1、“.....从而提高曲轴刚度，其次，加粗主轴颈后可以相对缩短其长度，从而给加厚曲柄提高其强度提供可能。从曲轴各部分尺寸协调的观点，建议取，取。由于主轴承的负荷比连杆轴承轻，主轴颈的长度般比曲柄销的长度短，这样可满足增强刚性及保证良好润滑的要求。据统计，取。曲柄曲柄应选择适当的厚度宽度，以使曲轴有足够的刚度和强度。为提高曲柄的抗弯能力，适当增加曲柄的厚度，曲柄的形状采用椭圆形，为了能最大限度地减轻曲轴的重量，并减小曲柄相对于主轴颈中心的不平衡旋转质量，将曲柄上肩部多余的金属削去。根据统计，曲柄的宽度，取，厚度，取。曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的只有，取。曲柄销和主轴颈至曲柄臂凸肩的过渡圆角对应力集中程度影响最大，加大圆角半径可使圆角应力峰值降低，故宜取大，至少不能小于或，取......”。

2、“.....作用在第拐和第拐上的离心惯性力互成力偶。这两个力偶大小相等方向相反，所以从整体上讲是平衡的，但是这两个力偶却还是作用在曲袖上了，曲轴这两个对称力偶的作用下可能发生弯曲变形。由于曲轴是安装在机体的主轴承中的，所以曲轴发生弯曲变形时上述力偶就将也部分地作用在机体上，使机体承受附加弯曲力偶的作用，尤其是在此情况下主轴承的工作条件也要变坏。安装平衡重，改善曲轴本身和机体的受力情况，尤其改善了主轴承的工作条件。设计时，平衡重对主轴承工作情况的影响是利用主轴颈载荷图来进行估算的。没有平衡重时，由于离心惯性力的影响，主轴颈表面所受载荷的分布可能很不均匀，部分轴颈表面所受载荷很大，但另部分轴颈表面却完全不承受载荷。通过安装平衡重可以抵消部分离心惯性力，从而使轴颈表面的载荷分布比较均匀些，与此同时轴颈和轴承表面的平均载荷也可以相应下降......”。

3、“.....而不是集中磨处，防止因偏磨而很决失圆损坏。设计平衡重时，应尽可能使平衡重的重心远离曲轴旋转中心，即用较轻的重量达到较好的效果，以便尽可能减轻曲轴重量。平衡重的径向尺寸和厚度以不碰活塞裙底和连杆大头能通过为限度。将平衡重与曲轴铸成体，时加工较简单，并且工作可靠。油孔的位置和尺寸为保证曲轴轴承工作可靠，对它们必需有充分的润滑。曲轴中油道的尺寸和布置直接影响它的强度和刚度，同时也影响轴承工作的可靠性。润滑油般从机体上的主油道通过主轴承的上轴瓦引入。从主轴颈向曲柄销供油采用斜油道，主轴颈上的油孔入口应保证向曲柄销供油足够充分，曲柄销上油孔的出口应设在负荷较低区，用以提高向曲柄销的供油能力。曲柄销油孔选择在曲拐平面运转前方的范围内。由于油道位于曲拐平面内，油道出口处应力集中现象严重，当油道中心线与轴颈中心线的夹角时，最大应力增加很快......”。

4、“.....油道的孔径般在左右，取为。曲轴两端的结构曲轴上带动辅助系统的正时齿轮和皮带轮般装在曲轴的前端，因为结构简单，维修方便。发动机的配气机构也是由曲轴自由端驱动。这是应为曲轴自由端的轴颈允许较细，可以采用节圆直径小的齿轮，消除扭转振动的减振器装在曲轴前端，因为这里的振幅最大。在曲轴自由端从曲轴箱伸出去额地方必须考虑密封。方面防止曲轴箱中的机油由这里漏出去，另方面也防止外面的尘土等进入。密封是用甩油环和密封装置所组成，密封装置可以是密封圈，也可以是螺纹迷宫槽。所谓迷宫槽是在轴上或在曲轴箱的对应孔壁上制出螺纹，螺纹的螺旋方向与轴的螺旋方向相反。当机油漏入轴与孔之间的间隙中时，依靠机油的粘性和螺纹，把机油像个螺母样地退了回去，不使它漏出机体外。曲轴后端功率输出端设有法兰，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。螺栓应拧得足够紧......”。

5、“.....定位销用来保证重装飞轮时保持飞轮与曲轴的装配位置。故定位销的布置是不对称的或只有个。这种连接方式结构简单，工作可靠。为了提高曲轴的扭转刚度，从最后道主轴承到飞轮法兰这轴段应该尽量粗短。曲轴的止推曲轴由于受热膨胀而伸长或受斜齿轮即离合器等的轴向力会产生轴向移动，为了控制发动机在工作时曲轴的轴向窜动，在曲轴上设置有轴向定位装置，同时为了保证曲轴在受热膨胀时有定的自由伸长量，所以曲轴上只能有处轴向定位。从降低曲轴和机体加工尺寸链精度要求出发，止推轴承设在中间主轴承的两边。在第三主轴颈处设置轴向止推片，止推片为四片。曲轴轴向间隙应保持，其它各主轴承端面间隙应保证曲轴受热伸长时能自由延伸。曲轴的疲劳强度校核由于曲轴工作时承受交变载荷，它的破坏往往都由疲劳产生，因此，需要进行疲劳验算。由于实际的曲轴是个多支承的静不定系统......”。

6、“.....因为它考虑了支承的弹性安装不同心度以及支座弯矩等因素对曲轴应力的影响。连续梁计算方法为把曲轴简化为支承在刚性支承上的圆柱形连续直梁，根据连续梁支承处偏转角相等的变形协调条件，推导出各支承偏转角变化总和为零的连续方程，这种方法在各单位曲拐长度相等的情况下认为它们的刚度相等，免去繁杂的曲拐刚度计算，同时又由于不考虑支座弹性等，得到三弯矩方程，借助三弯矩方程进行计算，得各支承处在曲拐平面和曲拐平面的垂直面内的弯矩，然后把第支承和第支承点处的主轴颈截面的弯矩曲拐平面内曲拐平面的垂直面内和作为载荷加到图中的曲拐受力模型上，再根据此新模型确定各支反力各危险截面的内力矩，进而计算各名义应力。作用于单元曲拐上的力和力矩计算公式及其推导如图所示，把曲轴简化为等圆截面梁，且由于假设各轴颈按等高度刚性点支承......”。

7、“.....以集中方式加载，且各拐集中力作用在各曲柄销中央，平衡重离心力作用在平衡块宽度中，为了保持转换前后的致，需在铰链处作用弯矩，再根据支承二端转角相等的变形协调条件，保证各中间支承的连续性。由材料力学知在支承处左端梁转角和右端梁转角为若由变形协调条件，图连续梁受力图又因为，所以设第支承和最后个支承处的弯矩为零，即。上式中包含三个支承处的内弯矩，故称三弯矩方程。连续梁有多少个内支承就可以建立多少各这样的三弯矩方程，以此可求出支承处的内弯矩。曲拐平面内支承弯矩计算已知，当时，由式得三弯矩方程组根据表四缸机工作循环表，参照表知如表所示。将分别代入方程组，得工况下各支承处的弯矩如表所示。同理根据表各工况下载荷计算曲拐平面的垂直平面内弯矩......”。

8、“.....表各工况下载荷数据单位工况二三四表各工况下曲拐平面内弯矩计算结果单位工况二三四表各工况下载荷数据单位工况二三四表曲拐平面的垂直平面内弯矩计算结果单位工况二三四支反力计算求得各支承弯矩后，就可用图所示的模型来计算各个支座的支反力。图支反力计算模型得到支反力表达式如下式中作用在曲柄销上的径向力作用在曲柄销上的切向力连杆旋转质量曲柄销曲柄臂的总的离心惯性力已知，由公式计算得到各个支座反力，其值如表，表所示。表各工况下曲拐平面内支座反力计算结果单位工况二三四表各工况下曲拐平面的垂直平面内支座反力计算结果单位工况二三四可见，各支座在曲拐平面内的值比曲拐平面的垂直面内的值大得多。名义应力的计算应力计算的任务是求出曲拐上曲柄销圆角处的名义应力幅和名义应力的平均值。由于疲劳破坏总是发生在曲柄臂截面上......”。

9、“.....因此弯曲和扭转时的名义应力应分别取为曲柄臂中央截面和曲柄销轴颈横截面上的弯曲和扭转应力。般情况，四缸机是在第二三缸受到最大爆发压力作用时曲轴所受的应力最大，现选择对第三缸曲拐进行名义应力计算曲轴材料，极限强度，对称循环弯曲疲劳极限，对称循环扭转疲劳极限，单拐计算模型见图。图单拐计算模型弯曲应力首先由表和图可知，最大支反力，对应的支承弯矩最小支反力，对应的支承弯矩摘要本文以捷达汽油机的相关参数作为参考，对四缸汽油机的曲柄连杆机构的主要零部件进行了结构设计计算，并对曲柄连杆机构进行了有关运动学和动力学的理论分析与计算机仿真分析。首先，以运动学和动力学的理论知识为依据，对曲柄连杆机构的运动规律以及在运动中的受力等问题进行详尽的分析，并得到了精确的分析结果。其次分别对活塞组连杆组以及曲轴进行详细的结构设计......”。