曲轴强度校核与曲轴销静强度校核

基于理想的物理假设，把曲轴视为绝对刚性系统；主轴颈和曲柄销的中点是支反力的作用点，也是外力集中作用点；忽略了零件自身重力、相互作用力、加工质量影响等产生的附加载荷。

1.作用在曲轴上的力

在上述若干假设条件下，作用在曲轴上的力有：作用在曲柄销中点的集中力——切向力Ti 和径向力Ri；作用在主轴颈上的支反力NA、NB；作用在输入端主轴颈上的总扭矩M。它们都属于外力且都是曲柄转角的函数，时刻变化着。通过对曲轴各点进行受力分析发现，在工作中，曲轴不同截面的受力会产生突变。我们的目的就是确定曲轴预选截面的内力，包括弯矩、扭矩和轴向力，为强度校核提供依据。

2.曲轴强度校核

经分析，曲轴的危险截面有两个：第二曲柄销中截面；输入端轴颈根部。曲轴强度校核公式：

式中，σ －1为材料对称弯曲疲劳强度，kgf／cm2；

　　　n 为计算的安全系数；

　　　［n］ 为许用安全系数，一般为4.0～6.5。

　　　My，Mz，Mx 为分别是校核截面绕Y、Z 轴的弯矩和绕X 轴的扭矩，kgf·cm；(www.xing528.com)

　　　Zwz，Zwx为分别是校核截面绕Z 轴的抗弯端面模数和绕X 轴的抗扭端面模数。

已知条件：柱塞直径D＝6 cm、连杆长度L＝4.7 cm、行程S＝15.5 cm、曲轴半径r＝7.75 cm、p1＝250 kgf／cm2；曲柄销直径D′＝19 cm、主轴颈直径d′＝15 cm；短臂曲柄厚度t1＝6.5 cm、长臂曲柄厚度t2＝8 cm，，曲轴材料为QT900，σ －1＝3 040 kgf／cm2。

3.第二曲柄销中点危险截面强度校核

曲轴外部受力条件：当曲轴旋转至ϕ1＝0°、ϕ2＝240°、ϕ3＝120°时，求第二曲柄销中点危险截面的Mx、My、Mz 值。

①Mx 曲柄Ⅰ推动连杆柱塞处于运动方向突变点，R1 与柱塞压缩方向一致，R1＝－p′＝－；相对于危险截面产生的扭矩＝－3.14 ÷4 ×62 ×250＝－7 065（kgf）；沿NAy方向，T2＝T3＝7 065 kgf，依此FCy＝2 932 kgf，可求出NAy＝－7 308 kgf；从动力输入端至曲柄销Ⅱ的危险截面，作用在曲轴上可对危险截面产生扭矩的力的代数和N＝－7 065＋2 932－7 308＝－11 441（kgf）。因此，Mx＝Nr，其中r 为曲轴半径（柱塞行程的1／2），取r＝77.5 mm＝7.75 cm，则Mx＝－11 441 ×7.75＝－88 668（kgf·cm）。

②在由曲轴轴线和Y 轴组成的平面内，沿Z 轴方向作用于曲轴上的力会对危险截面产生弯矩My。经过分析，有以下几种力：皮带轮自重Fc＝850 kg、支点力NAz。其中，NAz是附加载荷及各曲柄销沿Z 向产生的分力的代数和，经过计算，能够对危险截面产生弯矩的支点力NAz＝1 387 kgf，得出MAy＝1 387 ×46.8＝64 911.6（kgf·cm），而附加载荷对支点产生的弯矩Mcy＝－850 ×28.4＝－24 140（kgf·cm）。上述弯矩矢量和对危险截面产生的Y轴弯矩My＝64 911.6－24 140＝40 771.6（kgf·cm）。

③在由曲轴轴线和Z 轴组成的平面内，沿Y 轴方向作用于曲轴上的力会对危险截面产生弯矩Mz。经过分析，有以下几种力：皮带轮预紧力Fcy＝2 932 kg、支点力NAy。其中，NAy是附加载荷及各曲柄销沿Y 向产生的分力的代数和，经过计算，能够对危险截面产生弯矩的支点力NAy＝－7 308 kgf，故MAz＝－7 308 ×46.8＝－342 022（kgf·cm），而预紧力对支点产生的弯矩：2 932 ×28.4＝83 268.8（kgf·cm）。

曲柄销开始排程时，受到柱塞反力产生的弯矩MWR1＝7 065 ×25＝190 125（kgf·cm）。上述弯矩矢量和对危险截面产生的Z 轴弯矩：

证明曲轴的曲柄销中点的危险截面静强度校核合格。