一次往复惯性力所加平衡块质量m1：

平衡二次往复惯性力所加平衡块质量m2：

采用这种方法一、二次往复惯性力都能得到平衡，缺点是结构相当复杂，不很实用，只在缸径较大的单缸机或单缸实验机中采用，且常常只限于平衡一阶惯性力PjI,一般不考虑PjII的平衡问题。

对于缸径不大的单缸机，有时为了结构简化，常省去一根与曲轴同旋向的平衡轴，而采用如图（b）所示的单轴平衡机构。

采用单轴平衡机构时，一阶往复惯性力也得到了平衡，但破坏了平衡机构的对称性，与双轴平衡机构相比，又产生了一个附加力矩：

M随α变化，设计时要求ex，ey尽可能小，实际上，上式中，令：

那么

可见，ex、ey小，那么M随α变化时，波幅小（θ为常数）

在缸径更小的单缸机中，为了使结构尽可能简单，常常连单轴

平衡机构也省略，而采用所谓的过量平衡法。

此时曲柄上除了

有平衡mr的平衡块质量外，还要多加一过量的平衡质量εmj，

使其产生过量的离心力εC（0<ε<1），ε称为过量平衡率。

如

下图（c）所示，

离心力εC与一阶往复惯性力PjI的合力R在x，y轴上的投影

由以上两式中消去α得：

可以看出合力R的矢端轨迹是一个椭圆。

当ε=1/2时，合力矢端轨迹变为半径为C/2的圆，即R=C/2的数值不变，不过与曲柄反向旋转。

注意：

不能将此力看成曲柄连杆机构的离心力。

过量平衡法实质上是一阶往复惯性力的转移法，即把一阶往复惯性力的一部分转移到与之垂直的平面内。

至于转移数量的大小，那么要根据具体发动机在垂直与水平两个方向的刚度或吸振能力而定，一般总是希望较大的惯性力作用在发动机刚度较大的方向或吸振能力较好的方向。

ε大小可根据实验确定，通常ε=0.3—0.5。

单列式多缸内燃机平衡性分析举例

如图所示，为一二冲程六缸机的曲柄端面图，分析其平衡性

1、合成往复惯性力

故一次、二次往复惯性力都是平衡的

2、计算合成往复惯性力矩，由于往复惯性力已平衡，可取第六缸气缸中心线的垂直面为基准面，那么

即一次往复惯性力矩是平衡的

二次往复惯性力矩不平衡

令

得

即当第一曲柄处于上止点前15°时，合成二

次往复惯性力矩最大，为

相位关系如图所示

3、合成离心惯性力

取水平方向为x轴，垂直方向为y轴，那么

∴

可见，曲柄均匀布置时，离心惯性力是平衡的

4、合成离心惯性力矩

离心惯性力在垂直平面内的分力与一次往复惯性力性质相同，故其力矩的计算方法与一次往复惯性力矩相同。

也以第六缸中心线垂直面为基准，那么垂直平面内的合成离心惯性分力矩为

水平平面方向的合成离心惯性分力矩为：

∴

故有结论：

此曲柄排列的二冲程六缸机，只有二次往复惯性力矩未平衡。

内燃机内平衡分析

以上分析都是对内燃机外平衡分析，基于假定曲轴为绝对刚体。

但实际上曲轴在弯曲力矩作用下，总会产生变形。

若受力及变形较大，会将一部分分力（力矩）传到机体上，引起机体变形，影响轴承载荷，发动机产生振动。

曲轴和机体的变形破坏了平衡，从而影响到发动机运转的平稳性，特别在高速机的设计过程中，除主要研究外平衡特性外，尚需研究发动机的内平衡问题。

采用不同的曲柄排列形式，曲轴及机体上所受的弯矩也将不同。

当某种曲柄排列具有最小的作用弯矩时，那么认为发动机的内平衡性能良好。

计算分析内燃机的内平衡性能时，目前一般只考虑离心惯性力在曲轴上形成的弯曲力矩（内力矩）。

旋转惯性力矩平衡方法

（1）各缸平衡法（各曲柄平衡法、逐个平衡法）

（2）分段平衡法

（3）整体平衡法（4）不规那么平衡法

曲轴的疲劳破坏及原因

1.曲轴弯曲疲劳破坏通常是在柴油机

经过较长时间运转之后发生。

因为

长时间运转后柴油机的各道主轴承

磨损不均匀，使曲轴轴线弯曲变形，

曲轴回转时产生过大的附加交变

弯曲应力。

此外，曲轴的曲柄臂、

曲柄箱或轴承支座（机座）等的刚性

不足，柴油机短时间运转后，也会

使曲轴产生弯曲疲劳破坏。

2.曲轴在扭转力矩作用下产生交变

的扭转应力，存在扭振时还会产

生附加交变扭转应力，严重时会

引起曲轴的扭转疲劳破坏。

曲轴设计要求

1、保证具有足够的弯曲疲劳强度和扭转疲劳强度；

2、保证曲轴具有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度；

3、轴承具有足够大的承压面积，轴颈耐磨；

4、尽量采用普通材料；工艺性好，质量小。

材料与结构型式

1、材料：

中小功率内燃机用球墨铸铁、可锻铸铁、锻钢（45号钢，40Cr），大型柴油机用合金钢、铸钢、球墨铸铁（强载度不高的中高速柴油机）。

2、结构型式：

①整体式、套合式、焊接式、圆盘式

②全支承、非全支承

③平衡重连接方式：

铸造曲轴平衡重一般与曲柄臂铸成一个整体，有利于提高工作可靠性。

锻造曲轴由于结构、锻压设备的限制，都作成分开式，平衡重的联结方式有：

螺栓承受离心力；螺栓不承受离心力。

主轴颈

1、D1：

从轴承载荷方面考虑，D1可以比D2

小，但考虑到：

①D1大可增加重叠度Δ，可提高曲轴的抗弯

强度；

②D1大可使主轴承承压面积大，从而可以减

小轴向尺寸，为增加曲臂厚度h留余地；

③D1大对曲轴的转动惯量影响不大，不会降

低曲轴的自振频率，相反会使曲轴刚性增大，

自振频率上升。

故D1一般取得比D2大：

D1=0.65—0.75D。

D1过大会增大线速度，使摩檫损失上升，轴承温度升高；而且L1/D1过小对主轴承工作不利。

2、L1要与D1联系确定，一般比L2小，但L1/D1≮0.3

曲柄臂

提高曲柄的抗弯断面模数W，增加h比增加宽度b有效

曲轴轻量化

1、曲柄销作成空心结构

优点：

可减小离心惯性力，做成鼓状效果更好，可以提高扭转疲劳强度，减小曲轴转动惯量，还可减轻主轴颈过渡圆角处应力集中。

如将0.5d圆柱孔改成中部0.7d的鼓形孔时，扭转疲劳强度与弯曲疲劳强度都提高30%。

2、主轴颈做成空心机构

优点：

可显著缓解曲柄销过渡圆角处的应力集中现象。

如设置卸载穴，那么效果更好

3、曲柄臂斜削：

在采用中空曲柄销时注意不要形成应力集中

油道布置

两种方案：

单线斜油道和多线直角油道

1、单线斜油道：

斜油孔简单，多用于实心曲轴；用于空心轴颈曲轴时，为避免漏油要采取密封措施

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