內燃機設計
第一章
1-1.副作用：（1）摩擦損失增加，機械效率ηm下降，活塞組的熱負荷增加，機油溫度升高，機油承 載能力下降，發動機壽命降低。（2）慣性力增加，導致機械負荷和機械振動加劇、機械效率降低、壽命低。（3）進氣流速增加，導致進氣阻力增加、充氣效率ηv下降。 1-2.柴油機優點：
1）燃料經濟性好。
2）因為沒有點火系統，所以工作可靠性和耐久性好。
3）可以通過增壓、擴缸來增加功率。
4）防火安全性好，因為柴油揮發性差。
5）CO和HC的排放比汽油機少。
汽油機優點：
1）空氣利用率搞，轉速高，因而升功率高。
2）因為沒有柴油機噴油系統的精密偶件，所以制造成本低。
3）低溫啟動性好、加速性好，噪聲低。
4）由于升功率高，最高燃燒壓力低，所以結構輕巧，比質量小。
5）不冒黑煙，顆粒排放少。
1-4.不可以。對于汽油機能達到，但是柴油機不能。已知參數的設計條件，可得Vm=S*n/30=18 m/s，高出了柴油機的Vm的設計上限13m/s,即使設計出來，也無法使柴油機正常工作。 1-11.（見作業，找夢麗，哈哈）
首先計算活塞平均速度（P14），再根據發動機的類型和用途，利用表1-6(P13)選定平均有效壓力，然后利用公式1-1（P4）計算標定功率和標定轉速扭矩。根據表1-2（P5）確定發動機的扭矩適應系數和轉速適應系數，進而初步確定最大轉矩和最大轉矩對應的轉速（P5）。
第二章
2-1. 表達式：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示功圖與P-V示功圖的轉換，氣門干涉的校驗及動力計算；
2）活塞速度用于計算活塞平均速度Vm==18 m/s，用于判斷強化程度及計算功率，
計算最大素的Vmax，評價汽缸的磨損；
3）活塞加速度用于計算往復慣性力的大小和變化，進行平衡分析及動力計算。
2-4. 答：（此圖為P33圖2-5）
側向力FN，連桿力FL，曲柄切向力Ft，徑向力Fk
FN = FL tanβ, FL = p/cosβ ，Ft = FL sin(α+β)
= sin(α+β) ， Fk = FL cos(α+β)
=
cos(α+β)
規定Ft 與ω同向為正，Fk指向圓心為正，轉矩順時針為正。
單缸轉矩為
M = FL * r = F r
翻倒力矩 M′= - FN* h = -Ftanβ
r= - F r= - Fr
2-8.（P40-42）連桿軸頸的負荷與連桿軸承的負荷大小相等，方向相反。
主軸頸的負荷與主軸承的負荷大小相等，方向相反。
2-9.書P39. 4（1）（2）（3）（4）。
第三章
3-3解：點火間隔角為A=
（1）作曲柄圖和軸測圖
=240°
三拐曲軸一、二階曲柄圖和軸測圖
（2）做慣性力矢量圖
一階慣性力 二階慣性力
得到? ????
（3）做力矩圖
往復慣性力矩圖 旋轉慣性力圖 旋轉慣性力矩
（4） 采用用整體平衡法
第四章
4-1. 定義：扭轉振動是使曲軸各軸段間發生周期性相互扭轉的振動，簡稱扭振。
現象：1）發動機在某一轉速下發生劇烈抖動，噪聲增加，磨損增加，油耗增加，功率下降，嚴重時發生曲軸扭斷。
2）發動機偏離該轉速時，上述現象消失。
原因：1）曲軸系統由具有一定彈性和慣性的材料組成。本身具有一定的固有頻率。
2）系統上作用有大小和方向呈周期性變化的干擾力矩。
3）干擾力矩的變化頻率與系統固有頻率合拍時，系統產生共振。
4-2. 彈性力矩 M???C? ,慣性力矩MI??I? ??
M?=0 ，I?+ C?=0
此二階線性齊次微分方程的解為：???sin(?et??) 根據理論力學，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）當諧量的階數為曲軸每一轉中點火次數的整數倍時（k=2im/τ），該階振幅矢量位于
同一方向，可以用代數方法合成，該階諧量稱為主諧量。
2）當k=(2m-1)i/τ時，各曲拐該階力矩幅值作用在同一直線上，方向不同，稱為次主諧量。 ??I3?3?C2(?2??3) ??
3）曲拐側視圖有q個不同方向的曲拐，則有qτ/2個相位圖。
4-6. 曲軸固有頻率與外界干擾力矩“合拍”，產生扭轉共振的轉速稱為臨界轉速。共振時，
kωt =ωe ，則ωt =ωe /k ,其中ωt為曲軸轉動角頻率。
計算和分析扭轉共振的三個條件為：
①nk在發動機工作轉速范圍內，方能稱為臨界轉速
②一般只考慮摩托階數k≤18的情況，因為k值太大時，對應的諧量幅值很小
③一般只考慮前兩階或前三階固有頻率
第五章
5-6. （P122）
xxxxxy?C0?C2()2?Cp()p?Cq()q?Cr()r?Cs()s
?????
p、q、r、s為設計變量。
5-8. （P115）氣門最大升程Hmax與氣門直徑d的關系應為Hmax/d=0.25�？紤]到慣性載荷和活塞上止點時可能與氣門發生干涉的問題，一般進氣門的H/dvi =0.26~0.28。為保證有足夠的流通面積和減少活塞推出功，一般排氣門H/dve =0.3~0.35。
5-9. ?Fm(Hmax?H0)? ，式中，ht為挺柱或氣門的位移；?為凸輪工作半包角；Hmax為
挺柱或氣門的最大位移或者升程；H0是緩沖段的高度；?c為挺柱位移對應的凸輪轉
角。
凸輪型線豐滿系數是一個相對量，表示的是位移曲線下的面積與最大升程和工作半包
角組成的矩形面積之比。在設計凸輪型線時，經常用來評判型線設計的好壞。 ???0(ht?H0)d?c
5-10. 一般發動機的氣門錐角??45。而對于增壓柴油機，氣門錐角??30，這是因為增壓發動機缸內壓力高，氣門盤受力變形大與氣門座的相對滑移量大，而且不同于非增壓發動機，完全排除了從氣門導管獲得機油的可能，因此，氣門與氣門座磨損的問題更加突出。增壓發動機采用較小的氣門錐角，就是為了減少與氣門座的相對滑移量，減輕磨損。 5-11.
04080120160200240280320360400440480520560600640680720 180??e1??e2
2排氣凸輪工作段包角為
180??e1??e2?排半包?4排氣凸輪工作段包角為
180??i1??i2?進?2進氣凸輪工作段包角為
?排?
進氣凸輪工作段包角為
同缸異名凸輪相對夾角為 ?進半包?180??i1??i24
A
2, 其中A為相應氣缸點火間隔角 異缸同名凸輪相對夾角為
180???e1??e2180???i1??i2?1 ??T??[360??e1??i2?()?()] 2222 1 ?90??(?e1??e2??i2??i1) 4
當活塞位于壓縮上止點時，排氣凸輪相對于挺柱軸線的夾角為?T ?TG?
?T?
5-13.配氣相位指的是什么? 見P134
第六章
1. 結構措施：1）加大曲軸軸頸的重疊度A(A增大，曲軸抗彎和抗扭剛度增加)
2）加大軸頸附近的過渡圓角（可減小應力集中效應，提高抗彎疲勞強度）
采用空心曲軸（可提高曲軸抗彎強度，同時課減輕曲軸重量和曲軸離心力） 3）
4）沉割圓角（可在增加圓角半徑的同時保證軸頸的有效承載長度）
5）開卸載槽（在相同載荷條件下，可使曲柄銷圓角的最大壓力值有所降低） 工藝措施：1）圓角滾壓強化（表面產生剩余壓應力，抵消部分工作拉伸應力，提高曲軸
的疲勞強度，還可降低圓角的表面粗糙度值，消除表面缺陷）
2）圓角淬火強化（用熱處理的方法是金屬發生組織相變，發生體積膨脹而產
生殘余壓應力，提高疲勞強度，還能提高硬度和表面的耐磨性）
3）噴丸強化處理（屬于冷作硬化變形，在金屬表面留下壓應力，是表面硬度
提高，從而提高疲勞強度）
4）氮化處理（利用輝光離子氮化或氣體軟氮化方法，使氮氣滲入曲軸表面，
由于氮的擴散作用，使金屬體積增大，產生擠壓應力，提高疲勞強度）
6-2. D2不變，D1增大
優點: 1. 可提高曲軸剛度，增加曲柄剛度而不增加離心力
2. 可增加扭轉剛度，固有頻率We增加，轉動慣量I增加不多
缺點：主軸承圓周速度增加，摩擦損失增加，油溫升高。
6-3. 因為發動機工作時，連桿軸頸承受著由連桿傳來的周期性變化的氣體壓力、活塞連桿
組件往復運動的慣性力及連桿大端回轉運動離心力的作用；而主軸頸只是
由于受到連桿、連桿軸頸及曲柄臂離心的影響，所以連桿軸頸負荷大于主
軸頸負荷。實際的主軸頸D1大于連桿軸頸D2，D1/D2≈1.05～1.25。
6-5. 工作條件：1）受周期變化的力、力矩共同作用，曲軸既受彎曲又受扭轉，承受交變
疲勞載荷，重點是彎曲載荷；
2）由于曲軸形狀復雜，應力集中嚴重，特別是在曲柄與軸頸過度的圓角部
分；
3）曲軸軸頸比壓打，摩擦磨損嚴重。
設計要求：1）有足夠的耐疲勞強度
2）有足夠的承壓面積，軸頸表面要耐磨；
3）盡量減少應力集中；
4）剛度要好，變形小，否則使其他零件的工作條件惡化。
一般在制造工藝穩定的條件下，鋼制曲軸的安全系數n≥1.5，對于高強度球墨鑄鐵曲軸，由于材料質量不均勻，而且疲勞強度的 分散度比較大，應取n≥1.8。
6-6．（略見P166） 180??e1??e2?1?(180???e1)222
6-9. 剛度和強度隨著使用時間而降低，造成疲勞損壞，所以還是會發生少數曲軸破壞情況。 6-10.當發動機的輸出轉矩M大于阻力矩MR時，吸收多余的功，使轉速增加較少；
當發動機的輸出轉矩M小于阻力矩MR時，釋放儲存的能量，使轉速減少較少。 總之，飛輪的作用就是調節曲軸轉速變化，穩定轉速。
6-11. If = Ψ ≈ 10.8 x 106 （看P171公式）
隨著氣缸數的增加，ξ和δ都呈減小的趨勢，而ξ減小的速度要快于δ，根據公式，可得：隨著氣缸數的增加，飛輪的轉動慣量逐漸減小
第七章
7-2. 標定轉速工況（最大轉速）
7-3. 最大轉矩工況和全負荷情況下的`標定轉速工況，而且要兼顧連桿側彎的情況是否發
生。
7-5. 平切口連桿一般是利用螺栓中部加工的凸出圓柱體來定位；斜切口連桿考慮到除定位
作用外還要承受較大剪切力，往往在分界面上做成止口定位或鋸齒定位，也有采用套筒定位的；還有采用連桿大頭裂解工藝，即整體加工出連桿大頭，然后利用脹裂的方式裂解開連桿大頭。
7-6. 有些內燃機為了既能增大曲柄銷的直徑，又能使連桿通過氣缸把剖分面作成斜切口，
斜切口有利于減小連桿螺釘承受的拉伸載荷。
斜切口的連桿大頭，其所連接的曲柄銷的直徑D2可以增大到0.67～0.68D。斜切口相對
于連桿軸線的斜角越小，大頭上半部的橫向寬度愈小，在連桿體能通過氣缸的條件下，容許加大曲軸銷直徑的可能性愈大。但斜角愈小，螺釘或螺柱穿進桿身的深度也愈大，使桿身削弱過多。因此斜角一般在30?～60?之間。
7-7. 脹斷式連桿是列解開連桿大頭，這樣產生的剖分面是凸凹不平的斷裂茬口。可同時起
到兩個方向的定位作用；抗剪能力強；兩個連桿螺栓的距離短，使得連桿大頭寬度最小。而且節省了加工工藝過程，使得制造成本降低30%左右。
7-8. 如下，F g和Fgmax為氣壓力和最大氣壓力，FL為連桿力，Fjmax為最大往復慣性力
??0 時 F g?0， Fj?Pjmax, FL?-Fj
??360 時 F g?Fgmax， Fj?Fjmax, FL?Fgmax-Fjmax
F0? (2~~2.5) F j ? F 2 7-9. 1）降低螺桿剛度C1，主要是通過光桿直徑d0，一般d0=（0.8～0.85）d1.
2）提高被連接件的剛度C2；
3）增加過渡圓角半徑，降低應力集中；
4）采用細牙滾壓螺紋；
5）嚴格控制螺栓和被連接件的形位公差，減少附加彎矩。
7-10. 1）使用自鎖螺母；
2） 槽型螺母加開口銷；
3） 圓螺母止動墊圈，單耳止動圈；
4） 鎖片。
7-11. 連桿小頭和桿身的應力，連桿大頭蓋都是與桿身成為一體了，接合面處的不應該出現
拉伸應力。
第八章
8-1.
1）高溫—導致熱負荷大 :活塞在氣缸內工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，
燃氣的最高溫度可達2000～2500℃，因而活塞頂的溫度也很高。溫度分布不均勻，有很大的熱應力；
2）高壓—沖擊性的高機械負荷：高壓包括兩方面①活塞組在工作中受周期性變化的氣
壓力直接作用，氣壓力Pz(MPa )一般在膨脹沖程開始的上止點后10°～20°達到最大。②活塞組在氣缸里作高速往復運動，產生很大的往復慣性力Fjmax
3）高速滑動：內燃機在工作中所產生的側向力是較大的，特別是在短連桿內燃機中； ??
4）交變的側壓力：活塞上下行程時活塞要改變壓力面，側向力方向不斷變化，造成了
活塞在工作時承受交變的側向載荷。
設計要求:
1）選用熱強度好，散熱性好，膨脹系數小，耐磨、有良好減磨性和工藝性的材料
2）形狀和壁厚合理，吸熱少，散熱好，強度和剛度符合要求，盡量避免應力集中，與
缸套有最佳的配合間隙
3）密封性好，摩擦損失小
4）重量輕。
2. σmax + σ′max = 3.4Et2 / (D - t)2 = 常量
一般選擇σ′max = （1.2 ～ 1.5）σmax ，因為套裝時間很短。
3. 當轉速n提高時，應提高p0。因為活塞速度高，由于截流作用，活塞環背壓下降。當活塞直徑增加時，活塞環的工作應力增加，應當適當減少初彈力p0，方能減少活塞環的工作應力。
?D??max?2D??1?? 8-4. （見書P209）工作應力 6 ，p0=0.141E?t
tS0
2所以最大工作應力?max=0.425E(D?t)，活塞環套裝時必須使其內徑大于活塞頭部直
徑，此時端距應該為8t左右。即套裝時端距的變形量為8t-S0.則最大套裝應力：
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為最大工作應力；E為活塞環材料的彈性模量。
8-5. 要求（1）熱強度好，散熱性好；（2）重量輕，慣性�。唬�3）膨脹系數�。唬�4）密度小
（5）熱導率大 （6）有良好減摩性和工藝性
8-7. 1）盡量減小頂部受熱面積；強化頂面，采用不同的材料或將表面進行處理。
2）保證熱流暢通。
3）采用適當的火力岸高度。
4）頂部內側噴油冷卻。
5）頂部設油腔冷卻。
8-8. 工作條件：活塞銷座承受周期變化的氣體作用力和活塞銷座以上部分的往復慣性力的 作用，這些力都是帶有沖擊性的；從運動情況看，活塞銷在活塞銷座中由于連桿小頭的 制約，其轉動角度很小，在這樣小的轉動角度下，很難在銷與銷孔之間形成一層良好的 油膜，所以潤滑條件較差。
采取措施：1）在活塞銷座與頂部連接處設置加強肋，增加活塞銷座的剛度。
2）將銷孔內緣加工成圓角或者倒棱，或將活塞銷座內側上部加工出一個彈 性凹槽，可以減輕活塞銷座的棱緣負荷； MmaxDD?3p0(?1)ttS03
3) 將銷孔中心相對活塞銷座外圓向下偏心3 – 4 mm，將活塞銷座的厚度上
面比下面大些，以加強活塞銷座承壓強度；
4）將活塞銷座間距縮小，以減小活塞銷的彎曲；
5）鑄鋁活塞的銷孔中壓入鍛鋁合金的襯套，可提高抗裂紋能力。
第九章
9-1. （P227）軸承的過盈量主要通過3種表示方法：
1) 自由彈勢?s
軸瓦在自由狀態下的開口直徑為d1+?s，一般為?s=（0.25~2.5）mm。
2) 半圓周過盈量h (mm)
?d0?min2?
2 式中，d0為軸瓦內孔直徑（mm），d0=d1-t;?為應力系數（N/mm）; ?min為最小hmin?
預加壓縮應力（N/mm）。
3) 余面高度 u (mm)
在試驗壓力F0(N)作用下，試驗壓縮量v(mm)為
2
F0
v?6?10d0*tB ?6?d0F?min6?10?6d0*0tB 則umin= hmin ? v= 2? ?
式中，t為當量壁厚(mm)，t=（t?t0）+?t0,t0為減摩層厚度，?為減摩層折算系
數；B為寬度(mm)。
9-2. （P230）主要有三方面要求：
1) 抗咬粘性。油膜遭破壞時，軸承材料不擦傷和咬死軸頸，即親油性好。
2) 順應性。軸承副有幾何形狀偏差和變形時具有克服邊緣負荷從而使負荷均勻的能
力。
3) 嵌藏性。具有以微量塑性變形吸收混在機油中的外來異物顆粒(金屬磨屑，灰塵等)
的能力。
9-3. 計算軸心軌跡的意義：
1) 可作為判斷軸承實現液體潤滑情況的重要依據。由軌跡曲線可以找出一個工作循環**
中最小油膜厚度值（hmin）及其延續時間（下圖A區）。hmin應小于由發動機結構剛度、工藝水平等確定的許用值，這一區域的時間不宜過長。
2) 幫助分析軸承損壞原因，改進設計。下圖中C區表示軸心因高速向心運動使油楔
中出現局部真空，形成氣泡；待到軸心高速離心運動時氣泡破裂，突然放出很高的爆破壓力擊壞合金表面，形成穴蝕。D區出現多次高速離心運動，油膜壓力峰值劇增，可達軸承平均比壓的10倍以上，造成合金疲勞剝落。
3) 合理布置油孔、油槽的位置，使供油舒暢。
4) 實現軸承潤滑的最佳設計�？梢愿淖冎苯佑绊戄S承工作能力的因素，如軸承的間隙、
機油粘度、軸承寬徑比等，保證軸承處于液體潤滑下工作。
9-4. （P226）試驗證明，在其他條件不變的情況下，油膜壓力與軸承寬度的三次方成正比，
這里可以簡單的用B來 代表軸承的承載能力。所以當軸承面積相同時，開油槽軸承的承載能力為2(B/2)?B/4,僅為無油槽軸承的1/4。所以，主軸承要在上軸瓦開槽，連桿軸承應在下軸瓦開槽，以避免軸承的承載能力下降。
333
第十章
10-1.
機體的總設計原則是：在盡可能輕巧的前提下，盡量提高剛度(降低變形、振動噪聲)。
提高剛度的途徑主要有以下幾個方面；
1) 將汽缸體與上曲軸箱鑄造成一個整體，形成一個剛度很好的空間梁板組成結構，除非是比較大型的內燃機才采用汽缸體與曲軸箱分開的結構。
2) 汽缸之間加隔板，以提高機體橫向剛度。
3) 降低上下曲軸箱的剖分面。
4) 采用全支撐曲軸。
5) 剖分面處采用梯形框架。
6) 采用下主軸承蓋與下曲軸箱一體的整體式，缸蓋螺栓最好與主軸承蓋布置在同一平面內。
7) 機體表面布置加強肋。
10-2.
缸蓋設計主要考慮的是；
1) 有足夠的剛度和強度，工作變形小，保證密封。
2) 合理布置燃燒室、氣門、氣道，保證發動機的工作性能。
3) 工藝性良好，溫度場盡量均勻，減少熱應力，避免熱裂現象。
10-3.
汽缸蓋的內部形狀和結構十分復雜，設計時主要優先考慮內部氣道、燃燒室（另有預燃 室、渦流室）、 噴油器或火花塞、氣門等功能部件的布置，然后在保證壁厚均勻、 受力均勻、剛度足夠的條件下考慮 內部冷卻水套的布置。
水套的厚度應盡量各處均勻，不宜太厚，否則流速過低，造成與氣缸的熱交換能力下降，一般情況下，水套各界面的水流速盡量不要低于0.5m/s。一般車用發動機的水套厚度應在4~10mm之間。具體厚度要根據水套流場的仿真分析結果確定。機體水套的長度，應能夠保證當活塞在下止點時活塞環能得到很好的冷卻。現代發動機的水套長度比上面提出的要求還要長一些，以便使濺到氣缸壁面的機油得到冷卻，但是此時需要驗證是否與連桿和曲軸平衡塊相碰。
第十一章
2．（P256）冷卻水泵的泵水量通過下面三個式子來確定：
?WAgePeHu??w3600 qVP= ?V, qVW= ?tw?wcw，
3 式中，qV（m/s）是冷卻水循環量，?tw為冷卻水在內燃機種循環時的容許溫升(?)，WqVW
?tw=0~12?c；?w為水的密度(kg/m3)；cw為水的比定壓熱容[kJ/(kg.?c)]，cw=4.187[kJ/(kg.?c)，?V為水泵的容積效率，主要考慮泄露情況，一般取0.6~0.85，?w為冷卻系統散走的熱量，A為比例系數，指傳給冷卻系統的熱量占燃料熱能的百分比；Hu為燃料低熱值（KJ/kg）; ge為燃油消耗率[g/(kW?h)]; Pe為有效功率(Kw).
汽油機?0.23~0.3 A???0.18~0.25 柴油機?6．（P254）潤滑油流量qVC一般由被機油帶走的熱流量c（kJ/h）計算：
?C
?為機油密度，一般取?=0.85kg/L；c為機油比熱容，一般
c=1.7~2.1kJ/(kg.?c);?t為機油出口的溫差，一般取8~15?c。 式中，qVC=?C?t，
3600Pe
而?c=（15%~20%）?f，?f為每小時加入內燃機的熱量（KJ/h）。?f=?e，Pe為
?有效功率，有效效率柴油機為0.4，汽油機為0.33，所以?c?（160~280）Pe，根據c
范圍和潤滑油參數范圍，可得 qVC的經驗計算公式如下： 不用機油冷卻活塞時：qVC=（0.12~0.28）Pe 用機油冷卻活塞時：qVC=（0.42~0.57）Pe。
7．一般希望潤滑油的循環次數ny?3次/min.
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