复习(内燃机设计)

1、内燃机设计复习题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的比值入，入=R/L ; 气缸

2、中心距Lo与气径直径D的比值Lo/D ;对于V型内燃机还包括气缸夹角丫。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的比值入曲柄半径R与连杆L的比值入是决定内燃机连杆长度L的 一个结构参数。在确定参数 入之后，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的比值入对内燃机结构的影响 对于单列式内燃机，入值越大， 连杆长度越短，D、S相同的条件下

3、，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。虽然由于入加大，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

4、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

5、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旋转时，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。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a =0或180时，连杆角位移有最小值，即“尸0

6、当a =90或270时，连杆角位移有最大值当a =0或180时，连杆角速度有最大值当a =90或270时，连杆角速度为0,即=0当a =90或270时，有最大值当a =0或180时，有最小值6、 活塞的位移的特点即曲柄转角a从0到90时活塞的位移值比曲柄转角a从90至V 180 时活塞的位移值大，而且是 入值越大，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示功图与p-a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

7、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V二R sinR sin 22因此，活塞速度可视为由 =R si n 与v2二Rsi n2两部分简谐运动速度所组成。29、 活塞速度在特殊位置时的值当a =0或180时，活塞速度等于零。当a =90或270时，v=R，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 a =0 180 时，V为正值；a =180 360 时 v为负值；a =0、180、360 时，V=0 （活塞正在改变运动方向）；a =90 、270时，V = R，但并不是Vmax

8、 o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Cmsn30（m/s）活塞平均速度Om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 v max :： v min=arCCOs（-82）可见，0 COSvmax 1，因此COS：、max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。不同入值时，有不同活塞速度的位置不同。入值越大，活塞速度最大值也越大，相应的曲柄转角max便越小。12、 活塞的加速度当入W 1/4时，a在0、360有最大的正加速度值 R -

9、2(1 -);当口在180时，有最大的负加速度值R.2(1_.)。当入1/4时，a在0、360有最大的正加速度值，其 大小也为R 2(1-);而a在、360 -两处有最大的负加速度值，此值为 R 2(1 - 1 )，而8人此时在处的加速度值仍为一 R , 2(1 一 )o13、沿活塞销中心线作往复运动的零件一一活塞组的质量活塞组的质量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。可以认为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.15、作复合平面运动的零件一一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

10、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(1)质量不变一一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-men0 (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I c。仃、作用于曲柄连杆机构的

11、力曲柄连杆机构中，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。佃、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P1和Pj2二次往复惯性力所组成。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。第3页共11页内燃机设计复习题静平衡：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。的质量所产生离心力之

12、和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P-mrR 2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。4、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；8、 四冲程四缸机的平衡情况1、旋转惯性力已得到平衡2、一次往复惯性力也已平衡。3、二次往 复惯性力的合力PjI -4mj -R 2 c o 24、旋转惯性力矩M r二0 旋转惯性力

13、矩已平衡5、一次往复惯性力矩已平衡6、二次往复惯性力矩已平衡9、 四冲程六缸机的平衡情况 、Pji =0Pjii =0Pr = 0 Mr = 0 M ji =0 M jH =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 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

14、主要尺寸 活塞咼度H 活塞咼度与顶岸咼度、环带咼度及裙部咼度有关。 压缩咼度 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S是根据强度、刚度及散热条件来确定的。由于S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S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。5、 第一环槽的工作条件热负荷过高，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

15、作，选择项岸高度外，还可采取以下措施：（1）保证活塞在上止点时，第一环处于冷却水之中。（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隔热槽。（4）减少顶岸和缸套之间的间隙。（5）在铝合金活塞 环槽处加镶块。（6）在活塞顶部进行硬模阳极氧化处理。（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减少环的数目，减小环槽和环岸的高度。9、 活塞计算的项目一般只计算第一环岸的强度、裙部及销座的单位压力。10、 第一环岸主要计算项目在最大气体爆发压力时的剪切与弯曲强度。12、活塞销座比压的计算

16、活塞销座比压力qi按下式计算，即：q Pg max- Pj max / 2dL MPa第4页共11页内燃机设计复习题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:Pg max- kPjmax - j MPaP kP活塞销座表面单位压力为：q1 = 工怛 M P ad(l_B)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8

17、Pgmax - kPjmax 1 jB.5bl MPa3 兀 d 31 十 a4)一般内燃机活塞弯曲应力的许用值为 100250mPa军用内燃机为230500 MPa。15、活塞销的剪切力最大剪应力T max作用在销座和连杆小头之间的截面上，发生在中性轴所在8 Pgmax - kPjmax 1 a a的直径上。-maxJ 2 厂MPa3 兀d (1 -a )仃、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。18、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

18、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。佃、活塞均压环的自由状态形状自由状态下环的曲率半径，在二处最小，在=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1 S01 装弯曲应力得。二max二39 EMPam (D J-1t丿第五章连杆组的设计1、 连杆承受的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

19、起的横向载荷。2、纵向载荷F对连杆的影响 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，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。第7页共11页内燃机设计复习题5、 连杆设计时对疲劳强度和结构刚度的要求首先保证有足够的疲劳强度和结构刚度。若疲劳 强度

20、不足，往往会造成连杆杆身或连杆螺栓断裂。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 尺寸小、轴承比压高、温度较高，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。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

21、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。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

22、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。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。必须正确确定预

23、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增加螺栓个数，减小每个螺栓的受力。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。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。螺栓头支承机尽量采用对称结构，减小附加弯曲 应力。采用冷墩成型工艺，用滚压法制造螺纹。仃、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

24、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、往第6页共11页第7页共ii页内燃机设计复习题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

25、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Pci ；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P a。（4）平衡重的离心力P b。（5）主轴承的径向反作用力Z i及Z 2。（6）主轴承的径向反作用力Ti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

26、（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Zi在曲柄平面的弯曲作用，以及支反力 Ti 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。5、 曲柄销的载荷 曲柄销受到平面内Zi、Pa及Pb产生的合成弯矩作用，垂直于曲柄平面的 Ti 产生的弯矩的作用以及 M和TiR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（i）由Zi、Pb产生的拉伸或压缩应力；（2）在曲柄平面内Zi产生的弯曲应力；（3）在垂直于曲柄平面内由M及Ti的弯矩形成的应力；（4）由

27、Ti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：（i）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

28、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Li。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

29、重叠时，有一部分力可以第7页共ii页内燃机设计复习题直接传递到主轴颈，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/= 20 mm时，可提高29 %;当/ = 30 mm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

30、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，

31、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，

32、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

33、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，贝U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，第8页共11页第7

34、页共ii页内燃机设计复习题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

35、。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

36、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

37、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

38、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r。、腹弧半径r i、顶弧半径r2、基本工作段作用角2巾。和挺柱最大升程h t max。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02、腹弧圆心0i这三点应在同一直线上。4、设计时选择腹弧半径r 1、顶弧半径r 2的原则由于腹弧半径r i的选择范围很大，而顶弧半径r 2的选择范围很小，所以先选顶弧半径 r2在 定腹弧半径r 1是合理的。在选择r 2时，应注意不要使r 2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，