内燃机设计复习
第一章
1、内燃机主要设计指标有哪些？内燃机设计总论
动力性指标、经济性指标、紧凑性指标、可靠性与耐久性指标、适应性指标、运转性能指标、低公害指标。
2、内燃机的动力性指标有哪些？
内燃机的动力性指标是指内燃机的标定功率，标定转速，活塞平均速度，平均有效压力及扭矩，这些指标是根据配套的使用要求而确定的。
3、经济性指标有哪些？
内燃机的经济性指标是指生产成本,运转中的消耗,(燃油．机油)以及维修费用等，这些通常都是以燃油消耗率和机油消耗率，特别是燃油消耗率作为内燃机经济性的主要指标。
4、内燃机设计工作中的“三化”？
内燃机的产品系列化，零部件通用化，零件设计标准化统称为内燃机和设计的“三化”。
5、内燃机主要结构参数有哪些？
内燃机的主要结构参数，是指决定内燃机总体尺寸的参数，这些参数为：活塞行程S与气缸直径D的比值S/D；曲柄半径R与连杆长度L的比值λ，λ=R/L；气缸中心距L0与气径直径D的比值L0/D；对于V型内燃机还包括气缸夹角γ。
6、活塞行程与气缸直径的比值
活塞行程S与气缸直径D的比值S/D，是决定内燃机设计的基本条件，由此即可确定气缸直径D及活塞行程S这两个主要参数。同一气缸容积的值，可以由不同的活塞行程与气缸直径组合而成。要正确确定出活塞行程和气缸直径值，必须正确确定活塞行程与气缸直径的比值。7、曲柄半径R与连杆长度L的比值λ
曲柄半径R与连杆L的比值λ=R/L是决定内燃机连杆长度L的一个结构参数。因为在活塞行程S决定后，曲柄半径R=S/2即可求出。因此，在确定参数λ之后，即可决定连杆长度的大小。
8、分析曲柄半径R与连杆长度L的比值λ对内燃机结构的影响
对于单列式内燃机，λ值越大，连杆长度越短，D、S相同的条件下，内燃机的高度或宽度也越小，可是内燃机的外形尺寸减小，重量减轻。同时，连杆缩短后，使连杆杆身具有较大的刚度和强度。虽然由于λ加大，使往复运动质量的加速度和连杆摆角也加大，但因连杆重量减轻，往复惯性力与侧压力并没有什么增加。所以在设计时，为了尽可能缩小内燃机的外形尺寸和减轻重量，一般尽可能选取较大的λ值，以使连杆的长度尽量短一些。
9、连杆长度的缩短，受到什么条件的限制：
受到以下条件的限制
（1）活塞在下止点时，裙部不应与平衡重相碰。
（2）活塞在上止点时，曲柄臂不应与气缸套下部相碰。
（3）连杆在气缸套内摆动时，连杆杆身不应与气缸套下部相碰。
10、气缸中心距Lo与气缸直径D的比值Lo/D
气缸中心距Lo与气缸直径D的比值Lo/D是决定内燃机长度的主要参数
第二章
1、作用在曲柄连杆机构上的力内燃机曲柄连杆机构受力分析
作用在曲柄连杆机构上的力主要是由运动质量产生的惯性力和作用在活塞上的气体力，这些里（或力矩）随着曲柄转角的不同而变化，在稳定情况下，曲柄每转二周为一个变化周期，实际上，内燃机的工况是不断变化的，特别是作为动力时，因此，作用在曲柄连杆机构上的力和力矩也是在不断变化的。要计算在各种工况下的作用力和力矩的情况是相当复杂的，通常在动力学分析中，只计算标定工况下的作用力和力矩。并认为曲柄是作等速旋转运动。
2、进行内燃机的动力学计算的步骤
在进行动力学计算之前，必须根据实测的示功图或对工作过程的循环模拟计算来确定气体作用力的变化情况再根据运动学求出的各运动件的加速度，由此求出惯性力的变化情况，从而得到总的作用力及力矩，在此基础上，进一步分析这些力和力矩对内燃机平衡与振动的影响。
3、活塞、连杆的运动规律
当曲柄按等角速度ω旋转时，曲柄OB上任意一点都以O点为圆心作等角速旋转运动，A点（即活塞）沿气缸中心线作往复运动，而连杆AB则作复合的平面运动，其大头与曲柄销（即B点）一样，作等速的旋转运动，而连杆的小头则与活塞一样作往复运动，所以连杆本身的运动是由旋转运动和往复运动合成的平面复合运动。在实际分析中，为使问题简化，一般将连杆为分别集中于连杆大头和小头的两个集中质量，认为它们分别作旋转与往复运动，这样就不需要对连杆的运动规律进行单独的研究。
4、研究曲柄连杆机构运动学的主要任务
活塞在作往复运动时，其速度和加速度是变化的。它的速度和加速度的数值及变化规律对曲柄连杆机构以及内燃机整体的工作有很大的影响，因此，研究曲柄连杆机构运动学的主要任务实际上就是研究活塞的运动规律。
5、连杆的角位移、角速度与角加速度的特殊值（最大或最小）及所在位置
当α=0°或180°时，连杆角位移有最小值，即βmin=0
βmax=±arcsinλ当α=90°或270°时，连杆角位移有最大值（指绝对值），即
?当α=0°或180°时，连杆角速度有最大值（指绝对值），即βmax=±λω
当α=90°或270°时，连杆角速度为0，即β=0
当α=90°或270°时，β有最大值（指绝对值），即βmax=?
?????λω2?λ2
????当α=0°或180°时，β有最小值，即βmin=0
6、活塞的位移的特点
即曲柄转角α从0°到90°时活塞的位移值比曲柄转角α从90°到180°时活塞的位移值大，而且是λ值越大，其差值也越大。
7、活塞的位移曲线的作用
活塞的位移曲线可用来对p-v(压力-容积)示功图与p-α（压力-曲柄转角）示功图两者之间进行转换；它与气门的运动曲线配合，还可用来检验活塞与气门之间发生干涉；在柴油机直接喷射燃烧室的设计中，喷油柱的位置与活塞上燃烧室的配合，也要用到活塞的位移曲线；此外二冲程内燃机排气口与扫气口位置的确定，与活塞位移变化也是密切相关的。
8、活塞速度组成的特点活塞速度可以写成两个速度分量之和，即
λv=R?sinα+R?sin2α=v1+v22
因此，活塞速度可视为由v1=Rωsinα与v2=Rω
9、活塞速度在特殊位置时的值
当α=0°或180°时（活塞位于上下止点），活塞速度等于零，这是由于活塞在这两点改变运动方向的缘故。
当α=90°或270°时，v=Rω，此时活塞速度等于曲柄销中心的圆周速度。但是，这并不是活塞的最大速度。
10、活塞的速度
根据图形和公式分析可知：
α=0°~180°时，v为正值（活塞向着曲轴中心线方向运动）；
α=180°~360°时，v为负值（活塞背着曲轴中心线方向运动）；
α=0°、180°、360°时，v=0（活塞正在改变运动方向）；
α=90°、270°时，v=Rω，但并不是vmax。活塞的速度在旋转一周中，时快时慢的变化着，它的平均速度可以表示为λsin2α两部分简谐运动速度所组成。2
cm=2ssn=6030
n(m/s)
活塞平均速度cm虽然只能粗略地估计活塞运动的快慢，但它是表征内燃机性能指标的重要参数之一。
11、活塞的最大速度
活塞速度最大时的曲柄转角αvmax：?1?αvmin=arccos?(?1++8λ2)??4λ?
可见，0?cosαvmax?1，因此cosαvmax小于90°或大于270°，即活塞速度的最大值出现在偏
向上止点一边，大体上在上止点前后75°左右。不同λ值时，有不同活塞速度的位置不同。
λ值越大，活塞速度最大值也越大，相应的曲柄转角αmax便越小。
12、活塞的加速度
活塞加速度也可视为是两个简谐运动加速度之和，即由a1=R?2cosα与a2=R?2λcos2α两部分组成。
活塞加速度的极值点（最大正加速度和最大负加速度）以及相应的曲柄转角α，
cosα=0或1+4λcosα=0
第一种情况，cosα=0加速度极值点出现在α=0°和α=180°处，相应的加速度为
α=0°时，a=R?2(1+λ)α=180°时，a=?R?2(1?λ)
1处，相应和加速度4λ第二种情况，1+4λcosα=0即加速度的极值点还出现在α=arccos(?
为a′=?R?2(1+1)8λ
可以看出，第二种情况只会出现在λ>1/4的机构中，对于λ≤1/4的机构无意义。
综上所述，在曲轴转角一周中，当λ≤1/4时，α在0°、360°有最大的正加速度值Rω2(1+λ)；当α在180°时，有最大的负加速度值?Rω2(1?λ)。当λ>1/4时，α在0°、360°有最大的正加速度值，其大小也为Rω2(1+λ)；而α在α′、360°-α′两处有最大的负加速度值，此值为
1，而此时在处的加速度值仍为?Rω2(1?λ)。8λ
13、沿活塞销中心线作往复运动的零件——活塞组的质量?Rω2(1+
活塞组的质量
为mp包括活塞、活塞环、活塞销以及装在这些零件上的其它附件的质量。可以认mp集中在活塞销的轴线中心上，因为活塞销中心线是活塞组的传力点，虽然当活塞中心偏离气缸中心时存在一些误差，但由于一般偏移量很小，故可作此假定。
14、作旋转运动的零件——曲柄组的质量
曲柄组包括装在曲柄上的所有附件。曲柄上不平衡部分产生旋转惯性力（离心力）的质量可以换算为集中于曲柄半径R处的质量mk。进行这种换算的条件是：简化后的集中质量mk所产生的旋转惯性力和原来实际系统不平衡质量所产生的旋转惯性力相等。
曲柄不平衡部分的质量包括两部分：一部分是曲柄销及其与曲柄臂相邻部分的质量m′，其质
'心位置离曲轴轴线的距离就是R，故简化后的质量不变，为mk另一部分是曲柄臂的质量m′′，=m′；
"如果其质心位置与曲轴轴线的距离为ρ，则此质量换算到曲柄半径R处的集中质量mk应满足以下
条件，即""mkRω2=m′′ρω2所以mk=m′′ρ
R
曲轴主轴颈的质量m′′，由于其质心就在曲轴轴线上，当曲轴旋转时不产生旋转惯性力，因此不用考虑。
这样换算到曲柄半径R处的整个曲柄组的旋转质量mk为ρ
Rmk=m'+2m"
式中m′、m′′和ρ等数值，可根据曲轴的图纸资料借助于方格纸或求积仪计算出来。
15、作复合平面运动的零件——连杆组的质量
连杆组的质量包括连杆体、连杆小头衬套、连杆盖以及连杆螺栓等质量。为了计算简便，一般认为连杆小头随活塞作往复运动，连杆大头随曲柄作旋转运动，而连杆杆身则作复合的平面运动（既有平面移动又有平面摆动），因此将连杆质量换算成集中于活塞销中心处作往复运动的质量m1和集中于曲柄销处作旋转运动的质量m2，由此来代替原来作复合运动的连杆的质量。
16、连杆组质量系统动力学的简化原则
根据力学原理连杆组质量简化后的当量系统与原来实际的质量系统动力学相等，则必需满足下列三个条件：
（1）质量不变——所有简化后的质量总和应等于原连杆组总质量mc，
（2）系统的质心位置不变——所有简化后质量的质心应与连杆组原来的质心位置相重合。如果简化为两个质量，则m2a?m1b=0
（3）系统对质心的转动惯量不变——所有简化后的质量对于连杆组质心的转动惯量之和应等于连杆原来的转动惯量Ic，即2ml∑ii=Ic
实际上，把连杆质量换算成m1和m2两个质量，对上述三个条件是不能完全满足的，即第三个条件不能得到满足。因为换算后的质量，对于连杆组质心的转动惯量之和Ic'，它不等于连杆组原来的转动惯量Ic。这是由于Ic'的大小同质量分布有关，如果质量分布离质心越远，则Ic'越大，转换后双质量系统的转动惯量显然比原系统的转动惯量要大一些。
17、作用于曲柄连杆机构的力
在曲柄连杆机构中，主要作用力有气体作用力，运动质量的惯性力及外界负荷对内燃机运动的反作用力。
18、连杆机构中主要零件的主要受力
曲柄连杆机构中主要零件的主要受力有：往复惯性力、旋转惯性力、气体作用力。
19、连杆机构的往复惯性力
连杆机构的往复惯性力在忽略了高次项之后，可以看作由一次往复惯性力Pj1和Pj2二次往复
惯性力所组成。
20、活塞上总作用力的分解与传递
叙述分解与传递过程并画出受力图。
第三章
1、静平衡和动平衡内燃机的平衡
曲柄旋转质量系统，不但要求静平衡，也要求动平衡。
静平衡：质量系统旋转时离心合力等于零，即系统的质心（重心）位于旋转轴线上。
动平衡：质量系统旋转是，旋转惯性力合力等于零，而且合力矩Mr也等于零。
2、旋转惯性力及其平衡
单缸内燃机的总旋转惯性力，包括曲柄不平衡质量和连杆换算到大头处的质量所产生离心力之和。Pr=?mrRω2
该离心力的作用线与曲柄重合，方向背离曲柄中心，因此，只需在曲柄的对方，装上平衡重，使其所产生的离心力与原有的总旋转惯性力大小相等、方向相反即可将其平衡。
为了减轻平衡重质量并充分利用曲轴箱空间，可尽量使平衡重的质心远离曲轴中心线。
3、往复惯性力及其平衡
一次往复惯性力
二次往复惯性力
令C?mjRω2
从形式上看，Pj与离心力一样，但这是mj的往复质量而不是旋转质量。
如果把C假想看成是一个作用在曲柄上的离心力，则一次往复惯性力PjI，就相当于该离心力在气缸中心线上的投影。因为这个离心力是假想的，只是形式上相当于一个离心力，故把它作为一次往复惯性力的当量离心力。
一次往复惯性力采用平衡轴来平衡，二次往复惯性力一般比较小所以不进行平衡。现把这个当量离心力的质量分成完全相等的两部分。即各等于PjI=?mjRω2cosαPjII=?mjλRω2cos2αmj
2，并使一部分内气缸中心
线开始，半径R的圆上，以向速度顺时针方向旋转，另一部分以同样条件下反时针方向旋转，显C然它们的离心力分为。正转部分离心力作为PjI的正转矢量，A1表示。反转部分离心力作为PjI2
的反转矢量，B1表示。
在活塞位于止点时，此两当量重合于气缸中心线上。在任一曲轴转角时，正转矢量A1与反转矢量B1的合矢量都落在气缸中心线上，其方向及大小与一次往复惯性力的方向及大小一致。这是
因为A1、B1在气缸中心上的投影为
CCA1cosα+B1cos(?α)=cosα+cosα=Ccosα=PjI22
在垂直于气缸中心线方向，A1与B1的投影正好大小相等，方向相反，其和为零。
CCA1sinα+B1sin(?α)=sinα?sinα=022
一次惯性力PjI可用两个质量所产生的离心力矢量来代替，所以要想将PjI全部平衡，只要平衡掉这两个离心力即可。具体的做法是采用两根旋转方向相反的平衡轴。
4、单列式多缸内燃机的平衡的项目
单列式多缸内燃机的平衡的项目：旋转惯性力的合力；一次往复惯性力的合力；二次往复惯性力的合力；旋转惯性力的合力矩；一次往复惯性力的合力矩；二次往复惯性力的合力矩；5、单列式多缸内燃机的惯性力和力矩的特点
多缸机，各缸产生的一、二次往复惯性力却是沿各自气缸中心线，因此是互相平等，且作用在同一平面内（气缸轴线平面）；只是一次惯性力与二次惯性力变化频率不相同。各气缸的旋转惯性力沿各自曲柄方向作用在不同平面内。由于各气缸中心线之间有一距离，因此各缸的往复惯性力，和旋转惯性力对于与曲轴轴线垂直的某一参考平面（一般取通过曲轴中央的平面为参考平面），还将产生力矩，如互相抵消，本身就平衡了，如不能抵消，则是不平衡的。
离心力产生的力矩和离心力矩，用∑Mr表示。由于绝大多数多缸内燃机，曲柄排列从曲柄端视图看，都是均匀分布的，而各缸的离心力大小相等，方向又与曲柄一致，所以离心力的合矢量∑Pr在这种情况下就互相抵消了，即∑Pr=0。但是由于各缸的离心力作用线不在同一平面内，即使∑Pr=0，它们还可能产生合力矩∑Mr。这个力矩所在平面通过曲轴中心线，以角速度ω旋转，所以，它在垂直平面和水平平面的两个分力矩∑Mry与∑Mrx的大小和方向都是变化的。
至于一、二次往复惯性力，虽然始终作用在气缸轴线平面内，但各缸中该力的大小和方向都是随曲轴转角α而变化的。所以，对多缸机而言，既使曲柄排列均匀，也只有一次惯性力的合力为零，即∑PjI=0，其它各次惯性力（如∑PjII）就不一定这零。此外，一、二次惯性力，象离心力一样，也要产生合力矩。并用∑MjI、∑MjII来表示，它们与∑Mr所不同的是，始终作用在气缸中心线所在平面，而数值大小随曲轴转角α变化。
6、四冲程两缸机的平衡情况
1．旋转惯性力的合力∑Pr=Pr1?Pr2=mrRω2?mrRω2=0
明它们已互相平衡了。
旋转惯性力的合力为零，说
(1)(2)2、一次往复惯性力的合力∑PjI=PjI+PjI=0一次往复惯性力已经平衡了。
(1)(2)3、二次往复惯性力的合力∑PjII=PjII+PjII=?2mjRω2λcos2α
需附加两要有以曲轴二倍角速度旋转的平衡轴来平衡。但由于结构复杂，实际上往往就任其存在了。
4、旋转惯性力的合力矩
5、一次往复惯性合力矩
6、二次往复惯性合力矩
7、四冲程三缸机的平衡情况
1、旋转惯性力的合力∑M∑Mr=Prl=?mrRω2l=?mjRω2cosα?ljII没有平衡没有平衡jI∑M∑Pr=0=0，即冲程三缸的旋转惯性力已经平衡。
jI2、一次往复惯性力的合力
3、二次往复惯性力的合力
4、旋转惯性力力矩∑p∑pr=0，一次往复惯性力合力已平衡.=0，二次往复惯性力已经平衡。jII∑M=Prl
∑Mr与垂直轴的夹角为ηr=α?30。
可见，∑Mr=Prl，其方向恒位于第一曲柄后30度，故可在曲轴上装平衡重将其平衡。
5、一次往复惯性力矩
由上式可知，∑MIjI=?3mjRω2lcos(α?30。)∑M简谐函数规律变化的，当α=30时，∑MjI有最大值∑MjImax=mjRω2l，其作用平面位于气缸中心线平面内。
6、二次往复惯性力矩∑MjII=?3mjRω2λlcos(2α+30)
由于式可知，当cos(2α+30)的绝对值=1时，即α=15与165度时，∑MjII在垂直位置并有极大值∑MjIImax=3mjRλω2l
jI∑M和∑MjII都可以由附加四轴平衡机构来平衡。
8、四冲程四缸机的平衡情况
1、旋转惯性力的合力
2、一次往复惯性力合力∑Pr=0jI旋转惯性力已得到平衡=0一次往复惯性力也已平衡。∑P
3、二次往复惯性力的合力
4、旋转惯性力矩∑P=0
jIjII=?4mjλR?2λcos2α∑Mr旋转惯性力矩已平衡=0
=0一次往复惯性力矩已平衡二次往复惯性力矩已平衡5、一次往复惯性力矩6、二次往复惯性力矩
9、四冲程六缸机的平衡情况∑M∑MjII
∑PjI=0、∑PjII=0、∑Pr=0、∑Mr=0、∑MjI=0、∑MjII=0
第四章活塞组的设计
1、活塞组的工作条件
活塞组是工作强度最大的组件之一。工作中承受的载荷：（1）承受很大的机械负荷；（2）承受很高的热负荷；（3）强烈的磨损。
2、活塞的基本结构
活塞头部包括活塞顶，顶岸（火力岸）及活塞环带。组成燃烧室，承受气体压力，接受高温气体的作用。
活塞裙部
活塞销座环带以下的部分，起导向作用力。位于裙部中央上方，销座中安装活塞销。活塞通过销座将气体作用力及惯性力经由活塞传递给连杆。
3、活塞的主要尺寸
活塞高度H活塞高度与顶岸高度、环带高度及裙部高度有关。
压缩高度H1压缩高度决定了活塞销的位置，它与顶岸高度、环带设计及上裙高度有关。顶岸高度h顶岸高度确定了第一环的位置。
环带高度h环带高度取决于活塞环数、环高及环岸高度。
4、活塞顶的厚度的确定
活塞顶的厚度δ是根据强度、刚度及散热条件来确定的。由于δ值越大，顶部热应力也越大，因此在满足强度要求的条件下，尽量使δ值取得小些。对于直径较小的活塞若能满足散热要求，一般也能满足强度要求。活塞顶厚度随活塞材料不同而有较大的差别。铝活塞的δ值：汽油机为（0.06~0.10）D,柴油机为
5、第一环槽的工作条件
活塞组吸入的热量，多数要由第一环传出，这使第一环槽的热负荷过高，强度降低，并使机油炭化，造成积炭，使环槽严重磨损。
6、确定第一环槽的位置的条件
为了使第一环槽能正常地工作而不至过早地损坏，除了适当地选择项岸高度外，不可采取以下措施：（1）保证活塞在上止点时，第一环的位置处于冷却水之中。（2）将第一道环安排在活塞顶厚度以下。（3）在第一环槽之上开一个槽，这个槽称为隔热槽，其目的是改变活塞顶到第一环槽之间的热流形式，降低第一环的温度。（4）减少顶岸和缸套之间的间隙，减少气流通往第一环
槽的流通面积，降低第一环槽处的温度。（5）在铝合金活塞环槽处加镶块，由于第一环槽底部的磨损最严重，因此常在第一环槽处镶上一个镶块。（6）在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理，可提高活塞顶面耐热性及其硬度，并增加热阻，使顶部降温。(7)在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理。7、活塞环数由什么确定
活塞环数取决于密封的要求，它与内燃机的气体压力及转速有关。
8、减少活塞高度的方法
除了环的数目外，为减小环带部的高度就要从减小环槽和环岸的高度着手。
9、活塞计算的项目
以经验设计计算活塞时，一般只计算第一环岸的强度、裙部及销座的单位压力。活塞顶、尤其是形状复杂的活塞顶，其强度计算是十分困难的，通常以经验设计为主，而不进行计算。10、第一环岸主要计算项目
第一环岸主要计算在最大气体爆发压力时的剪切与弯曲强度。
11、活塞裙部比压的计算
活塞裙部比压q，一般按下式进行计算，即
q=Nmax/DH2(MPa)
Nmax：最大侧压力，由动力计算求得。近似取8~12%Pgmax，单位mPa。
H2：活塞裙部高度
12、活塞销座比压的计算
活塞销座比压力q1按下式计算，即：
13、活塞销表面比压的计算连杆小头部分的活塞销表面单位压力为：q1=(Pgmax?Pj′max)/2dl′(MPa)q2=
Pgmax?kPjmax
dl?BPgmax?kPjmaxdb1(MPa)活塞销座表面单位压力为：14、活塞销弯曲应力的计算q1=(MPa)
沿活塞销长度方向的负荷分布，与活塞销及销座的刚度之比有关，也和活塞销与连杆小头衬套的间隙及活塞销与销座的间隙有关。试验表明：在销座部分、销表面受的压力大致成三角形规律分布；在销与连杆小头接触部分，压力分布可认为相当于均匀负荷。这时活塞销中央部分所受的弯矩最大为：
弯曲应力为：σ=8(Pgmax?kPjmax)(l+2B?1.5b1)
3πd31+a4(MPa)
一般内燃机活塞弯曲应力的许用值为100~250mPa；军用内燃机为230~500MPa。
15、活塞销的剪切力
最大剪应力τmax作用在销座和连杆小头之间的截面上，发生在中性轴所在的直径上。
τmax8(Pgmax?kPjmax)1+a+a2(MPa)?23πd1?a416、活塞销最大变形与变形后的应力
由于Pgmax?kPjmax的作用，活塞销压扁失圆，铅垂直径下降，水平直径上升。当直径增大量比连杆小头轴承的最小间隙还小时，轴承就有被咬死的可能。所以应对活塞销失圆时的最大变形进行计算。活塞销的最大变形发生在水平直径受力最大的部位。利用能量法和莫尔积分，可求出活塞销直径的增大量为：
活塞销变形后，销的横截面上产生弯曲应力，最大的应力是在中央断面上。该断面上下1、2、3、4点的正应力值较大，一般情况下，受拉的1、4点，以内表面4点处拉应力最大，其值为:
17、活塞环的主要尺寸
活塞环的主要尺寸是环的高度b，环的径向厚度。
目前的趋势是减少环数和减小环的高度。减小活塞环高度可减少摩擦损失；可使环适应气缸的不均匀磨损和变形，避免表面接触应力集中，提高耐熔着磨损的能力，减少往复运动质量；提高环的密封性能等。而且，窄的环也有利磨合。
活塞环的径向厚度大与活塞环对气缸壁的接触压力有关。随着径向厚度的增大，活塞环对气缸壁的接触压力使增大。但是厚度过大，应力也大，当环往活塞上安装时就容易折断；而且对气缸壁的横向变形的适应性也低。
18、活塞环根据接触压力进行分类
活塞环根据接触压力进行分类：均压环沿整个工作表面对气缸壁的压力是均匀的。非均压环沿整个工作表面对气缸壁的压力不是均匀的；在切口附近的压力最高，压力分布呈梨形，通称为梨形环或高点环；在切口附近的压力较小，压力分布呈苹果形，通称为苹果环或低点环。19、活塞均压环的自由状态形状
自由状态下环的曲率半径，在α=π处最小，在α=0处最大。
20、活塞环的弯曲应力
活塞环工作时的强度计算，因剪切力与轴向力影响较小，则只计算弯矩。活塞环的弯曲应力应按两种状况进行计算：工作状态下的弯曲应力；套装应力。
21、活塞环的套装应力：
将活塞环往活塞上套装时，切口扳得比S0还大，则正对切口处的最大套装弯曲应力得。
σ′max1S0?3.93πtE=2m?D???1??t?1?(MPa)
第五章连杆组的设计
1、连杆承受的载荷
连杆工作时受到两种载荷：一是燃气作用力和曲柄连杆机构中往复运动惯性力所引起的纵向载荷；一是连杆杆身复合运动引起的横向载荷。上述两种载荷的大小和方向都是变化的。此外，连杆组装配时还造成静载荷，在小头是因压入衬套而引起，在大头则是由于拧紧连杆螺栓所引起。2、纵向载荷F对连杆的影响
沿连杆中心线的纵向载荷F使连杆杆身承受拉压疲劳载荷。当F为正值时，杆身受压，由于连杆为细长杆件，在摆动平面和与其垂直的平面内，F力还使连杆产生纵向弯曲，造成轴承不均匀磨损。当F为负值时杆身受拉。为了在负值最大时，不致使连杆体与大头盖的接合面互相分离，连杆螺栓必须在装配时给予足够的拧紧力。
3、横向载荷对连杆的影响
横向载荷为杆身摆动所产生的附加弯矩，此附加弯矩为杆身的转动惯量与连杆摆动的角加速度的乘积。
4、作用在连杆上的纵向载荷比横向载荷那个大
作用在连杆上的纵向载荷比横向载荷要大得多。
5、连杆设计时对疲劳强度和结构刚度的要求
连杆设计时必须首先保证有足够的疲劳强度和结构刚度。若疲劳强度不足，往往会造成连杆杆身或连杆螺栓断裂，进而产生整机破坏的重大事故。若刚度不足，就会造成连杆弯曲变形及连杆大头的失圆变形，这将导致活塞、气缸、轴承及曲柄销的偏磨，加大了连杆螺栓的附加弯矩。
6、连杆小头的特点
连杆小头的特点是：尺寸小、轴承比压高、温度较高（一般为100-120℃）轴承表面相对运动速度低，且属摆动运动。
7、连杆小头如何变形
连杆小头在燃气压力和往复惯性力作用下往往会产生横向和纵向的变形。
8、连杆小头变形后的应力分布
连杆小头在燃气压力和往复惯性力的作用下往往会产生横向和纵向的变形，其应力分布也很复杂（图5-4）。由图可见，其应力峰值发生在A-A，B-B，C-C截面处。连杆小头与杆身过渡处的形状与尺寸对小头的强度与刚度有很大的影响。由图5-5可见，当连杆小头与杆身之间采用单圆弧过渡时，其过渡处的应力峰值高，而当采用双圆弧过渡时，应力峰值就低得多。除此之外，小头衬套与活塞销之间的间隙对小头应力也有影响，间隙过大，小头载荷趋向为集中载荷，局部区域的应力峰值加大。
9、连杆大头的设计的核心
连杆大头的设计的核心问题是保证有足够的刚度。连杆大头设计要兼顾刚度与外形尺寸。小头的外表面一般应具有拔模斜度以便于模锻。
连杆杆身为连杆小头与大头的部分。高速内燃机的连杆杆身断面都作成“工”字形的。
10、连杆大头的外形尺寸
连杆大头的外形尺寸小，可避免连杆在运动中与其它机件干涉的可能性，并有利于提高内燃机结构紧凑性；而且较小的连杆大头可以减小旋转惯性力。
11、设计连杆中心线应注意什么
连杆中心线应尽量靠近轴瓦，可提高连杆体通过气缸的能力，还可减小连杆大头所承受的弯矩。
12、连杆螺栓所受的载荷
螺栓所受的拧紧力称为螺栓的预紧力，是螺栓所受的静载部分。
运转时，连杆螺栓还要承受往复惯性力以及除支大头盖后的大头旋转质量的离心力，这部分载荷随着曲柄连杆机构的转角而变化。连杆螺栓有时还承受一些附加的弯曲应力。
13、连杆螺栓的附加弯曲应力产生的原因
连杆螺栓有时还承受一些附加弯曲应力，原因是：被连接部分大头的刚性不足；加工过程中造成的零件开头偏差；螺栓头部的结构不合理等。
14、连杆螺栓预紧力的组成
连杆螺栓的预紧力由两部分组成：一是保证连杆轴瓦必需的过盈度所具有的预紧力；二是保证内燃机工作时，连杆大头与大头盖之间的结合面不致因惯性力而分开所必须具有的预紧力。
如果预紧力过大，使螺栓材料产生了屈服，将导致断裂。所以必须正确确定预紧力，并在装配时严格控制其大小。
15、连杆螺栓拧紧力矩的.组成
预紧力由拧紧力矩来保证。拧紧力矩由两部分组成：螺纹工作面产生的摩擦力矩和螺母支承面所产生的摩擦力矩。
16、提高连杆螺栓疲劳强度的措施
连杆螺栓在变载荷下工作，尺寸又小，为提高连杆螺栓的疲劳强度采取下列措施：⑴增加螺栓个数，减小每个螺栓的受力。⑵减小基本负荷系数，可以减小应力幅值为此可增大连杆大头的刚度，减小螺栓的刚度。⑶螺栓过渡贺角半径、根部贺角半径等处采用大贺角，避免应力集中。⑷螺栓头支承机尽量采用对称结构，减小附加弯曲应力。⑸采用冷墩成型工艺，用滚压法制造螺纹。
17、进行连杆小头强度计算时应计算的应力
进行连杆小头强度计算时应计算的应力：衬套过盈配合的预紧力及温升产生的应力；最大惯性力引起的应力；最大压缩力引起的应力；连杆小头的疲劳安全系数；连杆小头的变形计算。18、进行连杆杆身强度计算时应计算的应力
进行连杆杆身强度计算时应计算的应力：最大拉伸应力；杆身的压缩-纵向弯曲应力；连杆杆射的安全系数。
第六章曲轴组与轴承
1、曲轴组的工作情况
曲轴组的工作情况是极其复杂的，它是在周期性变化的燃气作用力、往复运动和旋转运动惯性力及它们的力矩作用下工作的，因此承受着扭转和弯曲的复杂应力。曲轴箱主轴承的不同心度会影响到曲轴的受力状况，其次，由于曲轴弯曲与扭转振动机时产生附加应力，再加上曲轴形状复杂，结构变化急剧，产生了严重的应力集中。此外，曲轴主轴颈与曲柄销是在高比压下进行高速转动，因而产生强烈的磨损。
2、进行曲轴受力分析时曲轴的简化
进行曲轴受力分析时假设曲轴是一个不连续梁，并且每一曲柄都是自由地支承在相邻两个主
轴颈中点处。假设曲柄所受的作用力是集中的，且不考虑由于扭振等引起的附加作用。
3、分析曲柄上所受的力和力矩；并作出受力图
（1）沿曲柄半径方向的径向作用力Zo。其中包括燃气作用力和往复运动惯性力所产生的径向力Z；连杆旋转运动离心力Pc1；曲柄销旋转离心力Pc2。
（2）燃气作用力和往复运动惯性力所产生的切向力T。
（3）曲柄臂的旋转离心力Pa。
（4）平衡重的离心力Pb。
（5）主轴承的径向反作用力Z1及Z2。
（6）主轴承的径向反作用力T1及T2。
（7）从曲轴自由端传来的扭矩。当计算第I曲柄时，此扭矩
（8）从功率输出端传来的反扭矩。当计算第I曲柄时，此反扭矩。
4、主轴颈的载荷
主轴颈受到交变扭矩M、支反力Z1在曲柄平面的弯曲作用，以及支反力T1在垂直于曲柄平面内弯曲作用。因此主轴颈受力后产生的是扭转和弯曲的交变应力。由于主轴颈一般作得很短，弯曲的作用较小，因此计算时只考虑交变的扭转作用。
5、曲柄销的载荷
曲柄销受到平面内Z1、Pa及Pb产生的合成弯矩作用，垂直于曲柄平面的T1产生的弯矩的作用以及M和T1R的扭转作用，因此曲柄销上的应力也是扭转和弯曲的交变应力。
6、曲柄臂的受力情况
曲柄臂的受力情况很复杂，它包括（1）由Z1、Pb产生的拉伸或压缩应力；（2）在曲柄平面内Z1产生的弯曲应力；（3）在垂直于曲柄平面内由M及T1的弯矩形成的应力；（4）由T1产生的扭矩引起的应力。因此曲柄臂的应力具有交变的拉压、弯曲和扭转的复合性质。曲轴上产生应力集中最严重的。
7、曲轴上产生应力集中最严重的部位？损坏形式？
曲轴上产生应力集中最严重的部位在轴颈至曲柄臂的过渡圆角处和轴颈油孔周围。一般来说弯曲疲劳裂缝是从轴颈根部表面的圆角处发展到曲柄臂上，基本上沿45°角折断曲柄臂；扭转疲劳裂缝是从机械加工不良的油孔表面开始，约呈45°剪断曲柄销。因表面应力总是最大，疲劳破坏也总是从表面开始。
8、曲轴在设计时应满足的要求
曲轴在设计时应满足以下要求：（1）具有足够的疲劳强度。尽量减少应力集中现象，克服薄弱环节，保证曲轴可靠工作。（2）具有足够的弯曲与扭转刚度。在工作转速范围内尽可能避免强烈的扭转振动。（3）轴颈具有良好的耐磨性。（4）曲轴应有良好的工作均匀性和平衡性。（5）制造方便。
9、主轴颈和曲柄销的直径与长度的关系
在保持轴承比压不变的情况下，采用较大的主轴颈直径，可以减小主轴颈长度L1，这有利于缩矩内燃机的长度或者加大曲柄臂厚度。采用短而粗的主轴颈可提高曲轴扭转的自振频率，减小在工作转速范围内产生共振的可能性。
从润滑观点或受力情况出发，主轴颈作得粗而短是可行的，因为主油道的机油首先供应主轴承，润滑条件好，另外，主轴颈所受的载荷一般都比曲柄销轻些。
对于曲柄销，由于其直径D2取得较小，其轴颈长度L2就取提长些。
10、主轴颈与曲柄销的重叠度，对曲轴的影响？
主轴颈与曲柄销产生重叠时，有一部分力可以直接传递到主轴颈，因而改善了曲柄臂的受力状态。当重叠度增加时，曲柄臂的刚度随之增大，同时曲轴的载面变化比较缓和，这改善了应力集中现象，提高了疲劳强度。
据测量，当重叠度⊿超过10mm时，曲轴弯曲疲劳极限显著提高：当⊿=20mm时，可提高29%；当⊿=30mm时，可提高73%；。在曲臂较薄时，重叠度的影响更为显著。
11、曲轴轴承设计时的性能要求
（1）耐疲劳轴承合金的材料必须有足够的疲劳强度，以保证在变动负荷作用下具有一定的寿命，不发生开裂、合金层剥落等疲劳损坏现象，特别是合金的疲劳强度不应随温度升高而急剧下降。
（2）抗咬合性即油膜一旦破裂，金属表面直接接触时，轴承合金能依靠自润滑作用有对抗咬合的能力。车用内燃机工况经常变化，起动与停车频繁，容易产生报谓的边界摩擦。
（3）嵌藏性即将机油中杂质或轴颈磨损的颗粒等嵌入轴承合金的能力，它能保护轴不被刮伤。嵌藏性与轴承材料的硬度有密切关系，嵌藏性好的轴承合金，可降低机油的滤清要求。
（4）顺应性即克服或减少由于轴颈和轴承不同心或变形等原因引起的棱缘负荷过大的能力，它能保证负荷分布的均匀性。顺应性好的轴承合金，能加速轴瓦磨合，允许略微降低轴颈和轴承的加工精度要求。
（5）磨合性即要求轴承能在尽量短的时间内，适应各零件因制造或安装所引起的不可避免的形位偏差。
此外，耐腐蚀性、耐磨性及导热性等，也是轴承不可缺少的性能。
12、薄壁轴瓦过盈度对轴承工作的影响
为了使轴承良好地散热并减少撞击，轴瓦必须与轴承座紧密地贴合，为此轴瓦必须以一定的过盈度安装在轴承座内。若此过盈度太小则不起作用；若过盈度太大，则轴瓦压应力太大，有可能超过屈服极限而变形，这对轴承的工作是不利的。
13、测量薄壁轴瓦过盈度的方法
轴瓦过盈量需用专门的量具测量。一般把轴瓦放入一个半园量具内，此量具的内径等到于轴承座内孔直径的最大值（公差上限）。将轴瓦的一端顶住，另一端施以测量力P，使轴瓦与模具内表面良好地帖合。在P的作用下轴瓦的变形量为v，此时轴瓦的一端仍有一部分突出在模具基准面之上，此突出高度u称为余面高。u+v=h，此h值即为轴瓦过盈量。
第七章曲柄连杆机构的固定件
1、确定气缸体与上曲轴箱横剖面形状的作图方法
在作图时，先在横剖面草图上绘出活塞、连杆及曲轴的平衡重的外形图，然后用硬纸或透明纸作出连杆的精确外形（包括连杆大头盖和连杆螺栓），模拟连杆运动的情况，逐点画出连杆外形位置，最后画出这些位置的外包络线，即得出连杆运动轨迹的外包络线P。平衡重运动轨迹的外包络线，可以根据平衡重最外半径r作圆求得。显然，最紧凑的曲轴箱结构形状应根据这些运动轨迹外包络线来考虑。考虑到零件的配合间隙、磨损情况、加工装配的误差、零件变形和干涉等原因，曲轴箱内壁、加强盘等与上述外包络线之间应保留一定的最小间隙⊿。
2、确定气缸长度和气缸套水套高度的尺寸
气缸长度和气缸套水套高度的尺寸应根据活塞上、下止点位置来确定。活塞在下止点时，允
许从气缸中伸出10-25mm。如活塞裙部有油环，则不允许油环伸出气缸下缘。水套高度尺寸尽量与活塞环在气缸在气缸上、下止点位置相对，使活塞环容易传出热量。气缸套长度和水套高度决定之后，整个机体横剖面结构形状和基本尺寸也就定下来了。
3、确定气缸体与上曲轴箱纵剖面的尺寸
在纵剖面上的主要确定气缸中心距。根据气缸盖型式、气缸套型式、曲轴结构型式和各部分的尺寸、水套布置等画出纵剖面图，从而决定机体纵向长度的尺寸，同时根据下曲轴箱的型式，决定下曲轴箱纵向形状和尺寸。
4、设计水冷式内燃机气缸的水套
设计水冷式内燃机气缸的水套时，不应有死区，以免形成空气囊或蒸气囊，而引起局部过热。同时为了使多缸内燃机各缸冷却均匀一致，通常在气缸体内设计布水道与分水孔。布水道貌岸然前端流通截面较大，逐渐缩小，而分水孔流通截面逐缸放大。
5、气缸套设计要求
设计气缸时要求有足够的强度来承受机械应力和热应力；足够的刚度以保证工作时不至有过大的变形；对气缸的镜面还必须要求有良好的耐磨性，外表面对冷却水有一定的抗蚀能力。其中，提高气缸镜面的耐磨性是设计中最主要的问题。
6、气缸盖螺栓的数目的确定
气缸盖螺栓的数目应该尽可能多一些。因为，气缸盖总预紧力是一定的，螺栓数目愈多，则分配给每个螺栓的预紧力就愈小，这样可以避免由于气缸体中产生安装应力而引起气缸盖底面的变形以及气门座的变形。同时螺栓数目多时，螺栓直径可以相应减小，相对于气缸盖的柔性变大，这可以减小螺栓负荷的交变分量，因而可以减小预紧力。此外，螺栓数目多两螺栓之间的距离减小，对气缸衬垫的太紧力就均匀，从而保证气缸盖衬垫的密封性。但螺栓数目过多，不仅会使气缸盖的结构及安装复杂，而且在气缸中的布置也有困难，因为这受到气道、水道、推杆孔以及气缸中心距等很多条件的限制。
7、气缸盖螺栓的布置
气缸盖螺栓的布置应尽量靠近气缸中心线以减小螺栓之间的距离，从而减小气缸盖的弯曲应力和变形，但不能太靠近气缸中心线，因为太靠近了又会引起气缸套上部的变形。螺栓的布置还应尽量对气缸中心均匀分布，否则，可能使气缸体因受力不均匀产生局部变形，引起漏水、漏气等现象，导致冲坏气缸盖衬垫。各螺栓分配的压紧面也要基本相同，以保证压力的均匀性。8、气缸盖螺栓预紧力的确定
气缸盖运输线栓的预紧力要足够大，以保证必要的密封压力，防止长期工作后发生松动，但邓紧力过大则会合气缸盖、气缸体过度变形，反而影响密封。
9、气缸套的受力
气缸套承受着由气体作用力、活塞侧压力以及热负荷引起的应力。
第八章配气机构与驱动机构
1、气门通过能力的确定；为什么？
当气门结构一定时，流通断面仅与气门升程有关。由于气门升程是时间的函数，因此流通断面也是时间的函数。必须注意的是：气门通过断面虽然与气门升程有关，但并不是气门升程越大，气体流量也越大。在一定的气门升程范围内，随头着气门升程的加大，气体流量也逐步增加；当
气门升程超过一数值时，随着气门升程的加大气体流量不再增加，甚至有时还出现下降的趋势。这种现象可解释为：在不定期的气门升程范围内，由于气门头部与杆部连接处的过渡圆角的导引作用，使气流随着升程的增加顺利流过气通道，当升程达到某一数值后，继续增加气门升程，反使圆角的导引作用减弱，使气流不再上升甚至反而下降；另一方面，气流也受到气门通道喉口处面积的限制，当气门通道面积超过喉口处面积时气流不再增加。
2、凸轮外形设计的要求
气门开关的快慢、开度的大小、开启时间的长短都取决于配气凸轮的形状。在设计凸轮外形时应满足下列要求：（1）凸轮外形设计应保持能获得尽可能在的时间断面值勤，即气门开启和关闭得快，以求尽可能大的凸轮转角内气门接近全开位置。（2）凸轮外形设计应保证配气机构各零件所受的冲击跳动尽可能小，即正、负加速度要小，并且加速度不产生突变，以求获得配气机构工作的可靠性和耐久性。
3、确定圆弧凸轮外形的参数和条件
圆弧凸轮中最简单的双圆弧凸轮有五个参数：基圆半径ro、腹弧半径r1、顶弧半径r2、基本工作段作用角2фo和挺柱最大升程htmax。为使圆弧凸轮能可靠地工作，凸轮型线外形连续圆滑，这就要求各段圆弧在交接点处有公切线或公法线，所以各参数之间有一定的约束。凸轮型线连续圆滑的条件为：腹弧与顶弧的交点B、顶弧圆心O2、腹弧圆心O1这三点应在同一直线上。
4、设计时选择腹弧半径r1、顶弧半径r2的原则
由于腹弧半径r1的选择范围很大，而顶弧半径r2的选择范围很小，所以先选顶弧半径r2在定腹弧半径r1是合理的。在选择r2时，应注意不要使r2过小，以免凸轮变尖，导致凸轮尖端处接触压力过大，而使凸轮与挺柱一对摩擦副产生早期损伤。凸轮在长期使用尖端处磨损超过极限后，必须重新磨削，因此必须留下磨削裕量。
5、决定凸弧凸轮平面挺柱的运动规律
分析凸弧凸轮平面挺柱运动规律，即决定平面挺柱的升程ht、速度vt、加速度at在凸弧凸轮型线上随凸轮转角α的变化规律。
6、凸轮缓冲段的作用
凸轮缓冲段的作用：（1）在整个配气机构运动链中必须留有一定的间隙，以保证气门在任何工况下才能闭合。（2）克服配气机构零件受压产生弹性的变形，气门在设计的上升点之前就消除由于弹性变形而引起的升程值。（3）为了获得足够大的气门开启时间断面值挺柱总是以较大的加速度开始运动和以较大的加速度停滞不前止运动，这就使气门落座速度很大，造成气门与气门座之间的强烈冲击，产生噪声和磨损。
7、设计凸轮缓冲段的方法
在设计凸轮型线时，除了基本工作段外，还必须要有缓冲段。通常的做法是把理论基圆半径略为减少一个值，形成实际基圆，然后用过渡曲线把实际基圆与凸轮的基本工作段圆滑相连。8、配气机构运动分析，要解决的问题
配气机构运动分析，要解决的问题
（1）根据凸轮型线和凸轮转动过程中的角速度算出挺柱在直线运动过程中的速度和加速度；（2）根据推杆的直线规律，定出摇臂的转动规律，即找出摇臂在摆动过程中的角速度和角加速度；
（3）根据摇臂的摆动规律，求出气门的直线运动规律，即找出气门在直线运动过程中的速度和加速度；
9、配气机构作直线运动部分的惯性力有哪些？
配气机构作直线运动部分的惯性力有：挺柱与推杆组件的惯性力；气门和弹簧组件的惯性力。
10、在计算气门弹簧组件的惯性力时，如何估算弹簧的质量
在计算气门弹簧组件的惯性力时及估算弹簧的质量时由于弹簧是逐渐压缩或放松的，所以参加运动的弹簧质量是一个变质量，这就需要按变质量系统分别算出各圈或一微段质量在运动状况下的惯性力，而后再合起来得到整个弹簧的惯性力。计算结果表明，此弹簧惯性力相当于把弹簧作为整体看待有三分之一的弹簧质量跟随气门运动所得的惯性力。
11、作用在凸轮上的力有哪些。
作用在凸轮上的力有：气门的当量气体作用力；弹簧的当量弹力；气门和弹簧组件的当量惯性力；摇臂惯性力矩转化的惯性力；挺柱与稚杆的惯性力。
12、作用在气门弹簧上的力
气门开启时，作用在气门弹簧上的力有：气门和弹簧组件的惯性力；摇臂惯性力矩转化的惯性力；挺柱与推杆的惯性力对气门弹簧产生的当量惯性力。
13、气门弹簧的作用
气门弹簧的作用在配气机构中气门弹簧的作用是极其重要的。凸轮对气门的控制是单方向的，必须有气门弹簧才能保证气门回位；在气门关闭时，气门弹簧保证气门与气门座之间的闭合及密封；在凸轮的负加速度段，气门弹簧保持气门不脱离凸轮的控制。
14、气门弹簧刚度由什么决定？
气门弹簧刚度由弹簧最大弹力、弹簧最小弹力和气门的最大升程决定。最小弹力是保证气门与气门座的密封，需要的一定的预紧力。最大弹力是作用于气门弹簧上的最大惯性力。
15、气门弹簧的结构参数
气门弹簧的结构参数有：弹簧中径、弹簧丝直径、弹簧工作圈数和总圈数、弹簧高度。
16、气门头部直径的确定
气门头部直径一般希望尽可能大些，以便得到良好的进、排气效果。通常，为使其进气流速在利用惯性充气情况下不致过大，一般希望控制在70m/s左右。过大的进气流速会导致充气系数的明显下降。排气平均流速约为在100m/s内。在确定气门头部直径时，往往受气缸盖布置、燃烧室型式的限制。另外，气门头部过大，太靠近壁面，气门头部周围通过断面也得不到充分的利用。还需使进排气门之间的缸盖鼻梁区让出较宽的距离，以便高温区得到良好的冷却。
17、气门锥角大小对气流有何影响
从理论上分析，小的气门锥角可以获得较大的通道截面，但实际上，较大的气门锥角在气门最大升程附近有较好的气流流线，气流阻力反而小些。
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