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内燃机设计
第一章
1-1.副作用：（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）进气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv下降。 1-2.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）空气利用率搞，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。
1-4.不可以。对于汽油机能达到，但是柴油机不能。已知参数的设计条件，可得Vm=S*n/30=18 m/s，高出了柴油机的Vm的设计上限13m/s,即使设计出来，也无法使柴油机正常工作。 1-11.（见作业，找梦丽，哈哈）
首先计算活塞平均速度（P14），再根据发动机的类型和用途，利用表1-6(P13)选定平均有效压力，然后利用公式1-1（P4）计算标定功率和标定转速扭矩。根据表1-2（P5）确定发动机的扭矩适应系数和转速适应系数，进而初步确定最大转矩和最大转矩对应的转速（P5）。
第二章
2-1. 表达式：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。
2-4. 答：（此图为P33图2-5）
侧向力FN，连杆力FL，曲柄切向力Ft，径向力Fk
FN = FL tanβ, FL = p/cosβ ，Ft = FL sin(α+β)
= sin(α+β) ， Fk = FL cos(α+β)
=
cos(α+β)
规定Ft 与ω同向为正，Fk指向圆心为正，转矩顺时针为正。
单缸转矩为
M = FL * r = F r
翻倒力矩 M′= – FN* h = -Ftanβ
r= – F r= – Fr
2-8.（P40-42）连杆轴颈的负荷与连杆轴承的负荷大小相等，方向相反。
主轴颈的负荷与主轴承的负荷大小相等，方向相反。
2-9.书P39. 4（1）（2）（3）（4）。
第三章
3-3解：点火间隔角为A=
（1）作曲柄图和轴测图
=240°
三拐曲轴一、二阶曲柄图和轴测图
（2）做惯性力矢量图
一阶惯性力 二阶惯性力
得到? ????
（3）做力矩图
往复惯性力矩图 旋转惯性力图 旋转惯性力矩
（4） 采用用整体平衡法
第四章
4-1. 定义：扭转振动是使曲轴各轴段间发生周期性相互扭转的振动，简称扭振。
现象：1）发动机在某一转速下发生剧烈抖动，噪声增加，磨损增加，油耗增加，功率下降，严重时发生曲轴扭断。
2）发动机偏离该转速时，上述现象消失。
原因：1）曲轴系统由具有一定弹性和惯性的材料组成。本身具有一定的固有频率。
2）系统上作用有大小和方向呈周期性变化的干扰力矩。
3）干扰力矩的变化频率与系统固有频率合拍时，系统产生共振。
4-2. 弹性力矩 M???C? ,惯性力矩MI??I? ??
M?=0 ，I?+ C?=0
此二阶线性齐次微分方程的解为：???sin(?et??) 根据理论力学，得MI+
??
??其中
????arctan：?0?e??2
4-3. I1?1??C(1?1??2)
I2?2?C1(?1??2)?C2(?2??3)
4-5.
1）当谐量的阶数为曲轴每一转中点火次数的整数倍时（k=2im/τ），该阶振幅矢量位于
同一方向，可以用代数方法合成，该阶谐量称为主谐量。
2）当k=(2m-1)i/τ时，各曲拐该阶力矩幅值作用在同一直线上，方向不同，称为次主谐量。 ??I3?3?C2(?2??3) ??
3）曲拐侧视图有q个不同方向的曲拐，则有qτ/2个相位图。
4-6. 曲轴固有频率与外界干扰力矩“合拍”，产生扭转共振的转速称为临界转速。共振时，
kωt =ωe ，则ωt =ωe /k ,其中ωt为曲轴转动角频率。
计算和分析扭转共振的三个条件为：
①nk在发动机工作转速范围内，方能称为临界转速
②一般只考虑摩托阶数k≤18的情况，因为k值太大时，对应的谐量幅值很小
③一般只考虑前两阶或前三阶固有频率
第五章
5-6. （P122）
xxxxxy?C0?C2()2?Cp()p?Cq()q?Cr()r?Cs()s
?????
p、q、r、s为设计变量。
5-8. （P115）气门最大升程Hmax与气门直径d的关系应为Hmax/d=0.25。考虑到惯性载荷和活塞上止点时可能与气门发生干涉的问题，一般进气门的H/dvi =0.26~0.28。为保证有足够的流通面积和减少活塞推出功，一般排气门H/dve =0.3~0.35。
5-9. ?Fm(Hmax?H0)? ，式中，ht为挺柱或气门的位移；?为凸轮工作半包角；Hmax为
挺柱或气门的最大位移或者升程；H0是缓冲段的高度；?c为挺柱位移对应的凸轮转
角。
凸轮型线丰满系数是一个相对量，表示的是位移曲线下的面积与最大升程和工作半包
角组成的矩形面积之比。在设计凸轮型线时，经常用来评判型线设计的好坏。 ???0(ht?H0)d?c
5-10. 一般发动机的气门锥角??45。而对于增压柴油机，气门锥角??30，这是因为增压发动机缸内压力高，气门盘受力变形大与气门座的相对滑移量大，而且不同于非增压发动机，完全排除了从气门导管获得机油的可能，因此，气门与气门座磨损的问题更加突出。增压发动机采用较小的气门锥角，就是为了减少与气门座的相对滑移量，减轻磨损。 5-11.
04080120160200240280320360400440480520560600640680720 180??e1??e2
2排气凸轮工作段包角为
180??e1??e2?排半包?4排气凸轮工作段包角为
180??i1??i2?进?2进气凸轮工作段包角为
?排?
进气凸轮工作段包角为
同缸异名凸轮相对夹角为 ?进半包?180??i1??i24
A
2, 其中A为相应气缸点火间隔角 异缸同名凸轮相对夹角为
180???e1??e2180???i1??i2?1 ??T??[360??e1??i2?()?()] 2222 1 ?90??(?e1??e2??i2??i1) 4
当活塞位于压缩上止点时，排气凸轮相对于挺柱轴线的夹角为?T ?TG?
?T?
5-13.配气相位指的是什么? 见P134
第六章
1. 结构措施：1）加大曲轴轴颈的重叠度A(A增大，曲轴抗弯和抗扭刚度增加)
2）加大轴颈附近的过渡圆角（可减小应力集中效应，提高抗弯疲劳强度）
采用空心曲轴（可提高曲轴抗弯强度，同时课减轻曲轴重量和曲轴离心力） 3）
4）沉割圆角（可在增加圆角半径的同时保证轴颈的有效承载长度）
5）开卸载槽（在相同载荷条件下，可使曲柄销圆角的最大压力值有所降低） 工艺措施：1）圆角滚压强化（表面产生剩余压应力，抵消部分工作拉伸应力，提高曲轴
的疲劳强度，还可降低圆角的表面粗糙度值，消除表面缺陷）
2）圆角淬火强化（用热处理的方法是金属发生组织相变，发生体积膨胀而产
生残余压应力，提高疲劳强度，还能提高硬度和表面的耐磨性）
3）喷丸强化处理（属于冷作硬化变形，在金属表面留下压应力，是表面硬度
提高，从而提高疲劳强度）
4）氮化处理（利用辉光离子氮化或气体软氮化方法，使氮气渗入曲轴表面，
由于氮的扩散作用，使金属体积增大，产生挤压应力，提高疲劳强度）
6-2. D2不变，D1增大
优点: 1. 可提高曲轴刚度，增加曲柄刚度而不增加离心力
2. 可增加扭转刚度，固有频率We增加，转动惯量I增加不多
缺点：主轴承圆周速度增加，摩擦损失增加，油温升高。
6-3. 因为发动机工作时，连杆轴颈承受着由连杆传来的周期性变化的气体压力、活塞连杆
组件往复运动的惯性力及连杆大端回转运动离心力的作用；而主轴颈只是
由于受到连杆、连杆轴颈及曲柄臂离心的影响，所以连杆轴颈负荷大于主
轴颈负荷。实际的主轴颈D1大于连杆轴颈D2，D1/D2≈1.05～1.25。
6-5. 工作条件：1）受周期变化的`力、力矩共同作用，曲轴既受弯曲又受扭转，承受交变
疲劳载荷，重点是弯曲载荷；
2）由于曲轴形状复杂，应力集中严重，特别是在曲柄与轴颈过度的圆角部
分；
3）曲轴轴颈比压打，摩擦磨损严重。
设计要求：1）有足够的耐疲劳强度
2）有足够的承压面积，轴颈表面要耐磨；
3）尽量减少应力集中；
4）刚度要好，变形小，否则使其他零件的工作条件恶化。
一般在制造工艺稳定的条件下，钢制曲轴的安全系数n≥1.5，对于高强度球墨铸铁曲轴，由于材料质量不均匀，而且疲劳强度的 分散度比较大，应取n≥1.8。
6-6．（略见P166） 180??e1??e2?1?(180???e1)222
6-9. 刚度和强度随着使用时间而降低，造成疲劳损坏，所以还是会发生少数曲轴破坏情况。 6-10.当发动机的输出转矩M大于阻力矩MR时，吸收多余的功，使转速增加较少；
当发动机的输出转矩M小于阻力矩MR时，释放储存的能量，使转速减少较少。 总之，飞轮的作用就是调节曲轴转速变化，稳定转速。
6-11. If = Ψ ≈ 10.8 x 106 （看P171公式）
随着气缸数的增加，ξ和δ都呈减小的趋势，而ξ减小的速度要快于δ，根据公式，可得：随着气缸数的增加，飞轮的转动惯量逐渐减小
第七章
7-2. 标定转速工况（最大转速）
7-3. 最大转矩工况和全负荷情况下的标定转速工况，而且要兼顾连杆侧弯的情况是否发
生。
7-5. 平切口连杆一般是利用螺栓中部加工的凸出圆柱体来定位；斜切口连杆考虑到除定位
作用外还要承受较大剪切力，往往在分界面上做成止口定位或锯齿定位，也有采用套筒定位的；还有采用连杆大头裂解工艺，即整体加工出连杆大头，然后利用胀裂的方式裂解开连杆大头。
7-6. 有些内燃机为了既能增大曲柄销的直径，又能使连杆通过气缸把剖分面作成斜切口，
斜切口有利于减小连杆螺钉承受的拉伸载荷。
斜切口的连杆大头，其所连接的曲柄销的直径D2可以增大到0.67～0.68D。斜切口相对
于连杆轴线的斜角越小，大头上半部的横向宽度愈小，在连杆体能通过气缸的条件下，容许加大曲轴销直径的可能性愈大。但斜角愈小，螺钉或螺柱穿进杆身的深度也愈大，使杆身削弱过多。因此斜角一般在30?～60?之间。
7-7. 胀断式连杆是列解开连杆大头，这样产生的剖分面是凸凹不平的断裂茬口。可同时起
到两个方向的定位作用；抗剪能力强；两个连杆螺栓的距离短，使得连杆大头宽度最小。而且节省了加工工艺过程，使得制造成本降低30%左右。
7-8. 如下，F g和Fgmax为气压力和最大气压力，FL为连杆力，Fjmax为最大往复惯性力
??0 时 F g?0， Fj?Pjmax, FL?-Fj
??360 时 F g?Fgmax， Fj?Fjmax, FL?Fgmax-Fjmax
F0? (2~~2.5) F j ? F 2 7-9. 1）降低螺杆刚度C1，主要是通过光杆直径d0，一般d0=（0.8～0.85）d1.
2）提高被连接件的刚度C2；
3）增加过渡圆角半径，降低应力集中；
4）采用细牙滚压螺纹；
5）严格控制螺栓和被连接件的形位公差，减少附加弯矩。
7-10. 1）使用自锁螺母；
2） 槽型螺母加开口销；
3） 圆螺母止动垫圈，单耳止动圈；
4） 锁片。
7-11. 连杆小头和杆身的应力，连杆大头盖都是与杆身成为一体了，接合面处的不应该出现
拉伸应力。
第八章
8-1.
1）高温―导致热负荷大 :活塞在气缸内工作时，活塞顶面承受瞬变高温燃气的作用，
燃气的最高温度可达2000～2500℃，因而活塞顶的温度也很高。温度分布不均匀，有很大的热应力；
2）高压―冲击性的高机械负荷：高压包括两方面①活塞组在工作中受周期性变化的气
压力直接作用，气压力Pz(MPa )一般在膨胀冲程开始的上止点后10°～20°达到最大。②活塞组在气缸里作高速往复运动，产生很大的往复惯性力Fjmax
3）高速滑动：内燃机在工作中所产生的侧向力是较大的，特别是在短连杆内燃机中； ??
4）交变的侧压力：活塞上下行程时活塞要改变压力面，侧向力方向不断变化，造成了
活塞在工作时承受交变的侧向载荷。
设计要求:
1）选用热强度好，散热性好，膨胀系数小，耐磨、有良好减磨性和工艺性的材料
2）形状和壁厚合理，吸热少，散热好，强度和刚度符合要求，尽量避免应力集中，与
缸套有最佳的配合间隙
3）密封性好，摩擦损失小
4）重量轻。
2. σmax + σ′max = 3.4Et2 / (D – t)2 = 常量
一般选择σ′max = （1.2 ～ 1.5）σmax ，因为套装时间很短。
3. 当转速n提高时，应提高p0。因为活塞速度高，由于截流作用，活塞环背压下降。当活塞直径增加时，活塞环的工作应力增加，应当适当减少初弹力p0，方能减少活塞环的工作应力。
?D??max?2D??1?? 8-4. （见书P209）工作应力 6 ，p0=0.141E?t
tS0
2所以最大工作应力?max=0.425E(D?t)，活塞环套装时必须使其内径大于活塞头部直
径，此时端距应该为8t左右。即套装时端距的变形量为8t-S0.则最大套装应力：
Et ( 8 t ? S 0 ) Et ? 8 t EtS 0 ??0.425?max?0.425?0. 22(D?t)(D?t)(D?t)2
Et2
?3.4??max 2(D?t) Et2 ??3.4?max??max?常量 (D?t)2
式中， ?max为最大工作应力；E为活塞环材料的弹性模量。
8-5. 要求（1）热强度好，散热性好；（2）重量轻，惯性小；（3）膨胀系数小；（4）密度小
（5）热导率大 （6）有良好减摩性和工艺性
8-7. 1）尽量减小顶部受热面积；强化顶面，采用不同的材料或将表面进行处理。
2）保证热流畅通。
3）采用适当的火力岸高度。
4）顶部内侧喷油冷却。
5）顶部设油腔冷却。
8-8. 工作条件：活塞销座承受周期变化的气体作用力和活塞销座以上部分的往复惯性力的 作用，这些力都是带有冲击性的；从运动情况看，活塞销在活塞销座中由于连杆小头的 制约，其转动角度很小，在这样小的转动角度下，很难在销与销孔之间形成一层良好的 油膜，所以润滑条件较差。
采取措施：1）在活塞销座与顶部连接处设置加强肋，增加活塞销座的刚度。
2）将销孔内缘加工成圆角或者倒棱，或将活塞销座内侧上部加工出一个弹 性凹槽，可以减轻活塞销座的棱缘负荷； MmaxDD?3p0(?1)ttS03
3) 将销孔中心相对活塞销座外圆向下偏心3 ? 4 mm，将活塞销座的厚度上
面比下面大些，以加强活塞销座承压强度；
4）将活塞销座间距缩小，以减小活塞销的弯曲；
5）铸铝活塞的销孔中压入锻铝合金的衬套，可提高抗裂纹能力。
第九章
9-1. （P227）轴承的过盈量主要通过3种表示方法：
1) 自由弹势?s
轴瓦在自由状态下的开口直径为d1+?s，一般为?s=（0.25~2.5）mm。
2) 半圆周过盈量h (mm)
?d0?min2?
2 式中，d0为轴瓦内孔直径（mm），d0=d1-t;?为应力系数（N/mm）; ?min为最小hmin?
预加压缩应力（N/mm）。
3) 余面高度 u (mm)
在试验压力F0(N)作用下，试验压缩量v(mm)为
2
F0
v?6?10d0*tB ?6?d0F?min6?10?6d0*0tB 则umin= hmin ? v= 2? ?
式中，t为当量壁厚(mm)，t=（t?t0）+?t0,t0为减摩层厚度，?为减摩层折算系
数；B为宽度(mm)。
9-2. （P230）主要有三方面要求：
1) 抗咬粘性。油膜遭破坏时，轴承材料不擦伤和咬死轴颈，即亲油性好。
2) 顺应性。轴承副有几何形状偏差和变形时具有克服边缘负荷从而使负荷均匀的能
力。
3) 嵌藏性。具有以微量塑性变形吸收混在机油中的外来异物颗粒(金属磨屑，灰尘等)
的能力。
9-3. 计算轴心轨迹的意义：
1) 可作为判断轴承实现液体润滑情况的重要依据。由轨迹曲线可以找出一个工作循环**
中最小油膜厚度值（hmin）及其延续时间（下图A区）。hmin应小于由发动机结构刚度、工艺水平等确定的许用值，这一区域的时间不宜过长。
2) 帮助分析轴承损坏原因，改进设计。下图中C区表示轴心因高速向心运动使油楔
中出现局部真空，形成气泡；待到轴心高速离心运动时气泡破裂，突然放出很高的爆破压力击坏合金表面，形成穴蚀。D区出现多次高速离心运动，油膜压力峰值剧增，可达轴承平均比压的10倍以上，造成合金疲劳剥落。
3) 合理布置油孔、油槽的位置，使供油舒畅。
4) 实现轴承润滑的最佳设计。可以改变直接影响轴承工作能力的因素，如轴承的间隙、
机油粘度、轴承宽径比等，保证轴承处于液体润滑下工作。
9-4. （P226）试验证明，在其他条件不变的情况下，油膜压力与轴承宽度的三次方成正比，
这里可以简单的用B来 代表轴承的承载能力。所以当轴承面积相同时，开油槽轴承的承载能力为2(B/2)?B/4,仅为无油槽轴承的1/4。所以，主轴承要在上轴瓦开槽，连杆轴承应在下轴瓦开槽，以避免轴承的承载能力下降。
333
第十章
10-1.
机体的总设计原则是：在尽可能轻巧的前提下，尽量提高刚度(降低变形、振动噪声)。
提高刚度的途径主要有以下几个方面；
1) 将汽缸体与上曲轴箱铸造成一个整体，形成一个刚度很好的空间梁板组成结构，除非是比较大型的内燃机才采用汽缸体与曲轴箱分开的结构。
2) 汽缸之间加隔板，以提高机体横向刚度。
3) 降低上下曲轴箱的剖分面。
4) 采用全支撑曲轴。
5) 剖分面处采用梯形框架。
6) 采用下主轴承盖与下曲轴箱一体的整体式，缸盖螺栓最好与主轴承盖布置在同一平面内。
7) 机体表面布置加强肋。
10-2.
缸盖设计主要考虑的是；
1) 有足够的刚度和强度，工作变形小，保证密封。
2) 合理布置燃烧室、气门、气道，保证发动机的工作性能。
3) 工艺性良好，温度场尽量均匀，减少热应力，避免热裂现象。
10-3.
汽缸盖的内部形状和结构十分复杂，设计时主要优先考虑内部气道、燃烧室（另有预燃 室、涡流室）、 喷油器或火花塞、气门等功能部件的布置，然后在保证壁厚均匀、 受力均匀、刚度足够的条件下考虑 内部冷却水套的布置。
水套的厚度应尽量各处均匀，不宜太厚，否则流速过低，造成与气缸的热交换能力下降，一般情况下，水套各界面的水流速尽量不要低于0.5m/s。一般车用发动机的水套厚度应在4~10mm之间。具体厚度要根据水套流场的仿真分析结果确定。机体水套的长度，应能够保证当活塞在下止点时活塞环能得到很好的冷却。现代发动机的水套长度比上面提出的要求还要长一些，以便使溅到气缸壁面的机油得到冷却，但是此时需要验证是否与连杆和曲轴平衡块相碰。
第十一章
2．（P256）冷却水泵的泵水量通过下面三个式子来确定：
?WAgePeHu??w3600 qVP= ?V, qVW= ?tw?wcw，
3 式中，qV（m/s）是冷却水循环量，?tw为冷却水在内燃机种循环时的容许温升(?)，WqVW
?tw=0~12?c；?w为水的密度(kg/m3)；cw为水的比定压热容[kJ/(kg.?c)]，cw=4.187[kJ/(kg.?c)，?V为水泵的容积效率，主要考虑泄露情况，一般取0.6~0.85，?w为冷却系统散走的热量，A为比例系数，指传给冷却系统的热量占燃料热能的百分比；Hu为燃料低热值（KJ/kg）; ge为燃油消耗率[g/(kW?h)]; Pe为有效功率(Kw).
汽油机?0.23~0.3 A???0.18~0.25 柴油机?6．（P254）润滑油流量qVC一般由被机油带走的热流量c（kJ/h）计算：
?C
?为机油密度，一般取?=0.85kg/L；c为机油比热容，一般
c=1.7~2.1kJ/(kg.?c);?t为机油出口的温差，一般取8~15?c。 式中，qVC=?C?t，
3600Pe
而?c=（15%~20%）?f，?f为每小时加入内燃机的热量（KJ/h）。?f=?e，Pe为
?有效功率，有效效率柴油机为0.4，汽油机为0.33，所以?c?（160~280）Pe，根据c
范围和润滑油参数范围，可得 qVC的经验计算公式如下： 不用机油冷却活塞时：qVC=（0.12~0.28）Pe 用机油冷却活塞时：qVC=（0.42~0.57）Pe。
7．一般希望润滑油的循环次数ny?3次/min.