第一章内燃机设计总论
1、内燃机主要设计指标有哪些？
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 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
第二章内燃机曲柄连杆机构受力分析
1、作用在曲柄连杆机构上的力
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 0min =β
当α=90°或270°时，连杆角位移有最大值（指绝对值），即 λβarcsin max ±=
当α=0°或180°时，连杆角速度有最大值（指绝对值），即λωβ±=?max
当α=90°或270°时，连杆角速度为0，即0=?β
当α=90°或270°时，??β有最大值（指绝对值），即22max 1λλωβ-=??μ
当α=0°或180°时，??β有最小值，即0min =?
?β
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
212sin 2
sin v v R R v +=+=αλ?α? 因此，活塞速度可视为由αωsin 1R v =与αλω2sin 2
2R v =两部分简谐运动速度所组成。 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，ωR v =，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 R ω=，但并不是m ax v 。
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
30
602sn n
s c m == (m/s) 活塞平均速度c m 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m ax v α： ??
????++-=)811(41arccos 2min λλαv 可见，1cos 0max ππv α，因此m ax cos v α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max α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α?cos 21R a =与αλ?2cos 22R a =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，
0cos =α或0cos 41=+αλ
第一种情况，0cos =α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， )1(2λ?+=R a α=180°时，)1(2λ?--=R a
第二种情况，0cos 41=+αλ即加速度的极值点还出现在)41arccos(λ
α-
=处，相应和加速度为 )811(2λ?+-='R a 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)1(2λω+R ；当α在180°时，有最大的负加速度值)1(2λω--R 。当λ>1/4时，α在0°、360°有最大的正加速度值，其大小也为)1(2λω+R ；而α在α'、360°-α'两处有最大的负加速度值，此值为)811(2λω+
-R ，而此时在处的加速度值仍为)1(2λω--R 。
13、沿活塞销中心线作往复运动的零件——活塞组的质量
活塞组的质量
p m 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。可以认为p m 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k m 。进行这种换算的条件是：简化后的集中质量k m 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m m k '='；另一部分是曲柄臂的质量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"k m 应满足以下
条件，即 22"ρωωm R m k ''=所以R
m m k ρ''=" 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k m 为 R
m m m k ρ"2'+= 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1m 和集中于曲柄销处作旋转运动的质量2m ，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c m ，
（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 012=-b m a m
（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c I ，即 c i i I l m =∑2
实际上，把连杆质量换算成1m 和2m 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'c I ，它不等于连杆组原来的转动惯量c I 。这是由于'c I 的大小同质量分布有关，如果质量分布离质心越远，则'c I 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P j1和P j2二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 内燃机的平衡
1、静平衡和动平衡
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r M 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。 2ωR m P r r -=
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 αωcos 2R m P j jI -=
二次往复惯性力 αωλ2cos 2R m P j jII -=
令2ωR m C j -
从形式上看，j P 与离心力一样，但这是j m 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jI P ，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2j
m ，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，显然它们的离心力分为2
C 。正转部分离心力作为jI P 的正转矢量，A 1表示。反转部分离心力作为jI P 的反转矢量，B 1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A 1与反转矢量B 1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A 1、B 1在气缸中心上的投影为
()jI P C C C B A ==+=-+αααααcos cos 2
cos 2cos cos 11 在垂直于气缸中心线方向，A 1与B 1的投影正好大小相等，方向相反，其和为零。
()0sin 2
sin 2sin sin 11=-=-+ααααC C B A 一次惯性力jI P 可用两个质量所产生的离心力矢量来代替，所以要想将jI P 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∑r M 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∑r P 在这种情况下就互相抵消了，即0=∑r P 。但是由于各缸的离心力作用线不在同一平面内，即使0=∑r P ，它们还可能产生合力矩∑r M 。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∑ry M 与∑rx M 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∑=0jI P ，其它各次惯性力（如∑jII P ）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∑jI M 、∑jII M 来表示，它们与∑r M 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02221=-=-=∑ωωmrR mrR P P P r r r 旋转惯性力的合力为零，说明它们已互相平衡了。
2、一次往复惯性力的合力()()021=+=∑jI jI jI P P P 一次往复惯性力已经平衡了。
3、二次往复惯性力的合力()()αλω2cos 2221R m P P P j jII jII jII -=+=∑
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
l R m l P M r r r 2ω-==∑ 没有平衡 5、一次往复惯性合力矩 l R m M j jI ?-=∑αωcos 2 没有平衡
6、二次往复惯性合力矩
∑=0jII M 7、四冲程三缸机的平衡情况
1、旋转惯性力的合力 0=∑r P ，即冲程三缸的旋转惯性力已经平衡。
2、一次往复惯性力的合力
0=∑jI p ，一次往复惯性力合力已平衡. 3、二次往复惯性力的合力
0=∑jII p ，二次往复惯性力已经平衡。 4、旋转惯性力力矩
l P M r r 3=∑ ∑r M 与垂直轴的夹角为 。30-=αηr
可见， l P M r r 3=∑，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
)30cos(32。--=∑αωl R m M j jI 由上式可知，∑I M 简谐函数规律变化的，当30=α时，∑jI M 有最大值l R m M j ax j 2Im 3ω=∑，其作用平面位于气缸中心线平面内。
6、二次往复惯性力矩
)302cos(32+-=∑αλωl R m M j jII 由于式可知，当)302cos(+α的绝对值=1时，即度时与16515=α，∑jII M 在垂直位置并有极大值l R m M j ax jI 2Im 3λω=∑
∑jI M 和∑jII M 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 0=∑r P 旋转惯性力已得到平衡
2、一次往复惯性力合力 0∑=jI P 一次往复惯性力也已平衡。
3、二次往复惯性力的合力
∑-=αλ?λ2cos 42R m P j jII 4、旋转惯性力矩 ∑=0r M 旋转惯性力矩已平衡
5、一次往复惯性力矩
0∑=jI M 一次往复惯性力矩已平衡 6、二次往复惯性力矩 0∑=jII
M 二次往复惯性力矩已平衡 9、四冲程六缸机的平衡情况
∑=0jI P 、 ∑=0jII P 、 ∑=0r P 、 ∑=0r M 、 ∑=0jI M 、 ∑=0jII M
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 环带以下的部分，起导向作用力。
活塞销座 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H 1 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
()MPa DH N q 2max /=
max N ：最大侧压力，由动力计算求得。近似取8~12%m ax g P ，单位mPa 。
H 2：活塞裙部高度
12、活塞销座比压的计算
活塞销座比压力q 1按下式计算，即： ()()MPa l d P P q j g ''-=2/max max 1
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： ()MPa db kP P q j g 1max max 2-=
活塞销座表面单位压力为： ()()MPa B l d kP P q j g --=
max max 1 14、活塞销弯曲应力的计算
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： ()()
()()MPa a d b B l kP P j g 41max max 1335.128+-+-=πσ
一般内燃机活塞弯曲应力的许用值为100~250mPa ；军用内燃机为230~500 MPa 。
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。
()()
()MPa a d a a kP P j g 422max max max 1138-++?-πτ 16、活塞销最大变形与变形后的应力
由于max max j g kP P -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πα=处最小，在0=α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S 0还大，则正对切口处的最大套装弯曲应力得。 ()MPa t D t S E m 20max 13119.3??? ??-?-='πσ
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、横向载荷以连杆的影响
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。
1.工程机械内燃机和轿车用内燃机的工作条件有什么不同？其在设计时应满足什么要求? 答：车用内燃机的使用特定是：经常需要在较大的范围内变速和变负荷，并且启动和加速频繁。而工程机械内燃机使用特定：经常在大负荷下工作，而且常短期超载，经常在野外流动作业，环境条件差。设计要求：有一定的功率储备以适应短期超载；结构强度大，耐振动，能防水防尘；燃料和机油消耗率应小，所用油料价格要低，操作维修要简便，使用寿命应长，结构上适于大量生产，制造费用应低廉。，能够在斜坡上安全作业，在寒带工作应能保证启动，在热带工作应不产生过热，并能适应高原工作。在城市作业，特别是在坑道作业的工程机械的内燃机，还要求其排放污染少、噪声少。 2. 功率标定可以分为几种标定方法？摩托车内燃机用哪种方法标定？重型汽车内燃机用 什么方法标定？为什么？ 答：有四种标定方法：15min功率、1h功率、12h小时功率、持续功率. 摩托车用15min 功率标定，重型汽车内燃机用1h功率标定。 3.我国的机动车内燃机排放指标主要借鉴的是哪个标准？目前我国执行的是哪个阶段的 标准？规定的排放指标是多少？ 答：借鉴的是欧洲标准。目前执行的是国四标准。 4.提高标定转速与活塞平均速度是提高内燃机单位体积功率的有效措施，但是对于工程机 械柴油机为啥一般不会超过3000r／min？为啥汽油机的转速可以设计的比柴油机的更高？ 答：提高内燃机的标定转速与活塞平均速度是提高内燃机单位体积功率的有效措施一，但是随着转速提高，单位时间内气缸完成的工作循环次数增加了，这会使零件的受热程度加剧，而且噪声增大；随着活塞平均速度的增加，作用于曲柄连杆机构零件的惯性力增加了，加速磨损，特别是活塞环和气缸套的磨损加剧，这将缩短使用寿命；柴油机喷入燃料后燃烧需要一定时间，所以适合低转速下燃烧以带来大扭矩，另外由于柴油是压燃的需要大的压缩比，而汽油是点燃的，压缩比较小，考虑到材料强度的影响，柴油机的转速提高比汽油机有限，故汽油机的转速可以设计的比柴油机的更高。 5.在设计一款新的发动机是，一般应首先设计一台单缸机，有哪些研究工作需要在单缸试 验机上完成？ 答：(1)工作过程试验，包括燃油系统、燃烧室、配气机构等参数和压缩比试验（2）增压模拟试验（3）二冲程内燃机的扫气系统试验（4）主要零部件的可靠性和耐久性试验（5）主要零部件的温度状况和动态应力测量。 6．在增压柴油机的中冷方式中，空空中冷和水空中冷效果更好？对于冷却效果不好的中冷方式为什么还要应用？在其基础上可以采用什么措施来提高冷却效果？ 答：水空中冷效果更好。风冷式中冷器因其结构简单和制造成本低而得到了广泛应用，大部分涡轮增压发动机使用的都是风冷式中冷器，在其基础上采取高低温双循环二级中冷来提高冷却效果。 7. 风冷式内燃机具有冷却可靠，抗机械损伤能力强，对地区适应性较好的优点，但是为什么其应用没有水冷式内燃机广泛？ 答：（1）风冷式发动机缺点：尺寸较大；热负荷较大、机油温度高、机油消耗率较高；噪声较大（2）由于水冷式内燃机冷却较好，强化潜力要比风冷式内燃机大，而且由于生产传统关系，使得水冷式内燃机更多一些。
1.10年笔试部分： 第一题是判断与选择混合的题目，即二选一。与往年差不多，但又加上了几个新题型。大体是以下内容。 （1）发动机气缸盖在什么时候受力最大？ （2）为避免发生共振，应提高机体频率还是减低机体频率？ 不好意思，记不起来了，呵呵。 第二题名词解释：系统误差和压电效应。 第三题是综合体：全新内容。 （1）测量发动机上止点位置时，通常使用哪几种方法，各有什么特点？ （2）发动机和测功机的匹配问题，就是给出发动机的转速和功率（比如1000min/s,2000kw）,再给出测功机的转速和功率（比如1000min/s,1800kw，也即测功机的各项数据都小于发动机的），问是否满足上述条件的任何测功机都适用于上述发动机。 （3）二缸，三缸，四缸，六缸发动机再曲轴上安装平衡重的作用是否相同，为什么。 （4）给出进排气门提前角和迟闭角四个数据，以及配气相位图，问同缸异门的凸轮轴中心线夹角是多少？（也不难，好好看看） 现代内燃机设计的流程是什么？ 天津大学2009年硕士研究生复试面试题 一、专业题 1.汽油机在各种典型负荷下的过量空气系数为多少 2.柴油机的油耗为什么比汽油机低 3.发动机进、排气为何要早开晚闭 4.柴油机排放后处理的措施 5.提高充量系数的措施 6.汽油机为什么要精确控制过量空气系数 7.EGR是如何降低NOx的 8.增压中冷的作用 9.泵气损失包括哪些 10.柴油燃烧的两个必要因素：浓度和温度 11.作用在曲轴上的有害力矩 12.提高曲轴强度的措施 13.热力学三大定律
14.汽油机、柴油机的温熵图（一般问热能或热物理专业跨过来考的学生） 15.发动机的负荷、速度特性实验 16.雷诺数是用来干什么的 二、实践能力 1.做过哪些实验及某个实验的相关问题 2.拆装发动机的过程 3.去过什么工厂实习及其相关问题 4.金工实习相关问题 三、英语口语 1. 为何选择天津大学 2.毕业论文的课题是什么，你将如何展开进行 3.你对内燃机国家重点燃烧实验室有哪些了解 4.你来自哪个学校 5.你的兴趣爱好 6.与工作过的同学相比，你有哪些优势 08年的笔试题 一：填空： 1.内燃机滑动轴承的承载油膜是由油楔油膜和挤压油膜两种油膜组成。 2.内燃机常规实验中需要监控冷却水温度、机油温度、机油压力。 3.内燃机的耐久性通常用大修期来表示，一般取决于缸套以及曲轴轴颈的磨损速率。 4.内燃机启动方式有手启动和电启动以及空气启动。
车用内燃机 第一章 1、简述发动机、热力发动机、外燃机和内燃机的定义。 答：发动机：是汽车的动力源，它是将某一种形式的能量转化为机械能的装置。 热力发动机：将热能转化为机械能的装置。 内燃机：利用燃烧产物直接推动机械装置作功。 外燃机：利用燃料对中间物质加热，利用中间物质产生的气体推动机械装置作功。 2、名词解释 答：燃烧室容积：活塞在上止点时，其顶部以上与气缸盖平面之间的空间容积称燃烧室容积，以Vc表示。燃烧室容积是活塞在气缸中运动所能达到的最小容积。 气缸工作容积：活塞从上至点运动到下止点所扫过的容积称为气缸工作容积，以Vh表示。 气缸总容积：活塞在下止点时，其顶部以上与缸盖底平面之间的空间容积称为气缸总容积，以Va表示。是活塞在气缸中运动所能达到的最大体积。 压缩比：气缸总容积与燃烧室容积的比值称为压缩比。=Va/Vc=1+Vh/Vc. 3、内燃机工作循环由哪几个过程组成？简述四冲程汽油机、柴油机的工作原理。答：1.进气过程； 2.压缩过程；3. 燃烧与膨胀作功过程；4.排气过程四冲程汽油机柴油机：进气行程、压缩行程、作功行程、排气行程 4、阐述柴油机和汽油机工作原理的差别。 答：1.燃料特性及原理的差别 (1) 燃料粘度蒸发性燃点 汽油小好高(390～420℃) 柴油大差低(230℃) (2) 工作原理差别: a）燃料雾化及混合气形成方式不同; b）点火方法不同，汽油机点燃方式，柴油机压燃方式 c）功率调节方式不同: 汽油机：量调节（节气门) ；柴油机：质调节 5、简述内燃机的分类情况。 答：1)按燃料分：汽油机与柴油机等 2)按气体循环与曲柄连杆机构运动的对应关系分：四冲程与二冲程 3)按进气方式分——非增压与增压 4)按冷却方式分——水冷和风冷
第一章内燃机设计总论 1、内燃机主要设计指标有哪些？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？标定功率，标定转速，活塞平均速度，平均有效压力及扭矩 3、经济性指标有哪些？生产成本,运转中的消耗,以及维修费用等，燃油消耗率作为主要指标。 4、内燃机设计工作中的“三化”？产品系列化，零部件通用化，零件设计标准化。 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S/D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是决定内燃机连杆长度L的一个结构参数。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 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：（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 Lo/D是决定内燃机长度的主要参数 第二章内燃机曲柄连杆机构 1、作用在曲柄连杆机构上的力运动质量产生的惯性力和作用在活塞上的气体力，这些力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，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。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。
第一章内燃机设计总论 一、开发设计组成 答：1、产品开发计划阶段；2、设计实施阶段；3、产品试制检验阶段； 4、改进与处理阶段。 二、三化要求 答：1、产品系列化； 2、零部件通用化； 3、零件设计标准化。 三、汽油机的优点 答：1、空气利用率高，升功率高。 2、零部件强度要求较低，制造成本低。 3、低温起动性好，加速性好，工作柔和，噪声较小。 4、升功率高，最高燃烧压力低，机构轻巧，比质量小。 5、不冒黑烟，颗粒排放少。 柴油机的优点： 1、燃料经济性好。 2、工作可靠，耐久性好。 3、通过增压和扩缸，增加攻略。 4、防火安全性好。 5、CO和HC的排放比汽油机少。 四、内燃机评定参数 答：1、强化指标。平均有效压力Pme和活塞平均速度Vm的乘积。 2、比质量m/Pe。单位：kg/kW。工作过程的强化程度和结构设计的完善程度。 3、升功率kW/L。发动机工作的完善性。 五、气缸直径D和汽缸数Z 答： 气缸直径改变之后，除估算功率、转矩外，活塞直径、气门直径、气门最大升 程要重新确定，活塞环要重新选配，曲轴平衡要重新计算，要进行曲柄连杆机构动力计算和扭振计算，要进行压缩比验算、燃烧室设计、工作过程计算甚至重新设计凸轮型线等。 六、行程S 答：行程S改变后，在结构上要重新设计曲轴，要重新进行曲柄连杆机构动力计算、 平衡计算、机体高度改变或者曲轴中心移动、压缩比验算与修正、工作过程计算
O 1,6720°5,23,4 120°240°360° 480° 600° 536241M 0,1 M 1,2 M 1M 2,3M 3,4M 2 M 3M 4,5M 4 M 5,6M 5M 6 M 6,71] )sin 1([)( ) sin 1()sin (1 cos sin sin L r sin sin r sin L AOB )cos cos ()(21 2221 22212αλαλββλαλαββααβ--+=∴-=-===?+-+=-'='=l l r x r l l r AO O A A A x －连杆比＝ 有利用正弦定理，中，在 第二章、曲柄连杆受理机构分析 1、曲柄连杆中力的关系 答：P33，图2-5 2、多缸机扭矩（动力计算），多缸机曲柄图。合成扭矩计算。 第一主轴颈所受扭矩 M0,1=0 第二主轴颈所受扭矩 M1,2=M1(α) 第三主轴颈所受扭矩 M2,3= M1,2+M1（α＋240） 第四主轴颈所受扭矩 M3,4= M2,3+ M1（α＋480） 第五主轴颈所受扭矩 M4,5= M3,4+ M1（α＋ 120） 第六主轴颈所受扭矩 M5,6= M4,5+ M1（α＋600） 第七主轴颈所受扭矩 M6,7= M5,6+ M1（α＋ 360） 3、中心曲柄连杆机构的运动规律 ∏ I ∏ I ∏I ++=++ =+-+-=-+-=+-=∴-≈---=-a a r a v v r v X X r r r x )2cos (cos )2sin 2 (sin x )]2cos 1(41 )cos 1[( )]2cos 2121(21)cos 1[( sin 21 )cos 1[( sin 211 sin 16 1sin 81sin 211)sin 1( 2222664422212 2＝＝度和加速度求两次导数得到活塞速对＝又αλαωαλ αωαλααλαα λααλαλαλαλαλ
第二章：曲柄连杆机构受力分析 2-1写出中心曲柄连杆机构活塞的运动规律表达式，并说出位移、速度和加速度的用途。答：X = r[(1-cosα)+ λ/4(1-cos2α)] = XⅠ+XⅡ; V = rω(sinα+sin2α*λ/2) = vⅠ+vⅡ; a = rω2(cosα+λcos2α) = aⅠ+aⅡ; 用途：1）活塞位移用于P-φ示功图与P-V示功图的转换，气门干涉的校验及动力计算；2）活塞速度用于计算活塞平均速度Vm= =18 m/s，用于判断强化程度及计算功率，计算最大素的Vmax，评价汽缸的磨损；3）活塞加速度用于计算往复惯性力的大小和变化，进行平衡分析及动力计算。 2-2气压力P g和往复惯性力P j的对外表现是什么？有什么不同？ 答：气压力Fg的对外表现为输出转矩，而Fj的对外表现为有自由力产生使发动机产生的纵向振动。不同：除了上述两点，还有 ?Fjmax < Fgmax ?Fj总是存在，但在一个周期其正负值相互抵消，做功为零；Fg是脉冲性，一个周期只有一个峰值。 2-3 解：连杆力：；侧向力：； 曲柄切向力：；径向力：； 证明：输出力矩：； 翻倒力矩： ==. 所以翻倒力矩与输出力矩大小相等方向相反。 2-4 解：1，假设每一缸转矩都一样，是均匀的，仅仅是工作时刻即相位不同。 如果第一缸的转矩为，则第二缸的转矩为，； 第一主轴颈所受转矩； 第二主轴颈所受转矩； 第三主轴颈所受转矩； 第四主轴颈所受转矩； 2， 2.5 当连杆轴颈和连杆轴承承受负荷是，坐标系应该固定在哪个零件上? 2.6 轴颈负荷与轴承负荷有什么关系？
互为反作用力关系 2.7 什么叫做自由力？ 答 2.8提高转矩均匀性的措施？ 答 1，增加气缸数 2，点火要均匀 3，按质量公差带分组 4，增加飞轮惯量 2.9 3. 为什么说连杆轴颈负荷大于主轴颈负荷？ 答主轴径主要承受往复惯性力和气压力，曲轴一般动平衡，旋转惯性力较小，主轴径较短弯曲应力也较小，连杆轴径要承受连杆传来的往复惯性力和气压力，还要承受连杆及曲柄销的旋转惯性力。 2.10 连杆的当量质量换算原理表达式 2.11 从设计的角度出发说明什么是动力计算，以及计算出那些结果 答为了进行零件强度的计算，轴承负荷计算和输出转矩计算，曲柄连杆机构中力的计算是必不可少的。 1合成力 2 侧向力 3 连杆力 4 切向力 5 径向力 6 单杠转矩 7 翻倒力矩 2010-12-08 第三章：燃机的平衡 3-1四冲程四缸机，点火顺序1-3-4-2，试分析旋转惯性力和力矩，第一阶、第二阶往复惯性力和力矩，如不平衡，请采取平衡措施。 答：解：点火间隔角为 A= =180° （1）作曲柄图和轴测图，假设缸心距为a。 一阶曲柄图二阶曲柄图轴测图
机械原理课程设计指导书 四冲程内燃机设计 一．设计任务 1.机构设计 根据行程速比系数K及已知尺寸确定机构的主要尺寸，并绘制机构运动简图1张（A4）。 2.运动分析 图解求出连杆机构的位置、速度与加速度，绘制滑块的位移、速度与加速度曲线，完成运动分析图1张（A2）。 3.动态静力分析 通过计算和图解，求出机构中各运动副的约束反力及应加于曲柄OA的平衡M（每人负责完成5～6个位置），完成动态静力分析图1张（A1）。 力矩 b 4.计算并画出力矩变化曲线图1张（A3方格纸）。 5.计算飞轮转动惯量F J。 6.计算发动机功率。 7.用图解法设计进、排气凸轮，完成凸轮设计图1张（A3）。 8.绘制内燃机的工作循环图1张（A4）。 9.完成设计说明书（约20页）。 ●分组及组内数据见附表1； ●示功图见附表2； ●组内成员分功见附表3； ●课程设计进程表见附表4； ●四冲程内燃机中运动简图见附图1。
二．设计步骤及注意问题 1. 确定初始数据 根据分组情况（附表1），查出设计初始数据。 活塞行程 H = （mm ） 活塞直径 D= （mm ） 活塞移动导路相对于曲柄中心的距离 e= （mm ） 行程速比系数 K= 连杆重心2c 至A 点的距离 2AC l = （mm ） 曲柄重量 1Q = （N ） 连杆重量 2Q = （N ） 活塞重量 3Q = （N ） 连杆通过质心轴2c 的转动惯性半径c ρ 2c ρ= （m 2m ） 曲柄的转速 n 1= （rpm ） 发动机的许用速度不均匀系数 [δ]= 曲柄不平衡的重心到O 点的距离 OC l =OA l （mm ） 开放提前角： 进气门：-10°；排气门： -32° 齿轮参数： m =3.5（mm ）； α=20°；a h *=1；25.0*=C 2Z =' 2Z =14； 3Z ='3Z =72 ；1Z =36
第一章：燃机设计总论 1-1根据公式 τ 2 785 .0ZD v p P m me e = ，可以知道，当设计的活塞平均速度V m 增加时，可 以增加有效功率，请叙述活塞平均速度增加带来的副作用有哪些？具体原因是什么？ 答：①摩擦损失增加，机械效率ηm 下降，活塞组的热负荷增加，机油温度升高，机油承 载能力下降，发动机寿命降低。②惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv 下降。 1-2汽油机的主要优点是什么？柴油机主要优点是什么？ 答：柴油机优点： 1）燃料经济性好。 2）因为没有点火系统，所以工作可靠性和耐久性好。 3）可以通过增压、扩缸来增加功率。 4）防火安全性好，因为柴油挥发性差。 5）CO 和HC 的排放比汽油机少。 汽油机优点： 1）空气利用率高，转速高，因而升功率高。 2）因为没有柴油机喷油系统的精密偶件，所以制造成本低。 3）低温启动性好、加速性好，噪声低。 4）由于升功率高，最高燃烧压力低，所以结构轻巧，比质量小。 5）不冒黑烟，颗粒排放少。 1-3假如柴油机与汽油机的排量一样，都是非增压或者都是增压机型，哪一个升功率高？为什么？ 答：汽油机的升功率高，在相同进气方式的条件下， ①由PL=Pme*n/30τ可知，汽油机与柴油机的平均有效压力相差不多。但是由于柴油机后燃较多，在缸径相同情况下，转速明显低于汽油机，因此柴油机的升功率小。 ②柴油机的过量空气系数都大于1，进入气缸的空气不能全部与柴油混合，空气利用率低，在转速相同、缸径相同情况下，单位容积发出的功率小于汽油机，因此柴油机的升功率低，汽油机的升功率高。 1-4柴油机与汽油机的汽缸直径、行程都一样，假设D=90mm 、S=90mm ，是否都可以达到相同的最大设计转速（如n=6000r/min ）？为什么？ 答：.对于汽油机能达到，但是柴油机不能。因为柴油机是扩散燃烧形式，混合气的燃烧速度慢，达不到汽油混合气的燃烧速度，所以达不到6000r/min 的设计转速。缸径越大，柴油混合气完成燃烧过程的时间越长，设计转速越低。 1-5活塞平均速度提高，可以强化发动机动力性，请分析带来的副作用是什么？ 答：①摩擦损失增加，机械效率ηm 下降，活塞组的热负荷增加，机油温度升高，机油承载能力下降，发动机寿命降低。 ② 惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。 ③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv 下降。 1-6目前使发动机产生性能大幅度提高的新型结构措施有哪些？为什么？ 答：新型燃烧室，多气门（提高ηv），可变配气相位VVT （提高ηv），可变进气管长度（提高ηv）,可变压缩比，可变增压器VGT 、VNT （可根据需要控制进气量），机械-涡轮复合增压，顶置凸轮机构DOHC 、SOHC （结构紧凑，往复惯性力小）。
内燃机设计试卷 、简答题（24 分） 1. 发动机的支承力有哪些？哪些是引起发动机振动的力？ 2. 凸轮缓冲段的高度主要考虑了哪些因素？采用液压挺柱时是否还应该设计缓冲段？ 3. 活塞环工作应力与装配应力之间是什么关系，写出表达式，并说明设计时如何选择？ Z D 2 P e = 0.7854—p me V m^_—）4. 发动机转速提高，意味着活塞平均速度Vm高，根据公式100 可知，可以提高发动机的有效功率；请回答Vm增加带来的负面作用有哪些？ 二、填空（20分） 1. 机体的设计原则为：在尽可能—的条件下，尽量提高机体的___________ 。 F i T= C COS Of 2. 往复惯性力「始终沿_________ 作用。 3. 发动机的主临界转速与发火次序的变化_______ 。 4. 如果需要在轴瓦上开油槽，应该开在主轴瓦的_______ ，连杆轴瓦的_____ 。 5. 从等刚度出发，主轴颈D1 ______ 连杆轴颈D2 ;从等强度出发，D1 ______ D2 ;实际设计时D1 ___ D2。 6. 润滑系机油循环量根据__________ 来确定。 三、分析（20分） 已知一单列四行程三缸发动机，发火次序1-3-2，请分析往复惯性力的平衡性，如必要，请 采取整体平衡措施，写出质径积表达式，在轴侧图上标出平衡重布置。 四、计算（16分） 已知一台单列四行程三缸发动机（1-3-2），进排气门在一条直线上，凸轮轴顶置，图中虚
线L与气门轴线平行，摆杆以及配气相位如附图 % = 58°他a = 20° 刑=⑷ g = 4沪
求: 1各缸排气凸轮相对于第一缸排气凸轮的夹角； 2?同缸异名凸轮夹角； 3?排气凸轮工作半包角； 4. 一缸活塞位于压缩上止点时，其排气凸轮桃尖相对于图中虚线L的夹角。 、叙述（12分） 1?请叙述气缸套产生穴蚀的原因，并说出减轻穴蚀的设计和结构措施。 2?请结合作图叙述活塞工作时销轴方向变形大的原因，并说明结构设计时怎样考虑。 内燃机设计试题标准答案A 、简答题（24） 1答：往复惯性力是由往复运动质量Mj高速运动产生的，它的运动加速度为 2 2 a=w（cosa +kcos2a），所以Fj = m j （co护+》cos/）。惯性力不参与做功 因为正负做功在一个循环内相抵消。（6分） 2答：气压力、侧向力、热变形。反椭圆设计、绝热槽、恒范钢片（6分） 3答：轴瓦的过盈量主要是保证工作可靠。有自由弹势、半圆周过盈量、余面高度。加标准力F0,检测余面高度（6分） 4答：结构改变：曲轴、集体高度或曲轴中心孔位置。计算：动力计算、曲轴平衡分析、 压缩比、工作过程、（6分） 二、分析计算（20分） 发火间隔角A = 720/3= 240 （2分）;画出曲柄布置图（2分）；一阶曲柄图、二阶曲柄图（2分） 一阶惯性力分析，等于零（2分）、二阶旋转惯性力分析，等于零（2分）。一阶惯性力 矩分析，等于3ac （4分），二阶惯性力矩比较小，不考虑（2分）。 考虑整体平衡对一阶惯性力矩进行平衡，平衡措施正确，质径积结果正确
第一章汽车总体设计 1.开发流程：商品计划、概念设计、工程设计、样车试验、投产启动、销售 2．FF发动机前置前轮驱动的布置形式，如今在乘用车上得到广泛应用，其原因究竟是什么？而发动机后置后轮驱动的布置形式在客车上得到广泛应用，其原因又是什么？ 答：⑴对于乘用车来说主要是因为①前桥轴荷大，有明显的不足转向性；②越过障碍的能力高；③动力总成结构紧凑，有利于提高乘坐舒适性；④提高汽车的机动性；⑤散热条件好；⑥行李箱空间大；⑦容易改装；⑧供暖效率高；⑨操纵机构简单；⑩整备质量减轻，降低制造难度；缺点：前轮驱动并转向需要采用等速万向节，结构制造工艺复杂；前桥负荷重，并且前轮是转向轮，工作环境恶劣，轮胎寿命短；上坡时驱动轮附着力小，爬坡能力低，驱动轮易打滑丧失操纵稳定性；后轮易抱死引起汽车侧滑；维修保养接近性差；发生正面碰撞，对发动机损坏大，维修费用高。 ⑵商用车：①较好地隔绝发动机的气味、热量、噪声和振动；②检修发动机方便；③轴荷分配合理，同时可改善车厢后部的乘坐舒适性；④车厢面积利用较好（发动机横置）；⑤能够在地板下方设置体积很大的行李箱（城间客车）；⑥降低地板高度（市内客车）；⑦传动轴长度短。 3为什么要有五条基准线缺一不可？答：确定整车的零线、正负方向及标注方式，均应在汽车满载状态下进行，并且绘图时应将汽车前部绘在左侧。车架上平面线；前轮中心线；汽车中心线；地面线；前轮垂直线。 第二章离合器 1、离合器在传动系中的作用。 答：离合器的主要功用是切断和实现发动机对传动系的传递，保证汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；在工作中收到较大的动载荷时，能限制传动系所承受的最大转矩，以防止传动系各零部件因过载而损坏；有效地降低传动系中的振动和噪声。 2、离合器设计要求：答：⑴在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止传动系过载；⑵接合时要完全、平顺、柔和、保证汽车起步时没有抖动和冲击；⑶分离时要彻底、迅速；⑷从动部分转动惯量要小，以减轻换挡时变速器齿轮间的冲击，便于换挡和减小同步器的磨损；⑸应有足够的吸热能力和良好的通风散热效果，以保证工作温度不致过高，延长其使用寿命；⑹应能避免和衰减传动系的扭转振动，并具有吸收振动、缓和冲击和降低噪声的能力；⑺操纵轻便、准确，以减轻驾驶员的疲劳；⑻作用在从动盘上的总压力和摩擦材料的摩擦因数在离合器工作过程中变化要尽可能小，以保证有稳定的工作性能；⑼具有足够的强度和良好的动平衡，以保证其工作可靠、使用寿命长；⑽结构应简单、紧凑，质量小，制造工艺性好，拆装、维修、调整方便等。 3、膜片弹簧有什么特点？影响弹性特性的主要因素是什么？工作点最佳位置应如何确定？答：（1）①膜片弹簧具有较理想的非线性弹性特性，弹簧压力在摩擦片的允许磨损范围内基本保持不变，因而离合器工作中能保持传递的转矩大致不变，相对圆柱螺旋弹簧，其压力大力下降，离合器分离时，弹簧压力有所下降，从而降低了踏板力。②兼起压紧弹簧和分离杠杆的作用，结构简单、紧凑，轴向尺寸小，零件数目少，质量小。③高速旋转时，弹簧压紧力降低很少，性能较稳定。④以整个圆周与压盘接触，使压力分布均匀，摩擦片接触良好，磨损均匀。⑤易于实现良好的通风散热，使用寿命长。⑥膜片弹簧中心与离合器中心线重合，平衡性好。（2）影响弹性特性的主要因素有：①比值H/h ②比值R/r 和R、r ③圆锥底角Q ④膜片弹簧工作点位置⑤分离指数目n ⑥膜片弹簧小端内半径r0及分离轴承作用半径rf ⑦切槽宽度δ1δ2及半径re的确定⑧压盘加载点半径R1和支承环加载点半径r1的确定（3）工作点位置的确定：新离合器在接合状态时，膜片弹簧工作点B一般取在凸点M和拐点H之间，且靠近或在H点处，一般λ1B=（0.8～1.0）λ1H，以保证摩擦片在最大磨损限度Δλ范围内的压紧力从F1B到F1A变化不大，当分离时，膜片弹簧工作点从B变到C，为最大限度的减小踏板力，C点应尽量靠近N点。
第一章:内燃机设计总论 1-1根据公式,可以知道，当设计的活塞平均速度V m增加时，可以增加有效功率,请叙述活塞平均速度增加带来的副作用有哪些?具体原因是什么？答：①摩擦损失增加,机械效率ηm下降，活塞组的热负荷增加,机油温度升高，机油承载能力下降，发动机寿命降低。②惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv下降。 1－2汽油机的主要优点是什么？柴油机主要优点是什么？ 答:柴油机优点：?1)燃料经济性好。?2)因为没有点火系统，所以工作可靠性和耐久性好。３）可以通过增压、扩缸来增加功率。 4）防火安全性好,因为柴油挥发性差。 5）CO和ＨC的排放比汽油机少。?汽油机优点:?1）空气利用率高,转速高,因而升功率高。?２）因为没有柴油机喷油系统的精密偶件，所以制造成本低。 3)低温启动性好、加速性好，噪声低。?4)由于升功率高,最高燃烧压力低,所以结构轻巧,比质量小。 5)不冒黑烟,颗粒排放少。 1－3假如柴油机与汽油机的排量一样,都是非增压或者都是增压机型，哪一个升功率高？为什么？ 答:汽油机的升功率高,在相同进气方式的条件下, ①由PL=Pme＊n/30τ可知,汽油机与柴油机的平均有效压力相差不多。但是由于柴油机后燃较多，在缸径相同情况下,转速明显低于汽油机，因此柴油机的升功率小。 ②柴油机的过量空气系数都大于1，进入气缸的空气不能全部与柴油混合,空气利用率低,在转速相同、缸径相同情况下,单位容积发出的功率小于汽油机,因此柴油机的升功率低,汽油机的升功率高。 1－4柴油机与汽油机的汽缸直径、行程都一样，假设Ｄ＝９0mm、S=9０mm，是否都可以达到相同的最大设计转速（如ｎ=6000ｒ/ｍin)？为什么? 答:.对于汽油机能达到，但是柴油机不能。因为柴油机是扩散燃烧形式,混合气的燃烧速度慢,达不到汽油混合气的燃烧速度,所以达不到6000r/miｎ的设计转速。缸径越大，柴油混合气完成燃烧过程的时间越长,设计转速越低。 1-5活塞平均速度提高，可以强化发动机动力性，请分析带来的副作用是什么？ 答:①摩擦损失增加,机械效率ηm下降，活塞组的热负荷增加,机油温度升高，机油承载能力下降,发动机寿命降低。 ② 惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。 ③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv下降。 1-6目前使发动机产生性能大幅度提高的新型结构措施有哪些?为什么？ 答:新型燃烧室,多气门（提高ηv），可变配气相位ＶVT（提高ηv),可变进气管长度（提高ηｖ),可变压缩比,可变增压器VGT、ＶNT（可根据需要控制进气量），机械-涡轮复合增压，顶置凸轮机构DOＨC、SOHC(结构紧凑，往复惯性力小）。 1-8某发动机为了提高功率，采用了扩大汽缸直径的途径，如果汽缸直径扩大比较多,比如扩大5mｍ，与之相匹配的还要改变那些机构的设计?还要进行哪些必要的计算? 答:气缸直径改变之后，除估算功率、转矩外，活塞直径、气门直径、气门最大升程要重新确定,活塞环要重新选配,曲轴平衡要重新计算,要进行曲轴连杆机构动力计算和扭振计算,要进行压缩比验算、燃烧室设计、工作过程计算深知重新设计凸轮型线等。 １-9某发动机由于某种原因，改变了活塞行程，与之相匹配的还要进行哪些结构更改设计
第一章：内燃机设计总论 1-1根据公式 τ2 785.0ZD v p P m me e = ，可以知道，当设计的活塞平均速度V m 增加时，可 以增加有效功率，请叙述活塞平均速度增加带来的副作用有哪些？具体原因是什么？ 答：①摩擦损失增加，机械效率ηm 下降，活塞组的热负荷增加，机油温度升高，机油承 载能力下降，发动机寿命降低。②惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv 下降。 1-2汽油机的主要优点是什么？柴油机主要优点是什么？ 答：柴油机优点： 1）燃料经济性好。 2）因为没有点火系统，所以工作可靠性和耐久性好。 3）可以通过增压、扩缸来增加功率。 4）防火安全性好，因为柴油挥发性差。 5）CO 和HC 的排放比汽油机少。 汽油机优点： 1）空气利用率高，转速高，因而升功率高。 2）因为没有柴油机喷油系统的精密偶件，所以制造成本低。 3）低温启动性好、加速性好，噪声低。 4）由于升功率高，最高燃烧压力低，所以结构轻巧，比质量小。 5）不冒黑烟，颗粒排放少。 1-3假如柴油机与汽油机的排量一样，都是非增压或者都是增压机型，哪一个升功率高？为什么？ 答：汽油机的升功率高，在相同进气方式的条件下， ①由PL=Pme*n/30τ可知，汽油机与柴油机的平均有效压力相差不多。但是由于柴油机后燃较多，在缸径相同情况下，转速明显低于汽油机，因此柴油机的升功率小。 ②柴油机的过量空气系数都大于1，进入气缸的空气不能全部与柴油混合，空气利用率低，在转速相同、缸径相同情况下，单位容积发出的功率小于汽油机，因此柴油机的升功率低，汽油机的升功率高。 1-4柴油机与汽油机的汽缸直径、行程都一样，假设D=90mm 、S=90mm ，是否都可以达到相同的最大设计转速（如n=6000r/min ）？为什么？ 答：.对于汽油机能达到，但是柴油机不能。因为柴油机是扩散燃烧形式，混合气的燃烧速度慢，达不到汽油混合气的燃烧速度，所以达不到6000r/min 的设计转速。缸径越大，柴油混合气完成燃烧过程的时间越长，设计转速越低。 1-5活塞平均速度提高，可以强化发动机动力性，请分析带来的副作用是什么？ 答：①摩擦损失增加，机械效率ηm 下降，活塞组的热负荷增加，机油温度升高，机油承载能力下降，发动机寿命降低。 ② 惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。 ③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv 下降。 1-6目前使发动机产生性能大幅度提高的新型结构措施有哪些？为什么？ 答：新型燃烧室，多气门（提高ηv），可变配气相位VVT （提高ηv），可变进气管长度（提高ηv）,可变压缩比，可变增压器VGT 、VNT （可根据需要控制进气量），机械-涡轮复合增压，顶置凸轮机构DOHC 、SOHC （结构紧凑，往复惯性力小）。
第五章曲轴飞轮组设计 1 曲轴的工作条件和设计要求，曲轴的破坏主要发生在哪些部位 答：工作条件：曲轴是在不断周期性变化的气体压力、往复和旋转运动质量的惯性力以及它们的力矩(扭矩和弯矩)共同作用下工作的，使曲轴既扭转又弯曲，产生疲劳应力状态。 设计要求：①要使曲轴具有足够的疲劳强度，设法强化应力集中部位，缓和应力集中现象，用局部强化的方法解决曲轴强度不足的矛盾②要使曲轴各摩擦表面耐磨，各轴颈具有足够的承压面积同时给予尽可能好的工作条件③应保证曲轴有尽可能高的弯曲刚度和扭转刚度④曲轴应有轻的结构质量，注重材料和加工工艺 哪些部位：①疲劳裂纹发生于应力集中最严重的过渡圆角和油孔处②弯曲疲劳裂缝从轴颈根部表面的圆角处发展到轴颈上，基本上成45°折断曲柄③扭转疲劳破坏通常是从机械加工不良的油孔边缘开始，约成45°剪断曲柄销④磨料磨损发生在轴颈表面 2 曲轴的主要结构尺寸及设计要求 答：⑴曲柄销的直径D2和长度l2：①一般趋向于采用较大的D2值，以降低曲柄销比压，提高连杆轴承工作可靠性和曲轴刚度，但D2过大使不平衡离心力增大，对曲轴工作不力。汽油机D2/D比柴油机小；V型发动机的D2/D较小②曲柄销的长度l2是在选定D2的基础上考虑的。在薄油膜的条件下，l2/D2=0.4左右有最大的承载能力，为提高曲轴的刚度，l2/D2也有下降的趋势，最后由F2=0.01D2l2和F=πD2/400之比来校核。⑵主轴颈的直径D1和长度l1：为了最大限度地加强曲轴的刚度，加粗主轴颈是有好处的，但不可过粗，建议取D1=(1.05~1.25)D2。主轴颈的长度一般比曲柄销的长度短，但不能过短，滑动轴承最小宽度不能小于0.3倍轴颈。⑶曲柄：曲柄应选择适当的厚度h、宽度b，以使曲轴有足够的刚度和强度，抗弯断面模数Wσ=bh2/6，为提高曲柄的抗弯能力，增加曲柄的厚度h 要比增加曲柄的宽度要好得多，增加h要以缩短轴颈长度为代价，可见h的增加受到限制。⑷平衡重：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。⑸油孔的位置和尺寸：最大应力值还与油道倾斜角θ有关，当θ>30°时，最大应力增加很快，因此θ应小于30°；其次可把油孔从主轴颈钻至曲轴销中部，然后在以直孔接通。曲柄销油孔多数选择在曲轴平面运转前方φ=45°~90°的范围内，当油孔在φ=90°的水平位置时具有很多优点，切应力最小，加工方便。⑹曲轴两端的结构：曲轴上带动辅助系统的驱动齿轮和皮革轮一般装在曲轴的前端。减振器应装在曲轴前端，曲轴后端设有法兰或加粗的轴颈，飞轮与后端用螺栓和定位销连接。⑺曲轴的止推：在曲轴与机体之间设置治推轴承，止推轴承只能设置一个，曲轴轴向间隙应保持Δa=0.05~0.2毫米。⑻曲轴的油封装置：反油螺栓与机体的间隙为0.25~0.30毫米。 3 圆角形状系数定义及其对曲轴工作的影响 答：形状系数表示圆角半径上最大实测应力与根据曲轴结构尺寸和载荷计算的名义应力之比。(一)圆角弯曲形状系数：在曲轴平面内受纯弯矩时，其圆角弯曲形状系数ασ等于圆角表面最大主应力σmax与圆角名义应力之比，ασ=σmax/σn，ασ=ασ0f1f2f3f4f5 其对曲轴工作的影响： ①ασ0—标准曲轴的弯曲形状系数：增大圆角半径R可使圆角处局部应力峰值下降，较大的圆角半径使曲轴的强度提高；又由Wσ=bh2/6可知，当曲柄的厚度h增大时，其Wσ成平方关系增长，从而大大提高曲柄的抗弯能力，使圆角处应力分布趋于平均。 ②f1—轴颈重叠度影响系数：A=(D1+D2)/2-r=0.5(D1+D2-S)毫米，当A>0时，由于曲柄实际厚度增加，使抗弯断面系数大于无重叠时的断面系数，曲柄刚度亦相应增加，截面变化比较缓和，改善了应力集中现象。 ③f2—曲柄宽度影响系数：Wσ=bh2/6，随曲柄加宽，曲柄抗弯断面系数Wσ相应增加，曲柄越宽，增加强度效果越小。随着b、h的增大，可以不同程度地缓和应力集中现象，圆角最大应力有所下降。 ④f3—曲柄销空心度影响系数：当主轴颈采用空心结构后，随空心度的增加，曲柄销圆角最大弯曲应力下降，但空心度过大对改善应力集中现象并无好处 ⑤f4—轴颈减重孔偏心距e的影响系数：当轴颈的空心度d/D较大时，偏心距e的影响较大。 ⑥f5—与圆角链接的曲柄销中减重孔至主轴颈的距离L的影响系数：对于一定重叠度的曲轴，存在
第一章：燃机设计总论 1-1根据公式 τ2 785.0ZD v p P m me e = ，可以知道，当设计的活塞平均速度V m 增加时，可 以增加有效功率，请叙述活塞平均速度增加带来的副作用有哪些？具体原因是什么？ 答：①摩擦损失增加，机械效率ηm 下降，活塞组的热负荷增加，机油温度升高，机油承 载能力下降，发动机寿命降低。②惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv 下降。 1-2汽油机的主要优点是什么？柴油机主要优点是什么？ 答：柴油机优点： 1）燃料经济性好。 2）因为没有点火系统，所以工作可靠性和耐久性好。 3）可以通过增压、扩缸来增加功率。 4）防火安全性好，因为柴油挥发性差。 5）CO 和HC 的排放比汽油机少。 汽油机优点： 1）空气利用率高，转速高，因而升功率高。 2）因为没有柴油机喷油系统的精密偶件，所以制造成本低。 3）低温启动性好、加速性好，噪声低。 4）由于升功率高，最高燃烧压力低，所以结构轻巧，比质量小。 5）不冒黑烟，颗粒排放少。 1-3假如柴油机与汽油机的排量一样，都是非增压或者都是增压机型，哪一个升功率高？为什么？ 答：汽油机的升功率高，在相同进气方式的条件下， ①由PL=Pme*n/30τ可知，汽油机与柴油机的平均有效压力相差不多。但是由于柴油机后燃较多，在缸径相同情况下，转速明显低于汽油机，因此柴油机的升功率小。 ②柴油机的过量空气系数都大于1，进入气缸的空气不能全部与柴油混合，空气利用率低，在转速相同、缸径相同情况下，单位容积发出的功率小于汽油机，因此柴油机的升功率低，汽油机的升功率高。 1-4柴油机与汽油机的汽缸直径、行程都一样，假设D=90mm 、S=90mm ，是否都可以达到相同的最大设计转速（如n=6000r/min ）？为什么？ 答：.对于汽油机能达到，但是柴油机不能。因为柴油机是扩散燃烧形式，混合气的燃烧速度慢，达不到汽油混合气的燃烧速度，所以达不到6000r/min 的设计转速。缸径越大，柴油混合气完成燃烧过程的时间越长，设计转速越低。 1-5活塞平均速度提高，可以强化发动机动力性，请分析带来的副作用是什么？ 答：①摩擦损失增加，机械效率ηm 下降，活塞组的热负荷增加，机油温度升高，机油承载能力下降，发动机寿命降低。 ② 惯性力增加，导致机械负荷和机械振动加剧、机械效率降低、寿命低。 ③进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv 下降。 1-6目前使发动机产生性能大幅度提高的新型结构措施有哪些？为什么？ 答：新型燃烧室，多气门（提高ηv ），可变配气相位VVT （提高ηv ），可变进气管长度（提高ηv ）,可变压缩比，可变增压器VGT 、VNT （可根据需要控制进气量），机械-涡轮复合增压，顶置凸轮机构DOHC 、SOHC （结构紧凑，往复惯性力小）。
2-1.解：中心曲柄连杆机构活塞的运动规律表达式： )]2cos 1(4 1)cos 1[(αλα-+-=r x ； )2sin 2(sin αλαω+ =r v ； )2cos (cos 2αλαω+=r a . 用途： 1）活塞位移用于P-φ示功图与P-V 示功图的转换，气门干涉的校验及动力计算； 2）活塞速度用于计算活塞处于不同位置时与气缸套的磨损程度，一般以最大活塞速度m ax v 进行评价； 3）活塞加速度用于计算往复惯性力的大小和变化，进行平衡分析及动力计算。 2-2.自由力是指:在内燃机工作过程中机体内部存在的那些彼此不能相互抵消的力。 2-3.解：（1）气压力g F 是内燃机对外做功的主动力，只有转矩输出，同时也有由其产生的翻倒力矩作用在机体上，并传至机体支承上； 往复惯性力j F 总是存在，与加速度的变化规律相同，两者相差一个常数，方向相反。 （2）不同点： ① 气体作用力是做功的动力，产生输出转矩； ②气体作用力在机体内部平衡，没有自由力；往复惯性力没有平衡，有自由力产生，是发动机纵向振动的根源； ③从两者的最大值比较和作用时间比较，可以得出：max max g j F F <：j F 总是存在，在一个周期内其正负值相互抵消，做功为零；g F 呈脉冲性，一个周期内只有一个峰值。 2-4.解：（1）曲柄连杆受力图如右图所示： 各力的表达式：
侧向力： βtan F F N = 连杆力：β cos F F L = 切向力：)sin(cos )sin(βαβ βα+=+=F F F L t 径向力：)cos(cos )cos(βαβ βα+=+=F F F L k （2）单缸转矩 r F r F M t ββαcos )sin(+== 翻倒转矩 r F r Ftg h F M N ββαββββαβsin )sin(cos sin sin )](180sin[' +-=+--=-= M r F =+-=β βαcos )sin( 即翻倒力矩与输出力矩大小相等、方向相反。 2-5.解：曲柄的当量质量应换算到曲柄组的质心位置。 2-6.解：（1）求某一主轴颈的转矩，只要把从第一拐起到该主轴颈前一拐的各单缸转矩叠加起来即可。叠加时第一要注意各缸的工作相位，第二要遵循各缸转矩向后传递的原则。 （2）求连杆轴颈转矩，根据转矩向后传递的原则，qi M 应该是前一个主轴颈上的积累转矩zi M 与作用在本曲柄销上的切向力所引起单缸转矩的一半。 （3）各主轴颈所受转矩： 此四冲程四缸机的发火顺序为1-3-4-2，由此可得 第一主轴颈所受转矩01=z M 第二主轴颈所受转矩)(12αM M z = 第三主轴颈所受转矩)180(123 ++=αM M M z z 第四主轴颈所受转矩)540(134 ++=αM M M z z