压缩机曲轴设计及校核资料
空气压缩机曲轴的加工工艺及夹具设计概述
空气压缩机曲轴的加工工艺及夹具设计概述空气压缩机曲轴是空气压缩机的核心部件之一，其加工工艺和夹具设计对于保证曲轴质量和生产效率至关重要。
本文将概述空气压缩机曲轴的加工工艺及夹具设计。
首先，空气压缩机曲轴的加工工艺通常包括下列步骤：1. 前期准备：包括材料选用、曲轴结构设计、加工工艺规程制定等。
2. 材料加工：根据曲轴的材料特性，选择合适的钢材，并进行锯切、钳工机械加工等预处理。
3. 粗加工：采用车床、铣床等机床进行曲轴的粗加工，主要包括车削曲轴的外轮廓和孔的加工等。
4. 热处理：对曲轴进行热处理，常用的方法有淬火、回火等，以提高材料的硬度和强度。
5. 精加工：采用磨床等机床进行曲轴的精加工，包括轴颈的研磨、曲轴平衡等工序。
6. 检验与测试：对加工后的曲轴进行尺寸和性能的检验与测试，以确认曲轴达到要求。
7. 表面处理：根据需要，对曲轴进行镀铬、抛光等表面处理，以增加曲轴的耐磨性和外观质量。
8. 组装和包装：将加工好的曲轴进行组装，并进行包装，以便运输和储存。
其次，夹具设计在空气压缩机曲轴加工过程中起到了关键作用。
夹具设计的主要目标是确保曲轴的精度、稳定性和操作性。
一般来说，夹具设计的要求如下：1. 紧固性：夹具的结构和材料要保证对曲轴进行稳固的夹持，避免加工过程中的移动和变形。
2. 刚性和稳定性：夹具需要具备足够的刚性和稳定性，以确保在高速切削过程中不产生震动和振动，影响曲轴加工质量。
3. 操作性：夹具的设计应该考虑到操作人员的便捷性和安全性，方便加工过程中的夹紧和释放。
4. 运动控制：夹具应具备精确的夹紧力控制和夹持位置控制，以确保加工与装夹质量的一致性。
综上所述，空气压缩机曲轴的加工工艺和夹具设计对于曲轴的质量和生产效率至关重要。
通过合理的加工工艺和夹具设计，可以确保空气压缩机曲轴的精度和稳定性，提高生产效率和产品质量。
空气压缩机曲轴的加工工艺和夹具设计对于保证曲轴质量和生产效率至关重要。
在空气压缩机曲轴的加工工艺中，前期准备是非常关键的一步。
固有频率计算和分析实例精讲-压缩机曲轴分析
实验法
优点
直接测量，精度较高。
缺点
测试条件和测试设备的限制，可能无法完全模拟实际工况。
03
压缩机曲轴的固有频率分析
曲轴模型建立
01
02
03
几何建模
根据压缩机曲轴的实际尺 寸和结构，建立曲轴的三 维几何模型。
简化处理
根据分析需求，对曲轴模 型进行适当的简化，如忽 略倒角、圆角等细部特征。
缺点：计算量大，需要较高 的计算机资源。
传递矩阵法
传递矩阵法是一种用于分析结构动力特性的数值 方法，通过将结构离散化为多个自由度系统，并 利用传递矩阵描述各自由度之间的相互作用关系 ，从而求解结构的固有频率和振型。
优点：适用于大型结构，计算速度快。
在固有频率计算中，传递矩阵法可以快速求解大 型结构的固有频率。
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固有频率计算和分析实例 精讲-压缩机曲轴分析
• 引言 • 固有频率计算方法 • 压缩机曲轴的固有频率分析 • 曲轴的振型分析 • 曲轴的优化设计 • 工程实例：某型压缩机曲轴分析
01
引言
主题简介
01
压缩机曲轴作为压缩机中的重要 组成部分，其固有频率的计算和 分析对于确保曲轴的稳定运行和 预防共振具有重要意义。
材料复合
采用复合材料或组合材料，如碳纤维增强塑料等，以实现轻量化、 高强度和耐高温等性能要求。
曲轴的动力学性能优化
模态分析
通过模态分析确定曲轴的固有频率和振型，为优化设计提供依据。
振动分析
分析曲轴在不同工况下的振动响应，找出振动的原因和规律，提出 相应的减振措施。
疲劳寿命分析
根据曲轴的工作条件和疲劳寿命要求，对曲轴进行疲劳寿命分析， 确定曲轴的安全使用寿命。
汽车空调压缩机布置校核要点
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空调压缩机布置校核要点
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1
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
系统 /SYSTEM
内容 CONTENI
空调系统总成 空调压缩机总成校核
校核目录
A19
1、压缩机固有频率校核 2、压缩机支架的可维修性校核 3、压缩机性能校核 4、暴露在外的软管和吸气软管的连接拆卸是否方便（包括线束接插头） 5、压缩机与周边件间隙校核 6、压缩机包角校核 7、拆卸和装配是否方便
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4
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2.1、压缩机支架的可维修性校核
校核要求： 维修操作方便可行。
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校核结论：采用三点直装式，压缩机上面的固定螺栓到四通管最近距离约为7.7mm，不能够满 足维修拆卸理论上的距离需求，负责工程师秦善坤称无法更改，由于该部件为沿用A21车型， 经现场查看A21装配现场并未发现问题，故申请风险接受，待实车试装后若没有问题，即可校 核通过。下部安装螺栓孔和水管距离约为70mm，满足要求。
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4 .4、暴露在外的软管和吸气软管的连接拆卸是否方便（包括线束接插头）
校核结论：压缩机吸排气压板与发动机三元部分距离约为94mm，可以满足要求。
旋转压缩机 曲轴设计-概述说明以及解释
旋转压缩机曲轴设计-概述说明以及解释1.引言1.1 概述引言部分是全文的开篇，需要对旋转压缩机曲轴设计这一主题进行概括和介绍。
在概述部分，我们可以简要介绍旋转压缩机和曲轴的基本概念，并提出曲轴设计在旋转压缩机中的重要性。
模板如下:在旋转压缩机中，曲轴作为一个关键部件承担着传递动力、减震平衡和转动运动的重要任务。
旋转压缩机是一种通过转子的旋转运动来压缩气体或液体的装置。
其中，曲轴作为旋转压缩机的关键组成部分，起到了至关重要的作用。
曲轴是一种具有强度和刚度的中空轴，可以通过连杆将往复运动转化为旋转运动。
在旋转压缩机中，曲轴通过连杆与活板、叶片等动力元件连接，使其能够顺畅地旋转。
曲轴的设计质量和性能直接影响着旋转压缩机的运行效果和稳定性。
曲轴设计的要点包括曲轴结构、材料选择、轴承定位、平衡性能等方面。
在曲轴结构设计中，需要考虑到轴的直径、长度、传动装置等参数的合理选择，以满足旋转压缩机的运行需求。
同时，在材料选择中，要考虑到曲轴的强度和耐磨性，以确保其能够承受较大的应力和工作环境的长期磨损。
此外，曲轴的轴承定位也是曲轴设计的一个重要方面。
合理的轴承定位可以有效减少轴的振动和摩擦，提高旋转压缩机的工作效率和使用寿命。
同时，曲轴的平衡性能也是影响旋转压缩机运行的关键因素之一。
合理设计曲轴的平衡性能可以减少震动和噪音，提高设备的稳定性和可靠性。
综上所述，旋转压缩机中曲轴设计的合理与否直接关系到设备的性能和寿命。
了解曲轴的基本概念和重要性，以及曲轴设计的要点，将有助于我们更好地理解和应用旋转压缩机中的曲轴设计原则。
在接下来的文章中，我们将进一步探讨曲轴设计的要点，以期为旋转压缩机的设计和应用提供有益的参考。
1.2文章结构1.2 文章结构本文将围绕旋转压缩机曲轴的设计展开讨论。
首先，引言部分将给出一个关于旋转压缩机曲轴设计的概述，简要介绍其设计目的和要点。
接下来，正文部分将详细探讨曲轴设计的两个重要要点，分别是曲轴设计要点1和曲轴设计要点2。
空气压缩机曲轴毕业设计(有全套图纸)
有此设计的全套文档；图纸。
联系QQ1074765680 陕西航空职业技术学院毕业设计3L-10/8空气压缩机曲轴零件的机械加工工艺及夹具设计学生姓名：学生学号：院（系）：年级专业：指导教师：二〇一一年六月有此设计的全套文档；图纸。
联系QQ1074765680陕西航空职业技术学院毕业设计目录目录摘要 ······························································································································1 绪论 (2)2 零件分析 ·······················································································错误！未定义书签。
压缩机曲轴
• 曲轴式往复式活塞式 压缩机的重要运动部 件，外界输入的转矩 要通过曲轴传给连杆、 十字头，从而推动活 塞作往复运动。它又 承受从连杆传来的周 期变化的气体力与惯 性力等
曲轴结构图
• 曲轴的基本结构如图所示，每个曲轴由主轴颈（安 装主轴承部位）、曲柄销（与连杆大头相连部位）、 曲柄及平衡铁所组成。根据气缸数及气缸排列形式 的不同，要求单拐曲轴或多拐曲轴。曲轴结构图如 下：
曲轴结பைடு நூலகம்图
• 曲轴各部分几何形状应尽量避免形状突变，使应力 分布均匀，提高抗疲劳强度。压缩机用得较多是中 碳钢锻造曲轴，现在球墨铸造曲轴的应用越来越多， 特别在中、小型压缩机中广泛使用。 • 曲轴运转中，主轴颈与轴瓦、曲柄销与连杆大头瓦 间由于相对运动而产生磨损，故应有良好的润滑。 所需压力润滑油的油道，多在曲轴内钻成。由曲轴 轴头润滑油泵将压力润滑油分别送到主轴瓦和曲柄 销处。 • 曲轴上只有两点轴承时，可用滚动轴承，如图所示 是国产L型空压机的一个曲轴，常用双列球面向心 轴承。多曲拐轴采用多点支撑时，必须用滑动轴承。 一般在相邻两主轴承间，只配置1～2个曲拐以免曲 轴产生过大绕度而导致轴承的不均匀磨损。曲柄上 装有平衡铁，用以平衡惯性力和惯性力矩。
曲轴结构图
往复式压缩机曲轴强度校核分析
往复式压缩机曲轴强度校核分析作者：李炜来源：《科技风》2017年第13期摘要：本文以一台4列压缩机为研究对象，对曲柄连杆机构进行多体动力学分析，得到曲轴的动态载荷边界条件。
将载荷边界条件导入Ansys中对曲轴进行应力分析，得到了曲轴的应力分布及应力历程曲线，最后根据应力分析结果对曲轴进行了静强度和疲劳强度校核。
结果表明设计工况下该曲轴的强度符合设计规范要求，此种曲轴分析方法可以为同类型压缩机曲轴设计提供借鉴。
关键词：曲轴；多体动力学；有限元分析；强度校核Abstract： In this paper， a fourcolumn reciprocating compressor is used as research object，and the dynamic load boundary conditions of crankshaft were obtained by the multibody dynamics analysis of crank mechanism. Then the dynamic load boundary conditions were introduced into Ansys to analyze the stress of the crankshaft. The stress distribution and stress curve of the crankshaft were obtained. Finally， the static strength and fatigue strength of the crankshaft were checked according to the stress analysis results. The result shows that the strength of the shaft is in accordance with the design specification requirements， and this method can be used for reference to the design of the same type compressor crankshaft.Key words： crankshaft； multibody dynamics； finite element analysis； strength check往复式压缩机广泛应用于石化行业，是该行业的核心增压设备，它的安全性直接关系着整个生产线的正常运转[1]。
汽车空调压缩机布置校核报告-含校核标准
校核结论： 此压缩机为已量产车型压缩机所改，不再进行校核
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系统 /SYSTEM
内容 CONTENI
2.2.1 压缩机支架的可维修性校核
校核要求： 维修操作方便可行。
Gro=Qe/▽（he-ho） =4.8/(402.78-264.63)= 0.0347 (kg/s)
2.根据如下公式求得压缩机的理论排量
压缩机传动比：138/100=1.38 整车40km/h压缩机转速：1889.5rpm *VCOMP=60*1000000*vs*Gro/（Ne* v）
=60000000*0.0727*0.0347/(1889.5*0.95) =84.3 选取压缩机的理论排量VC11 CHERY AUTOMOBILE CO., LTD. All Rights Reserved
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系统 /SYSTEM
内容 CONTENI
2.2.2 压缩机支架的可维修性校核
空调系统总成 空调压缩机总成校核
J52
A19沿用件—A21 车间情况照片（参考用）
校核结论：去一总查看A21车型的实际情况，发现A21压缩机与四通管大部分距离较大，符合 要求，但是压缩机螺栓孔固定点后到四通管的距离极短，最窄处约5mm，查看安装无问题，因 此判断风险接受应该可行。
校核结论：在去3总实地勘测后测量了3总上A15FL-C压缩机的气枪，并测量了数据，前端的枪 杆套筒约为20mm，枪杆约为22mm，制作气枪模型展示装配，气枪到到三元的最小 距离为 50mm，并不会和三元造成干涉，现场查看发现A15FL-C没有出现过干涉，此处合格。
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目录课程设计任务书 (1)第一章活塞式压缩机曲轴结构设计 (2)1.1轴径尺寸的确定 (3)1.2 曲轴的静强度验算： (4)1.2.1 驱动侧的曲柄销位置 I-I (5)1.2.2驱动侧主轴颈位置III-III (6)1.2.3 驱动侧曲柄位置V-V (7)第二章活塞式压缩机曲轴结构校核 (8)2.1 第一个危险位置 (8)2.1.1 被驱动侧的曲柄销位置I-I (9)2.1.2被驱动侧主轴颈位置III-III (9)2.1.3 被驱动侧曲柄位置V-V (9)2.2 第二个危险位置 (10)2.2.1 驱动侧的曲柄销位置I-I (10)2.2.2驱动侧主轴颈位置III-III (11)2.2.3 驱动侧的曲柄位置V-V (11)2.3第三个危险位置 (12)2.3.1 驱动侧的曲柄销位置I-I (12)2.3.2 驱动侧主轴颈位置III-III (13)2.3.3驱动侧主轴颈位置V-V (13)2.4 第三个危险位置 (14)2.4.1驱动侧的曲柄销位置I—I (14)2.4.2 驱动侧的曲柄销位置III—III (15)2.4.3 驱动侧的曲柄销位置V—V (15)第三章曲轴的疲劳强度验算 (16)课程设计总结 (19)参考文献 (20)课程设计任务书学生姓名：你懂得设计题目：xxxxx压缩机曲轴结构设计及强度校核（1）设计条件和依据：ZW型压缩机，两列、立式、曲拐错角180°热力、动力计算选取参数如下：相关位置时曲轴受力：要求：1、曲轴的结构设计2、曲轴的强度校核（1）静强度校核（2）疲劳强度校核3、绘制结构设计草图一张（A2）；绘制曲轴的零件图一张（A1）;绘制曲轴的装配图一张（A1）4、计算说明书一份指导教师：xxx2013.12.24第一章 活塞式压缩机曲轴结构设计铸造曲轴可节省原材料，耐磨性与消震好.由于铸铁中石墨有利于润滑及贮油,所以耐磨性好.同样,由于石墨的存在,灰口铸铁的消震性优于钢.工艺性能好.另外,由于石墨使切削加工时易于形成断屑 ,所以灰口铸铁的可切削加工性优于钢.减少加工工时，并可把曲轴的形状设计合理，轴颈一般铸造成空心结构。
内孔径为外径的一半左右。
空心结构可以提高曲轴的疲劳强度，减少曲轴的重量。
主轴颈、曲柄、曲柄销三部分的形状应首先保证能达到足够的强度和刚度，使应力尽量均匀分布，抗疲劳强度高，并且重量轻，便于加工。
一般将主轴颈直径设计得大于曲柄直径的10%，油孔直径应大于0.08d ，孔缘的圆弧半径应大于0.04d ，钻斜孔时，倾斜角应小于30°，油孔径取8mm ，平衡重可以抵消旋转质量和往复惯性力及其力矩的作用。
平衡重的质量分布应使其重心远离主轴的旋转中心，以减轻起质量。
材料为稀土——镁——球墨铸铁。
材料的特性是具有较高的强度，较小的缺口敏感性，较高的强度及良好的吸震性。
轴径尺寸的确定 曲柄销直径D=（4.6～5.6）p =（4.6～5.6）3.1 =（4.6～5.6）×1.140 = 5.3～6.4㎝为保证安全，取D=65㎝ 主轴颈直径 D 1=(1～1.1)D =(1～1.1)×65 = 65～71.5mm 为保证安全，取D 1= 80mm曲柄销与主轴颈的中心线间距离S ′= 60mm 所以S=21D -(S ′-21D ) =280-(60-265)=12.5mmD S =655.12=0.192﹥0 因此符合标准曲柄销轴颈长度l=70mm 曲柄厚度t=（0.6～0.7）D =(0.6～0.7)×65 =39～45.5mm 取t=50mm 曲柄宽度h=（1.2～1.6）D =（1.2～1.6）×65 = 78～104mm 取h=90mm 过度圆角半径r=（0.06～0.09）×65 =（0.06～0.09）×65 =3.9～5.85mm 取r=5mm2 曲轴的静强度验算：本次设计的压缩机主轴承间的问题不大，轴颈dl值比较小，并采用刚度高的形状，因此不进行刚度的验算，而进行静强度和疲劳强度的验算。
许用应力s σ=420Mpa[σ]=][n s σ=5~5.3420=84～120mm 静强度计算复合应力许用值60～80Mpa滚动轴承采用3613调心滚子轴承 l=365+（35+2.5+15+50）×2=470mm l 1=265+35+15+2.5+50=367.5mm l 2=35+50+2.5+15=102.5mm取四个校对位置，三个位置，如图所示 位置Ⅰ—Ⅰ,Ⅲ—Ⅲ,Ⅴ—Ⅴ材料为稀土---镁---球墨铸铁。
加平衡重I r =0 曲拐平面上：4705.1025.367212211R R L L R L R A R -=-=4705.1025.367122112R R L L R L R B R -=-=曲拐垂直平面上：4705.1025.3674705.1025.367122112212211T T L L T L T B T T L L T L T A T T -=-=-=-=驱动侧的曲柄销位置 I-I弯曲力矩：22L B M L B M T T R R ==总弯曲力矩:22TR M M M +=ω弯曲应力：33316.28749661.01.0mm d W WM =⨯===ωωσ 扭曲应力：)60(mm r r B M M t d =-=扭转应力：WM 2=τ224τσσω+= 驱动侧主轴颈位置III-III弯曲力矩：11m B M m B M T T R R ==总弯曲力矩：332225.614121.0mmd W M M M TR ==+=ω弯曲应力：WM ωωσ= 扭转力矩：d M M =扭转应力：WM2=τ复合应力:224τσσω+=驱动侧曲柄位置V-V曲拐侧面中弯曲力矩：)2(21a L B M R -=ω）（mm h mm M 90.50b hb 6211===ωωσ曲拐垂直平面中弯曲力矩：K B M M T d -=2ω（由图计算K=34.75） 弯曲应力：2bh 622ωωσM =位置上最大应力：b r σσσσω++=1扭转力矩：)2(2aL B M T -=在曲柄位置上宽方向的扭转应力：2129bhM≈τ在曲柄位置上狭方向的扭转应力：2229bh M≈τ曲柄位置上宽方向的复合应力：212214)(τσσσω++='曲柄位置上狭方向的复合应力：212214)(τσσσω++=''第二章 活塞式压缩机曲轴结构校核2.1 第一个危险位置取α=0，即活塞处外止点，且压缩机在满负荷而停止转动时：由动力计算部分可知 α=0，n=0有：R A =367.53500102.531502049.73470N ⨯-⨯= R B =367.53150102.535001249470N ⨯-⨯= T A =0 T B =0 d M =0被驱动侧的曲柄销位置I-IR M =R A 2L •=2049.73×102.5=210097.325N •mm T M =T A 2L •=0 ωM =22T R M M +=210097.325N •mmW =0.13d =0.1x663=28749.6mm 3ωσ=WM ω=3210097.32512.4a 28749.6N mmMP mm •=被驱动侧主轴颈位置III-III==1m A M R R 2049N •15mm=30735N •mm 01==m A M R T mm N M •=23985ω32398561412.5M mm W mm ωωσ•===0.39Mpa M =0=d M02==WMτ 复合应力：224τσσω+==0.39MPa被驱动侧曲柄位置V-V曲拐平面的弯曲力矩140=2049.73x4082000R M A N mm ω=⨯=•弯曲应力1122366820002.1875090M MPa b h mm ωωσ⨯===•• 曲拐垂直面中的力矩02=-=R A M M T d ω弯曲应力02=ωσ 位置上拉应力32049.730.465090R b A NMPa bh mmσ===⨯ 位置上最大应力：12 2.18700.46 2.647b MPa ωωσσσσ=++=++=0)2(2=-=αL A M T02921==hb Mτ 02=τ' 2.187MPa σ=="0.46MPa σ==2.2 第二个危险位置取,,230max n n R === αα即曲轴位于最大法向力max R 位置，且压缩机以额定转速转动时：由动力计算部分可知n n R ==,230max α367.57381.1102.576003720470r A N ⨯-⨯== N B R 2.39384701.73815.10276005.367=⨯-⨯= 367.56360102.565404959470T B N ⨯-⨯==驱动侧的曲柄销位置I-Imm N L B M R R •=⨯==5.4036655.1022.39382mm N L B M T T •=⨯==3357495.10249592285689M MPa ω==2856899.9328749.6M MPa W ωσ=== mm N mm N mm N r B M M T d •=•-•=•-=505464604959702000MPa mmmm N W M 79.86.28749250546423=⨯•==τ复合应力：10.6MPa σ==驱动侧主轴颈位置III-III13938.21559070R R M B m N mm ==⨯=•149591554840T T M B m N mm ==⨯=•80602.05M N mm ω==•80602.05= 1.361414.5M MPa W ωωσ== 扭转力矩：745000d M M N mm ==•3745000 6.0652261414.5M MPa W mm τ===⨯6.206MPa σ===驱动侧的曲柄位置V-V12()3938.2(102.561.25)3938.2406438632W R M B L N mm α=-=⨯-=⨯=• 11226664386317.35090W M MPa b h ωσ⨯===⨯ 2745000495934.75618868W d T M M B K N mm =-=-⨯=• 22226661886816.675090W M MPa bh ωσ⨯===⨯ 3938.20.875090R b B MPa bh σ===⨯ 位置上最大应力：1217.316.670.8734.84b MPa ωωσσσσ=++=++=2()4959401462402T M B L N mm α=-=⨯=• 12299146240 2.9248225090m MPa b h τ⨯===⨯⨯ 22299146240 1.625225090m MPa bh τ⨯===⨯⨯ 曲柄位置宽方向复合应力：21.6MPa σ'===18.7MPa σ''===2.3第三个危险位置取,,290max n n ===︒αα即曲轴位于最大切向力max T 位置，且压缩机一定额定转速转动时：367.53325102.559551306470367.55955102.533254130470367.55060102.512350841470367.512350102.5506010222470R R T T A N B N A N B N ⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯==⨯-⨯== 驱动侧的曲柄销位置I-I24130102.5502415R R M B L N mm ==⨯=•2102222102.52037366.5T T M B L N mm ==⨯=•1211862W M N mm ==•121186248.6528749.6W M MPa W ωσ=== 9006001022260303450d T M M B r N mm =-=-⨯=•303450 6.52228749.6M MPa W τ===⨯45.86MPa σ== 驱动侧主轴颈位置III-III141301561950R R M B m N mm ==⨯=•11022215153330T T M B m N mm ==⨯=•182696W M N mm ==•182696 4.361412.5w M MPa W ωσ=== 900600d M M N mm ==•9006008.322261412.5M MPa W τ===⨯18.65MPa σ===驱动侧主轴颈位置V-V12()413040165200mm 2W R M B L N α=-=⨯=•112266165200 4.4a b h 5090W M MP ωσ⨯===⨯ 29006001022234.75648241W d T M M B K N mm =-=-⨯=•2222666482419.125090W M MPa bh ωσ⨯===⨯ 41300.875090R b B MPa bh σ===⨯ MPa b 39.1487.012.94.421=++=++=σσσσωω122222'''9924432814.7222509099244328 2.7122509018.9514.72a a a aM MP b h M MP b h MP MP ττσσ⨯≈==⨯⨯⨯≈==⨯⨯======2.4 第三个危险位置取,,100n n == α 即曲轴位于总阻力矩最大值max M 位置，且压缩机以额定转速转动时：367.5102.53662415.6470367.5366102.52407470367.56810102.58660928470367.58660102.568104835.16470R R T T A N B N A N B N ⨯-⨯==-⨯-⨯==-⨯-⨯==⨯-⨯==（-2987.3）（-2987.3） 驱动侧的曲柄销截面I —I222407102.5950194835.16102.5541304.954957954957920.1728749.69202004835.166060335060335012.52228749.628.63R R T T W W W a d T a M B L N mmM B L N mmM N mmM MP W M M B r N mm M MP W MPaστσ==⨯=•==⨯=•==•====-=-⨯=•===⨯==驱动侧的曲柄销截面III —III11240715139254835.1615792258403684036 1.4161412.5920200920200 6.962261412.513.97R R T T W W W a d a M B m N mmM B m N mmM N mmM MP W M M N mmM MP W MPaστσ==⨯=•==⨯=•==•=====•===⨯== 驱动侧的曲柄销截面V —V1211222222212()2407403709026 1.0992********.1634.75736686.2566736686.25 6.3680902415.60.315090()4835.1640211250292W R W a W d T W a R b a T M B L N mmM MP b hM M B K N mmM MP b h A MP b h M B L N mmm b ωωασσσατ=-=⨯=•===-=-⨯=•⨯===⨯===⨯=-=⨯=•=2222'''9211260 6.222509099211260 4.352250908.7214.07a a MPa h m MPa b h MP MP τσσ⨯==⨯⨯⨯===⨯⨯======经过以上静强度校核，可以看出各处应力均小于材料许用应力范围，所以上述过程满足设计要求。