几乎所有汽车发动机都采用全支承曲轴，其刚度比非全支承的曲轴大得多，而且由于支承跨距短，曲轴内弯短小些，轴颈尺寸就相应可小些，又可降低轴承摩擦损失。随着轴瓦材料承载能力的提高，允许连杆轴颈和主轴颈长度缩短，因此采用全支承一般不会引起发动机长度增加的问题。
　　汽车发动机的曲轴又几乎全是整体式的，只有个别转速较低的柴油机(如趋于淘汰的6135Q和12V135Q)采用组合式曲轴，如图12—3。其曲柄兼作装滚柱轴承的主轴颈，结构紧凑刚度好，而且用同一曲拐可装配成不同缸数发动机的曲轴，便于产品系列化，也允许单独更换其中一个损坏的曲拐而不必整根曲轴报废。但是其加工面多，制造精度要求高，滚动轴承贵，还限制发动机转速提高。所以高速汽车发动机不用这种结构。
　　多数汽车发动机采用锻钢曲轴。汽油机和非增压柴油机一般用45号钢，增压柴油机则有用合金钢的。45号钢曲轴至少要进行调质处理以提高材料的机械性能，各轴颈表面还要进行感应淬火处理以提高耐磨性。淬火工艺应仔细控制，在图纸上应标明淬火区域、淬火深度和硬度，淬硬区边缘距圆角的距离不应小于2mm，以避免校直时在圆角区出现裂纹。考虑到以后修理时的磨削余量，图纸上应规定淬硬层深度约为2mm，硬度为HRC50—60。近来还有对曲轴进行氮化处理以提高疲劳极限的。所行轴颈表面和圆角、油孔边缘都必需抛光，还可对圆角进行滚挤压或喷丸等工艺处理，这些都有助于提高曲轴的疲劳极限。当曲轴采用合金钢材料时，由于合金钢对缺口的敏感性强，连曲柄臂表面也要进行精磨。
　　也有不少汽车发动机的曲轴采用球墨铸铁或高强度可锻铸铁初料。对于曲轴来说，以铸代锻不仅具有第八章户讲过的那些一般好处(不需要专门设备，便宜，后加工量小)，而且还有一个特殊好处，即容易把曲轴做成在应力分布方面较为理想的形状，如鼓形中空轴颈加卸载槽(见图12—4)。试验表明，主轴颈中空可使曲柄销过渡圆角处的应力峰值减小，再加卸载槽，应力分布更均匀(见图12—5)。曲柄销中空则可以减轻主轴颈过渡圆角处的应力集中，并减小曲柄销离心力和主轴颈(轴承)的离心力载荷。此外，铸铁曲轴的耐磨性也较好，经正火处理的球铁曲轴配巴氏合金轴瓦已不需要将轴颈淬硬，配铝基轴承时轴颈表面还要淬火或氮化。铸铁的内摩擦阻尼比钢大，在同样大的激振力矩下扭振振幅较小。

一个曲拐的主要尺寸示于图12—6。在设计手册或参考书中可以查到一些曲轴尺寸比例的统计数字或推荐数字，例如表12—1和图12—7。但设计时还应参考同类型发动机中的近期先进产品，作一些具体的比较分析。尤其是活塞单位面积上的最大气体压力pZ和最大往复惯性力mjrω2(1十λ)/Ah相近的发动机的曲轴尺寸比例和材料、应力水平等更值得参考(此处Ah指活塞面积)。
　　了解以下的一些一般概念也是有益的。
　　①对非增压直列式发动机来说，先根据缸筒部分的设计(干缸套还是湿缸套，水冷还是风冷)确定缸心距L，然后将L合理地分配给曲轴各分段(即L1，L2，h…)，一般不会在曲轴强度和轴承承载能力方向发生困难，而且还不需要采用斜切u连杆(即d2＜0.65D)。增压柴油机和V型并列连杆发动机则往往要由曲轴长度决定其缸心距。
　　②多缸机曲轴各曲柄销等长，各主轴颈则不一定都等长。有些四缸机和六缸机的中央主轴颈因离心力载荷较大就做得比其它主轴颈长些，这时缸间距不等，不便于在同一生产线上加工同一系列的不同缸数的缸体。因此只要轴承的承裁能力允许，仍宜采用等缸间距，即中间几个主轴颈长度要相等。第一个主轴颈和最后一个主轴颈的长度不受缸间距限制，可只根据曲轴首段和尾段的结构需要决定其长度。安装止推轴承的主轴颈就要长一些。们主轴颈长度相等便于采用内铣等先进的加工工艺。
　　③主轴颈直径d1一般都比曲柄销直径d2稍大一些，大约是(1.05—1.25)d2。从主轴颈应力和主轴承负荷上看无此必要。但是d1大些可以缩短主轴颈而加厚曲柄，并略微加大轴颈重叠度，这二者可减小过渡圆角处应力，对曲轴的疲劳强度和曲轴刚度都有利。
　　④从滑动轴承形成承压油膜的条件来说，其长径比L′/d以0.4为最佳。此处L′是轴瓦宽度，它比轴颈的有效承压长度(L—2P)略小一些(轴瓦两端有倒角)。绝不允许L′/d＜0.3，同时轴承的最大条件比压(即最大轴承负荷除以d·L′)应符合所用轴瓦材料的许用值。
　　⑤轴颈重叠度?＝1/2(d1十d2)－R(R为曲柄半
　　径)。如果主轴颈和曲柄销不重叠，?为负值。当?值在﹣0.12D左右时，曲柄销过渡圆角和主轴颈过渡圆角几乎在曲柄臂两边相互正对着(见图12—8)。这时应力集中最严重。随着轴颈重叠度的加大，应力向曲拐平面两侧转移而峰值减小，对曲轴疲劳强度有利，刚度也提高。不过?的大小主要决定于发动机的行程缸径比(S/D)，因为从减轻旋转惯性力、减小转动惯量(影响曲轴固有频率)，减小摩擦损失等多方面考虑，都要求d2尽可能小些，一般取轴承比压所许可的下限，相应地d1也只是在(1.05—1.25)建d2的范围内变化，对重叠度?的影响有限。
　　⑥加大曲柄臂的厚度h和宽度b，既可使曲柄臂的名义应力水平降低曲柄臂名义断面的抗弯截面模数W3＝bh2/6，又可使应力分布较均匀，这两者的综合影响使过渡圆角处的应力峰值下降，其中又以加大h的效果更为明显。此外，加大h还使曲轴刚度提高。因此适当加大h而缩短主轴颈是合适的，宜尽量把曲柄臂名义断面的抗弯截面模数做得和曲柄销一样大。V型机因曲柄销并列两个连杆，h相对较小，就得用较大的轴颈重叠度和较大的圆角半径ρ来弥补。多数发动机曲轴的各曲柄臂同一厚度，但气缸夹角为90°的V型8缸机和6缸机为布置平衡重，其第一个和最后一个曲柄臂比中间各曲柄臂厚。
　　⑦曲柄臂以凸肩接主轴颈和曲柄销。凸肩的厚度δ根据曲轴加工工艺决定。全加工曲轴的δ只有0.5—1mm，绝大多数汽车发动机是这样的。少数小型发动机为降***造成本不加工曲柄臂，其凸肩厚度就要取4mm左右。
　　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p可使圆角应力峰值降低，故P宜取大，至少不能小于0.05d2或2.5mm。

(1)曲柄臂和平衡重
　　实验表明，椭圆形曲柄臂的应力分布情况最有利。曲柄臂外侧上端通常做出大倒角以减重，但是当轴颈空心时倒角要控制，避免因轴颈内孔与曲柄臂倒角相交而出现锐边，引起应力集中。
　　不少曲轴的曲柄臂上带有平衡重。平衡重可以和曲柄臂锻为一体或铸为一体，也可以制成单个的平衡重用柔性螺钉固紧在曲柄上(见图12—9，(b))。前一种结构简单可靠、成本较低，但平衡重在厚度上受限制，有可能需要在直径方向加大尺寸而使连杆加长，发动机高度增加。后一种结构则能充分利用曲柄臂与连杆之间的空间将平衡重加厚，因而不限制采用短连杆，只是必需确保连接的可靠性，其固紧螺钉在设计时应按30％的超速来考虑。
　　曲轴和平衡重一起进行动平衡，二者间的定位关系不允许变动，可用与固定螺钉同轴的定位套筒，或用止口定位。也可用图12—9(a)中所示的燕尾槽加夹紧螺栓的方法连接。这种夹紧螺栓不受平衡重离心力作用，更加可靠。当转速变化时平衡重的切向惯性力由定位套筒、止口或燕尾槽承受。
　　为了能以尽量小的平衡重质量获得所需的离心力，应使平衡重质心尽可能离曲轴轴线远一些，因此要尽量把平衡重做成扇形圆环状。
　　(2)轴颈过渡圆角
　　P越大对曲轴强度越有利。但P大则轴颈的有效承压长度减小。换句话说，如果轴承的承载能力限定了轴颈有效长度不能减小，则P的加大就会增加曲轴长度。为解决这一问题，出现了内凹圆角，如图12—l0(a)所示。图12—10(b)为普通圆角。这两种过渡圆角相比，普通圆角容易加工，约便宜5％。可是在相同的轴承载荷下，用双圆弧内凹圆角曲轴的柴油机长度要比用普通圆角曲轴短3％—4％。在相同的气缸中心距的情况下，采用双圆弧内凹圆角的曲钠比采用普通圆角的允许发动机强化程度更高。
　　(3)轴颈内孔
　　不少发动机把曲轴轴颈做成空心的，可以减轻曲轴重量，其中曲柄销空心还可以减轻主轴承的惯性载荷，减小曲轴转动惯量。
　　主轴颈空心度d1′/d1对于过渡圆角处应力的影响见图12—11。随着d1′/d1的增大，主轴颈过渡圆角处的弯曲应力峰值σ1max增大，而曲柄销过渡圆角处的弯曲应力峰值σ2max则下降且出现应力峰值向曲拐平面两侧转移，但d1′/d1大过一定值以后，σ2max还会上升。曲柄销空心度d2′/d2的影响与d1′/d1相反，其增大使σ2max上升，而σ1max下降。
　　曲柄销中的内孔往往做成偏心的，见图12—12，这不仅可以增加减重效果，而且适当的偏心(e＝(0.03—0.08)d2)还可使主轴颈过渡圆角处的应力集中峰值降低。安排偏心内孔时要注意：
　　①内孔至曲柄销表面的最小距离s不要小12mm。
　　②偏心孔至主轴颈的距离l1有一最佳值l′1，可根据?/d2按图12—13确定。主轴颈中的内孔不偏心，但也有一个至曲柄销的最佳边距l′2，也可据?/dl按此图确定。
　　铸铁曲轴不难做出轴颈内孔，包括最理想的鼓形中空孔。模锻轴要加工成空心轴颈比较困难，尤其是中间曲拐。鉴于装在曲轴尾端的飞轮可能产生振摆而使最后一个曲柄销圆角产生附加弯曲应力，至少宜将最后一个主轴颈加工成中空的。
　　(4)曲轴中的润滑油道
　　采用滑动轴承的发动机，通常是由横贯机体的纵向主油道和各分支油道供油到各主轴承上半部，再经过曲轴中由主轴颈到曲柄销的油道供油给连杆轴承。在确定主轴颈上油道入口和曲柄销上油道出口位置时，既要考虑到有利于供油，又要使油孔对轴颈强度的影响最小。就供油来说，曲柄销上的油孔只要安排在曲拐平面的旋转前方在θ＝40°—90°低负荷区范围内(见图12—14)都可算是合理的。就强度来说，油孔开在θ＝90°处(见图12—14，(a))最好。因为在垂直于曲拐的中心面内曲柄销的弯矩较小，油孔处名义应力较低，也就不会有很大的应力集中峰值。主轴颈上有时开一通孔(图12—14，(a)，(c))，相应地主轴承上瓦中央开有—个油槽，任何曲轴转角位置都可向连杆轴承顺畅地供油。
　　油道不能离轴颈过渡圆角太近。油孔直径一般不大于0.1d2，但最小不得小于5mm。孔口不应有尖角锐边，而应有不小于0.04d2的圆角以减缓应力集中。当油道与轴颈倾斜相交时尤应注意尖角处理。孔口圆角应抛光。
　　(5)曲轴的首段和尼段
　　曲轴第一主轴颈之前的部分是其首段，最后一道主轴颈之后是其尾段。首段的扭振振幅大，六缸以上发动机曲轴首段一般都装有扭振减振器。此外，发动机的各种辅助装置，如机油泵(柴油机)、冷却水泵和风扇、发电机等，一般也都出安装在曲轴首段的齿轮或皮带轮驱动。多数发动机的曲轴首段还装有驱动配气凸轮轴和柴油机喷油泵的正时齿轮〔或链轮)。
　　由于曲轴首段只受不大的附件传动阻力矩和传动机构中的力的作用，尾段则要输出发动机总转矩，而且扭振附加应力又是尾段最大，所以尾段比首段粗，尾段长度也要尽量缩短。把正时齿轮安排在曲轴首段的主要好处就是可采用较小直径的正时齿轮，使整个传动机构设计紧凑，拆装也方便，同时曲轴尾段短，机体结构简单。但是，首段扭振振幅大，容易造成齿轮损坏。因此也有一些大缸径发动机把正时齿轮装在尾段。
　　装飞轮的曲轴尾段凸缘的几种结构方案见图12—15。当正时齿轮在首段时，尾段凸缘可紧靠最后一道主轴颈(图12—15，(a))，否则尾段凸缘与主轴颈间要插入一个正时齿轮。如果齿轮热压配合在轴上，则由于齿轮直径不能过大，装飞轮的凸缘直径就得减小(图12—15，(b))，如果这样做不符合传递扭矩的要求，还可以把装飞轮的凸缘热压配在曲轴上(图12—15，(c))。
　　飞轮和曲轴一起动平衡。为保证拆卸后恢复原装配位置，必须用不均布的螺栓连接或用定位销定位。无论是计算装飞轮凸缘的热压连接还是飞轮螺栓都按纯摩擦连接考虑，摩擦系数取为0.17，这样做偏于安全。
　　首段和尾段上与橡胶骨架油封配合的表面必须淬硬磨光。表面线速度不要超过22m/s。
　　(6)曲轴的定位
　　为了防止曲轴产生轴向位移，在曲轴与机体之间需设置一个止推轴承，以承受斜齿轮的轴向分力和踩离合器所产生的轴向推力。多数发动机将止推轴承设置在中央主轴承的两侧或后主轴承的两侧，也有的发动机用第一主轴承的两侧轴向定位。止推轴承间隙多为0.05—0.2mm。