內燃機設計復習

第一章

1、內燃機主要設計指標有哪些？內燃機設計總論

動力性指標、經濟性指標、緊湊性指標、可靠性與耐久性指標、適應性指標、運轉性能指標、低公害指標。

2、內燃機的動力性指標有哪些？

內燃機的動力性指標是指內燃機的標定功率，標定轉速，活塞平均速度，平均有效壓力及扭矩，這些指標是根據配套的使用要求而確定的。

3、經濟性指標有哪些？

內燃機的經濟性指標是指生產成本,運轉中的消耗,(燃油．機油)以及維修費用等，這些通常都是以燃油消耗率和機油消耗率，特別是燃油消耗率作為內燃機經濟性的主要指標。

4、內燃機設計工作中的“三化”？

內燃機的產品系列化，零部件通用化，零件設計標準化統稱為內燃機和設計的“三化”。

5、內燃機主要結構參數有哪些？

內燃機的主要結構參數，是指決定內燃機總體尺寸的參數，這些參數為：活塞行程S與氣缸直徑D的比值S/D；曲柄半徑R與連桿長度L的比值λ，λ=R/L；氣缸中心距L0與氣徑直徑D的比值L0/D；對于V型內燃機還包括氣缸夾角γ。

6、活塞行程與氣缸直徑的比值

活塞行程S與氣缸直徑D的比值S/D，是決定內燃機設計的基本條件，由此即可確定氣缸直徑D及活塞行程S這兩個主要參數。同一氣缸容積的值，可以由不同的活塞行程與氣缸直徑組合而成。要正確確定出活塞行程和氣缸直徑值，必須正確確定活塞行程與氣缸直徑的比值。7、曲柄半徑R與連桿長度L的比值λ

曲柄半徑R與連桿L的比值λ=R/L是決定內燃機連桿長度L的一個結構參數。因為在活塞行程S決定后，曲柄半徑R=S/2即可求出。因此，在確定參數λ之后，即可決定連桿長度的大小。

8、分析曲柄半徑R與連桿長度L的比值λ對內燃機結構的影響

對于單列式內燃機，λ值越大，連桿長度越短，D、S相同的條件下，內燃機的高度或寬度也越小，可是內燃機的外形尺寸減小，重量減輕。同時，連桿縮短后，使連桿桿身具有較大的剛度和強度。雖然由于λ加大，使往復運動質量的加速度和連桿擺角也加大，但因連桿重量減輕，往復慣性力與側壓力并沒有什么增加。所以在設計時，為了盡可能縮小內燃機的外形尺寸和減輕重量，一般盡可能選取較大的λ值，以使連桿的長度盡量短一些。

9、連桿長度的縮短，受到什么條件的限制：

受到以下條件的限制

（1）活塞在下止點時，裙部不應與平衡重相碰。

（2）活塞在上止點時，曲柄臂不應與氣缸套下部相碰。

（3）連桿在氣缸套內擺動時，連桿桿身不應與氣缸套下部相碰。

10、氣缸中心距Lo與氣缸直徑D的比值Lo/D

氣缸中心距Lo與氣缸直徑D的比值Lo/D是決定內燃機長度的主要參數

第二章

1、作用在曲柄連桿機構上的力內燃機曲柄連桿機構受力分析

作用在曲柄連桿機構上的力主要是由運動質量產生的慣性力和作用在活塞上的氣體力，這些里（或力矩）隨著曲柄轉角的不同而變化，在穩定情況下，曲柄每轉二周為一個變化周期，實際上，內燃機的工況是不斷變化的，特別是作為動力時，因此，作用在曲柄連桿機構上的力和力矩也是在不斷變化的。要計算在各種工況下的作用力和力矩的情況是相當復雜的，通常在動力學分析中，只計算標定工況下的作用力和力矩。并認為曲柄是作等速旋轉運動。

2、進行內燃機的動力學計算的步驟

在進行動力學計算之前，必須根據實測的示功圖或對工作過程的循環模擬計算來確定氣體作用力的變化情況再根據運動學求出的各運動件的加速度，由此求出慣性力的變化情況，從而得到總的作用力及力矩，在此基礎上，進一步分析這些力和力矩對內燃機平衡與振動的影響。

3、活塞、連桿的運動規律

當曲柄按等角速度ω旋轉時，曲柄OB上任意一點都以O點為圓心作等角速旋轉運動，A點（即活塞）沿氣缸中心線作往復運動，而連桿AB則作復合的平面運動，其大頭與曲柄銷（即B點）一樣，作等速的旋轉運動，而連桿的小頭則與活塞一樣作往復運動，所以連桿本身的運動是由旋轉運動和往復運動合成的平面復合運動。在實際分析中，為使問題簡化，一般將連桿為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質量，認為它們分別作旋轉與往復運動，這樣就不需要對連桿的運動規律進行單獨的研究。

4、研究曲柄連桿機構運動學的主要任務

活塞在作往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值及變化規律對曲柄連桿機構以及內燃機整體的工作有很大的影響，因此，研究曲柄連桿機構運動學的主要任務實際上就是研究活塞的運動規律。

5、連桿的角位移、角速度與角加速度的特殊值（最大或最小）及所在位置

當α=0°或180°時，連桿角位移有最小值，即βmin=0

βmax=±arcsinλ當α=90°或270°時，連桿角位移有最大值（指絕對值），即

?當α=0°或180°時，連桿角速度有最大值（指絕對值），即βmax=±λω

當α=90°或270°時，連桿角速度為0，即β=0

當α=90°或270°時，β有最大值（指絕對值），即βmax=?

?????λω2?λ2

????當α=0°或180°時，β有最小值，即βmin=0

6、活塞的位移的特點

即曲柄轉角α從0°到90°時活塞的位移值比曲柄轉角α從90°到180°時活塞的位移值大，而且是λ值越大，其差值也越大。

7、活塞的位移曲線的作用

活塞的位移曲線可用來對p-v(壓力-容積)示功圖與p-α（壓力-曲柄轉角）示功圖兩者之間進行轉換；它與氣門的運動曲線配合，還可用來檢驗活塞與氣門之間發生干涉；在柴油機直接噴射燃燒室的設計中，噴油柱的位置與活塞上燃燒室的配合，也要用到活塞的位移曲線；此外二沖程內燃機排氣口與掃氣口位置的確定，與活塞位移變化也是密切相關的。

8、活塞速度組成的特點活塞速度可以寫成兩個速度分量之和，即

λv=R?sinα+R?sin2α=v1+v22

因此，活塞速度可視為由v1=Rωsinα與v2=Rω

9、活塞速度在特殊位置時的值

當α=0°或180°時（活塞位于上下止點），活塞速度等于零，這是由于活塞在這兩點改變運動方向的緣故。

當α=90°或270°時，v=Rω，此時活塞速度等于曲柄銷中心的圓周速度。但是，這并不是活塞的最大速度。

10、活塞的速度

根據圖形和公式分析可知：

α=0°~180°時，v為正值（活塞向著曲軸中心線方向運動）；

α=180°~360°時，v為負值（活塞背著曲軸中心線方向運動）；

α=0°、180°、360°時，v=0（活塞正在改變運動方向）；

α=90°、270°時，v=Rω，但并不是vmax。活塞的速度在旋轉一周中，時快時慢的變化著，它的平均速度可以表示為λsin2α兩部分簡諧運動速度所組成。2

cm=2ssn=6030

n(m/s)

活塞平均速度cm雖然只能粗略地估計活塞運動的快慢，但它是表征內燃機性能指標的重要參數之一。

11、活塞的最大速度

活塞速度最大時的曲柄轉角αvmax：?1?αvmin=arccos?(?1++8λ2)??4λ?

可見，0?cosαvmax?1，因此cosαvmax小于90°或大于270°，即活塞速度的最大值出現在偏

向上止點一邊，大體上在上止點前后75°左右。不同λ值時，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，相應的曲柄轉角αmax便越小。

12、活塞的加速度

活塞加速度也可視為是兩個簡諧運動加速度之和，即由a1=R?2cosα與a2=R?2λcos2α兩部分組成。

活塞加速度的極值點（最大正加速度和最大負加速度）以及相應的曲柄轉角α，

cosα=0或1+4λcosα=0

第一種情況，cosα=0加速度極值點出現在α=0°和α=180°處，相應的加速度為

α=0°時，a=R?2(1+λ)α=180°時，a=?R?2(1?λ)

1處，相應和加速度4λ第二種情況，1+4λcosα=0即加速度的極值點還出現在α=arccos(?

為a′=?R?2(1+1)8λ

可以看出，第二種情況只會出現在λ>1/4的機構中，對于λ≤1/4的機構無意義。

綜上所述，在曲軸轉角一周中，當λ≤1/4時，α在0°、360°有最大的正加速度值Rω2(1+λ)；當α在180°時，有最大的負加速度值?Rω2(1?λ)。當λ>1/4時，α在0°、360°有最大的正加速度值，其大小也為Rω2(1+λ)；而α在α′、360°-α′兩處有最大的負加速度值，此值為

1，而此時在處的加速度值仍為?Rω2(1?λ)。8λ

13、沿活塞銷中心線作往復運動的零件——活塞組的質量?Rω2(1+

活塞組的質量

為mp包括活塞、活塞環、活塞銷以及裝在這些零件上的其它附件的質量。可以認mp集中在活塞銷的軸線中心上，因為活塞銷中心線是活塞組的傳力點，雖然當活塞中心偏離氣缸中心時存在一些誤差，但由于一般偏移量很小，故可作此假定。

14、作旋轉運動的零件——曲柄組的質量

曲柄組包括裝在曲柄上的所有附件。曲柄上不平衡部分產生旋轉慣性力（離心力）的質量可以換算為集中于曲柄半徑R處的質量mk。進行這種換算的條件是：簡化后的集中質量mk所產生的旋轉慣性力和原來實際系統不平衡質量所產生的旋轉慣性力相等。

曲柄不平衡部分的質量包括兩部分：一部分是曲柄銷及其與曲柄臂相鄰部分的質量m′，其質

'心位置離曲軸軸線的距離就是R，故簡化后的質量不變，為mk另一部分是曲柄臂的質量m′′，=m′；

"如果其質心位置與曲軸軸線的距離為ρ，則此質量換算到曲柄半徑R處的集中質量mk應滿足以下

條件，即""mkRω2=m′′ρω2所以mk=m′′ρ

R

曲軸主軸頸的質量m′′，由于其質心就在曲軸軸線上，當曲軸旋轉時不產生旋轉慣性力，因此不用考慮。

這樣換算到曲柄半徑R處的整個曲柄組的旋轉質量mk為ρ

Rmk=m'+2m"

式中m′、m′′和ρ等數值，可根據曲軸的圖紙資料借助于方格紙或求積儀計算出來。

15、作復合平面運動的零件——連桿組的質量

連桿組的質量包括連桿體、連桿小頭襯套、連桿蓋以及連桿螺栓等質量。為了計算簡便，一般認為連桿小頭隨活塞作往復運動，連桿大頭隨曲柄作旋轉運動，而連桿桿身則作復合的平面運動（既有平面移動又有平面擺動），因此將連桿質量換算成集中于活塞銷中心處作往復運動的質量m1和集中于曲柄銷處作旋轉運動的質量m2，由此來代替原來作復合運動的連桿的質量。

16、連桿組質量系統動力學的簡化原則

根據力學原理連桿組質量簡化后的當量系統與原來實際的質量系統動力學相等，則必需滿足下列三個條件：

（1）質量不變——所有簡化后的質量總和應等于原連桿組總質量mc，

（2）系統的質心位置不變——所有簡化后質量的質心應與連桿組原來的質心位置相重合。如果簡化為兩個質量，則m2a?m1b=0

（3）系統對質心的轉動慣量不變——所有簡化后的質量對于連桿組質心的轉動慣量之和應等于連桿原來的轉動慣量Ic，即2ml∑ii=Ic

實際上，把連桿質量換算成m1和m2兩個質量，對上述三個條件是不能完全滿足的，即第三個條件不能得到滿足。因為換算后的質量，對于連桿組質心的轉動慣量之和Ic'，它不等于連桿組原來的轉動慣量Ic。這是由于Ic'的大小同質量分布有關，如果質量分布離質心越遠，則Ic'越大，轉換后雙質量系統的轉動慣量顯然比原系統的轉動慣量要大一些。

17、作用于曲柄連桿機構的力

在曲柄連桿機構中，主要作用力有氣體作用力，運動質量的慣性力及外界負荷對內燃機運動的反作用力。

18、連桿機構中主要零件的主要受力

曲柄連桿機構中主要零件的主要受力有：往復慣性力、旋轉慣性力、氣體作用力。

19、連桿機構的往復慣性力

連桿機構的往復慣性力在忽略了高次項之后，可以看作由一次往復慣性力Pj1和Pj2二次往復

慣性力所組成。

20、活塞上總作用力的分解與傳遞

敘述分解與傳遞過程并畫出受力圖。

第三章

1、靜平衡和動平衡內燃機的平衡

曲柄旋轉質量系統，不但要求靜平衡，也要求動平衡。

靜平衡：質量系統旋轉時離心合力等于零，即系統的質心（重心）位于旋轉軸線上。

動平衡：質量系統旋轉是，旋轉慣性力合力等于零，而且合力矩Mr也等于零。

2、旋轉慣性力及其平衡

單缸內燃機的總旋轉慣性力，包括曲柄不平衡質量和連桿換算到大頭處的質量所產生離心力之和。Pr=?mrRω2

該離心力的作用線與曲柄重合，方向背離曲柄中心，因此，只需在曲柄的對方，裝上平衡重，使其所產生的離心力與原有的總旋轉慣性力大小相等、方向相反即可將其平衡。

為了減輕平衡重質量并充分利用曲軸箱空間，可盡量使平衡重的質心遠離曲軸中心線。

3、往復慣性力及其平衡

一次往復慣性力

二次往復慣性力

令C?mjRω2

從形式上看，Pj與離心力一樣，但這是mj的往復質量而不是旋轉質量。

如果把C假想看成是一個作用在曲柄上的離心力，則一次往復慣性力PjI，就相當于該離心力在氣缸中心線上的投影。因為這個離心力是假想的，只是形式上相當于一個離心力，故把它作為一次往復慣性力的當量離心力。

一次往復慣性力采用平衡軸來平衡，二次往復慣性力一般比較小所以不進行平衡。現把這個當量離心力的質量分成完全相等的兩部分。即各等于PjI=?mjRω2cosαPjII=?mjλRω2cos2αmj

2，并使一部分內氣缸中心

線開始，半徑R的圓上，以向速度順時針方向旋轉，另一部分以同樣條件下反時針方向旋轉，顯C然它們的離心力分為。正轉部分離心力作為PjI的正轉矢量，A1表示。反轉部分離心力作為PjI2

的反轉矢量，B1表示。

在活塞位于止點時，此兩當量重合于氣缸中心線上。在任一曲軸轉角時，正轉矢量A1與反轉矢量B1的合矢量都落在氣缸中心線上，其方向及大小與一次往復慣性力的方向及大小一致。這是

因為A1、B1在氣缸中心上的投影為

CCA1cosα+B1cos(?α)=cosα+cosα=Ccosα=PjI22

在垂直于氣缸中心線方向，A1與B1的投影正好大小相等，方向相反，其和為零。

CCA1sinα+B1sin(?α)=sinα?sinα=022

一次慣性力PjI可用兩個質量所產生的離心力矢量來代替，所以要想將PjI全部平衡，只要平衡掉這兩個離心力即可。具體的做法是采用兩根旋轉方向相反的平衡軸。

4、單列式多缸內燃機的平衡的項目

單列式多缸內燃機的平衡的項目：旋轉慣性力的合力；一次往復慣性力的合力；二次往復慣性力的合力；旋轉慣性力的合力矩；一次往復慣性力的合力矩；二次往復慣性力的合力矩；5、單列式多缸內燃機的慣性力和力矩的特點

多缸機，各缸產生的一、二次往復慣性力卻是沿各自氣缸中心線，因此是互相平等，且作用在同一平面內（氣缸軸線平面）；只是一次慣性力與二次慣性力變化頻率不相同。各氣缸的旋轉慣性力沿各自曲柄方向作用在不同平面內。由于各氣缸中心線之間有一距離，因此各缸的往復慣性力，和旋轉慣性力對于與曲軸軸線垂直的某一參考平面（一般取通過曲軸中央的平面為參考平面），還將產生力矩，如互相抵消，本身就平衡了，如不能抵消，則是不平衡的。

離心力產生的力矩和離心力矩，用∑Mr表示。由于絕大多數多缸內燃機，曲柄排列從曲柄端視圖看，都是均勻分布的，而各缸的離心力大小相等，方向又與曲柄一致，所以離心力的合矢量∑Pr在這種情況下就互相抵消了，即∑Pr=0。但是由于各缸的離心力作用線不在同一平面內，即使∑Pr=0，它們還可能產生合力矩∑Mr。這個力矩所在平面通過曲軸中心線，以角速度ω旋轉，所以，它在垂直平面和水平平面的兩個分力矩∑Mry與∑Mrx的大小和方向都是變化的。

至于一、二次往復慣性力，雖然始終作用在氣缸軸線平面內，但各缸中該力的大小和方向都是隨曲軸轉角α而變化的。所以，對多缸機而言，既使曲柄排列均勻，也只有一次慣性力的合力為零，即∑PjI=0，其它各次慣性力（如∑PjII）就不一定這零。此外，一、二次慣性力，象離心力一樣，也要產生合力矩。并用∑MjI、∑MjII來表示，它們與∑Mr所不同的是，始終作用在氣缸中心線所在平面，而數值大小隨曲軸轉角α變化。

6、四沖程兩缸機的平衡情況

1．旋轉慣性力的合力∑Pr=Pr1?Pr2=mrRω2?mrRω2=0

明它們已互相平衡了。

旋轉慣性力的合力為零，說

(1)(2)2、一次往復慣性力的合力∑PjI=PjI+PjI=0一次往復慣性力已經平衡了。

(1)(2)3、二次往復慣性力的合力∑PjII=PjII+PjII=?2mjRω2λcos2α

需附加兩要有以曲軸二倍角速度旋轉的平衡軸來平衡。但由于結構復雜，實際上往往就任其存在了。

4、旋轉慣性力的合力矩

5、一次往復慣性合力矩

6、二次往復慣性合力矩

7、四沖程三缸機的平衡情況

1、旋轉慣性力的合力∑M∑Mr=Prl=?mrRω2l=?mjRω2cosα?ljII沒有平衡沒有平衡jI∑M∑Pr=0=0，即沖程三缸的旋轉慣性力已經平衡。

jI2、一次往復慣性力的合力

3、二次往復慣性力的合力

4、旋轉慣性力力矩∑p∑pr=0，一次往復慣性力合力已平衡.=0，二次往復慣性力已經平衡。jII∑M=Prl

∑Mr與垂直軸的夾角為ηr=α?30。

可見，∑Mr=Prl，其方向恒位于第一曲柄后30度，故可在曲軸上裝平衡重將其平衡。

5、一次往復慣性力矩

由上式可知，∑MIjI=?3mjRω2lcos(α?30。)∑M簡諧函數規律變化的，當α=30時，∑MjI有最大值∑MjImax=mjRω2l，其作用平面位于氣缸中心線平面內。

6、二次往復慣性力矩∑MjII=?3mjRω2λlcos(2α+30)

由于式可知，當cos(2α+30)的絕對值=1時，即α=15與165度時，∑MjII在垂直位置并有極大值∑MjIImax=3mjRλω2l

jI∑M和∑MjII都可以由附加四軸平衡機構來平衡。

8、四沖程四缸機的平衡情況

1、旋轉慣性力的合力

2、一次往復慣性力合力∑Pr=0jI旋轉慣性力已得到平衡=0一次往復慣性力也已平衡。∑P

3、二次往復慣性力的合力

4、旋轉慣性力矩∑P=0

jIjII=?4mjλR?2λcos2α∑Mr旋轉慣性力矩已平衡=0

=0一次往復慣性力矩已平衡二次往復慣性力矩已平衡5、一次往復慣性力矩6、二次往復慣性力矩

9、四沖程六缸機的平衡情況∑M∑MjII

∑PjI=0、∑PjII=0、∑Pr=0、∑Mr=0、∑MjI=0、∑MjII=0

第四章活塞組的設計

1、活塞組的工作條件

活塞組是工作強度最大的組件之一。工作中承受的載荷：（1）承受很大的機械負荷；（2）承受很高的熱負荷；（3）強烈的磨損。

2、活塞的基本結構

活塞頭部包括活塞頂，頂岸（火力岸）及活塞環帶。組成燃燒室，承受氣體壓力，接受高溫氣體的作用。

活塞裙部

活塞銷座環帶以下的部分，起導向作用力。位于裙部中央上方，銷座中安裝活塞銷。活塞通過銷座將氣體作用力及慣性力經由活塞傳遞給連桿。

3、活塞的主要尺寸

活塞高度H活塞高度與頂岸高度、環帶高度及裙部高度有關。

壓縮高度H1壓縮高度決定了活塞銷的位置，它與頂岸高度、環帶設計及上裙高度有關。頂岸高度h頂岸高度確定了第一環的位置。

環帶高度h環帶高度取決于活塞環數、環高及環岸高度。

4、活塞頂的厚度的確定

活塞頂的厚度δ是根據強度、剛度及散熱條件來確定的。由于δ值越大，頂部熱應力也越大，因此在滿足強度要求的條件下，盡量使δ值取得小些。對于直徑較小的活塞若能滿足散熱要求，一般也能滿足強度要求。活塞頂厚度隨活塞材料不同而有較大的差別。鋁活塞的δ值：汽油機為（0.06~0.10）D,柴油機為

5、第一環槽的工作條件

活塞組吸入的熱量，多數要由第一環傳出，這使第一環槽的熱負荷過高，強度降低，并使機油炭化，造成積炭，使環槽嚴重磨損。

6、確定第一環槽的位置的條件

為了使第一環槽能正常地工作而不至過早地損壞，除了適當地選擇項岸高度外，不可采取以下措施：（1）保證活塞在上止點時，第一環的位置處于冷卻水之中。（2）將第一道環安排在活塞頂厚度以下。（3）在第一環槽之上開一個槽，這個槽稱為隔熱槽，其目的是改變活塞頂到第一環槽之間的熱流形式，降低第一環的溫度。（4）減少頂岸和缸套之間的間隙，減少氣流通往第一環

槽的流通面積，降低第一環槽處的溫度。（5）在鋁合金活塞環槽處加鑲塊，由于第一環槽底部的磨損最嚴重，因此常在第一環槽處鑲上一個鑲塊。（6）在活塞頂部進行硬模陽極氧化處理，可提高活塞頂面耐熱性及其硬度，并增加熱阻，使頂部降溫。(7)在活塞頂部進行硬模陽極氧化處理。7、活塞環數由什么確定

活塞環數取決于密封的要求，它與內燃機的氣體壓力及轉速有關。

8、減少活塞高度的方法

除了環的數目外，為減小環帶部的高度就要從減小環槽和環岸的高度著手。

9、活塞計算的項目

以經驗設計計算活塞時，一般只計算第一環岸的強度、裙部及銷座的單位壓力。活塞頂、尤其是形狀復雜的活塞頂，其強度計算是十分困難的，通常以經驗設計為主，而不進行計算。10、第一環岸主要計算項目

第一環岸主要計算在最大氣體爆發壓力時的剪切與彎曲強度。

11、活塞裙部比壓的計算

活塞裙部比壓q，一般按下式進行計算，即

q=Nmax/DH2(MPa)

Nmax：最大側壓力，由動力計算求得。近似取8~12%Pgmax，單位mPa。

H2：活塞裙部高度

12、活塞銷座比壓的計算

活塞銷座比壓力q1按下式計算，即：

13、活塞銷表面比壓的計算連桿小頭部分的活塞銷表面單位壓力為：q1=(Pgmax?Pj′max)/2dl′(MPa)q2=

Pgmax?kPjmax

dl?BPgmax?kPjmaxdb1(MPa)活塞銷座表面單位壓力為：14、活塞銷彎曲應力的計算q1=(MPa)

沿活塞銷長度方向的負荷分布，與活塞銷及銷座的剛度之比有關，也和活塞銷與連桿小頭襯套的間隙及活塞銷與銷座的間隙有關。試驗表明：在銷座部分、銷表面受的壓力大致成三角形規律分布；在銷與連桿小頭接觸部分，壓力分布可認為相當于均勻負荷。這時活塞銷中央部分所受的彎矩最大為：

彎曲應力為：σ=8(Pgmax?kPjmax)(l+2B?1.5b1)

3πd31+a4(MPa)

一般內燃機活塞彎曲應力的許用值為100~250mPa；軍用內燃機為230~500MPa。

15、活塞銷的剪切力

最大剪應力τmax作用在銷座和連桿小頭之間的截面上，發生在中性軸所在的直徑上。

τmax8(Pgmax?kPjmax)1+a+a2(MPa)?23πd1?a416、活塞銷最大變形與變形后的應力

由于Pgmax?kPjmax的作用，活塞銷壓扁失圓，鉛垂直徑下降，水平直徑上升。當直徑增大量比連桿小頭軸承的最小間隙還小時，軸承就有被咬死的可能。所以應對活塞銷失圓時的最大變形進行計算。活塞銷的最大變形發生在水平直徑受力最大的部位。利用能量法和莫爾積分，可求出活塞銷直徑的增大量為：

活塞銷變形后，銷的橫截面上產生彎曲應力，最大的應力是在中央斷面上。該斷面上下1、2、3、4點的正應力值較大，一般情況下，受拉的1、4點，以內表面4點處拉應力最大，其值為:

17、活塞環的主要尺寸

活塞環的主要尺寸是環的高度b，環的徑向厚度。

目前的趨勢是減少環數和減小環的高度。減小活塞環高度可減少摩擦損失；可使環適應氣缸的不均勻磨損和變形，避免表面接觸應力集中，提高耐熔著磨損的能力，減少往復運動質量；提高環的密封性能等。而且，窄的環也有利磨合。

活塞環的徑向厚度大與活塞環對氣缸壁的接觸壓力有關。隨著徑向厚度的增大，活塞環對氣缸壁的接觸壓力使增大。但是厚度過大，應力也大，當環往活塞上安裝時就容易折斷；而且對氣缸壁的橫向變形的適應性也低。

18、活塞環根據接觸壓力進行分類

活塞環根據接觸壓力進行分類：均壓環沿整個工作表面對氣缸壁的壓力是均勻的。非均壓環沿整個工作表面對氣缸壁的壓力不是均勻的；在切口附近的壓力最高，壓力分布呈梨形，通稱為梨形環或高點環；在切口附近的壓力較小，壓力分布呈蘋果形，通稱為蘋果環或低點環。19、活塞均壓環的自由狀態形狀

自由狀態下環的曲率半徑，在α=π處最小，在α=0處最大。

20、活塞環的彎曲應力

活塞環工作時的強度計算，因剪切力與軸向力影響較小，則只計算彎矩。活塞環的彎曲應力應按兩種狀況進行計算：工作狀態下的彎曲應力；套裝應力。

21、活塞環的套裝應力：

將活塞環往活塞上套裝時，切口扳得比S0還大，則正對切口處的最大套裝彎曲應力得。

σ′max1S0?3.93πtE=2m?D???1??t?1?(MPa)

第五章連桿組的設計

1、連桿承受的載荷

連桿工作時受到兩種載荷：一是燃氣作用力和曲柄連桿機構中往復運動慣性力所引起的縱向載荷；一是連桿桿身復合運動引起的橫向載荷。上述兩種載荷的大小和方向都是變化的。此外，連桿組裝配時還造成靜載荷，在小頭是因壓入襯套而引起，在大頭則是由于擰緊連桿螺栓所引起。2、縱向載荷F對連桿的影響

沿連桿中心線的縱向載荷F使連桿桿身承受拉壓疲勞載荷。當F為正值時，桿身受壓，由于連桿為細長桿件，在擺動平面和與其垂直的平面內，F力還使連桿產生縱向彎曲，造成軸承不均勻磨損。當F為負值時桿身受拉。為了在負值最大時，不致使連桿體與大頭蓋的接合面互相分離，連桿螺栓必須在裝配時給予足夠的擰緊力。

3、橫向載荷對連桿的影響

橫向載荷為桿身擺動所產生的附加彎矩，此附加彎矩為桿身的轉動慣量與連桿擺動的角加速度的乘積。

4、作用在連桿上的縱向載荷比橫向載荷那個大

作用在連桿上的縱向載荷比橫向載荷要大得多。

5、連桿設計時對疲勞強度和結構剛度的要求

連桿設計時必須首先保證有足夠的疲勞強度和結構剛度。若疲勞強度不足，往往會造成連桿桿身或連桿螺栓斷裂，進而產生整機破壞的重大事故。若剛度不足，就會造成連桿彎曲變形及連桿大頭的失圓變形，這將導致活塞、氣缸、軸承及曲柄銷的偏磨，加大了連桿螺栓的附加彎矩。

6、連桿小頭的特點

連桿小頭的特點是：尺寸小、軸承比壓高、溫度較高（一般為100-120℃）軸承表面相對運動速度低，且屬擺動運動。

7、連桿小頭如何變形

連桿小頭在燃氣壓力和往復慣性力作用下往往會產生橫向和縱向的變形。

8、連桿小頭變形后的應力分布

連桿小頭在燃氣壓力和往復慣性力的作用下往往會產生橫向和縱向的變形，其應力分布也很復雜（圖5-4）。由圖可見，其應力峰值發生在A-A，B-B，C-C截面處。連桿小頭與桿身過渡處的形狀與尺寸對小頭的強度與剛度有很大的影響。由圖5-5可見，當連桿小頭與桿身之間采用單圓弧過渡時，其過渡處的應力峰值高，而當采用雙圓弧過渡時，應力峰值就低得多。除此之外，小頭襯套與活塞銷之間的間隙對小頭應力也有影響，間隙過大，小頭載荷趨向為集中載荷，局部區域的應力峰值加大。

9、連桿大頭的設計的核心

連桿大頭的設計的核心問題是保證有足夠的剛度。連桿大頭設計要兼顧剛度與外形尺寸。小頭的外表面一般應具有拔模斜度以便于模鍛。

連桿桿身為連桿小頭與大頭的部分。高速內燃機的連桿桿身斷面都作成“工”字形的。

10、連桿大頭的外形尺寸

連桿大頭的外形尺寸小，可避免連桿在運動中與其它機件干涉的可能性，并有利于提高內燃機結構緊湊性；而且較小的連桿大頭可以減小旋轉慣性力。

11、設計連桿中心線應注意什么

連桿中心線應盡量靠近軸瓦，可提高連桿體通過氣缸的能力，還可減小連桿大頭所承受的彎矩。

12、連桿螺栓所受的載荷

螺栓所受的擰緊力稱為螺栓的預緊力，是螺栓所受的靜載部分。

運轉時，連桿螺栓還要承受往復慣性力以及除支大頭蓋后的大頭旋轉質量的離心力，這部分載荷隨著曲柄連桿機構的轉角而變化。連桿螺栓有時還承受一些附加的彎曲應力。

13、連桿螺栓的附加彎曲應力產生的原因

連桿螺栓有時還承受一些附加彎曲應力，原因是：被連接部分大頭的剛性不足；加工過程中造成的零件開頭偏差；螺栓頭部的結構不合理等。

14、連桿螺栓預緊力的組成

連桿螺栓的預緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦必需的過盈度所具有的預緊力；二是保證內燃機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力。

如果預緊力過大，使螺栓材料產生了屈服，將導致斷裂。所以必須正確確定預緊力，并在裝配時嚴格控制其大小。

15、連桿螺栓擰緊力矩的組成

預緊力由擰緊力矩來保證。擰緊力矩由兩部分組成：螺紋工作面產生的摩擦力矩和螺母支承面所產生的摩擦力矩。

16、提高連桿螺栓疲勞強度的措施

連桿螺栓在變載荷下工作，尺寸又小，為提高連桿螺栓的疲勞強度采取下列措施：⑴增加螺栓個數，減小每個螺栓的受力。⑵減小基本負荷系數，可以減小應力幅值為此可增大連桿大頭的剛度，減小螺栓的剛度。⑶螺栓過渡賀角半徑、根部賀角半徑等處采用大賀角，避免應力集中。⑷螺栓頭支承機盡量采用對稱結構，減小附加彎曲應力。⑸采用冷墩成型工藝，用滾壓法制造螺紋。

17、進行連桿小頭強度計算時應計算的應力

進行連桿小頭強度計算時應計算的應力：襯套過盈配合的預緊力及溫升產生的應力；最大慣性力引起的應力；最大壓縮力引起的應力；連桿小頭的疲勞安全系數；連桿小頭的變形計算。18、進行連桿桿身強度計算時應計算的應力

進行連桿桿身強度計算時應計算的應力：最大拉伸應力；桿身的壓縮-縱向彎曲應力；連桿桿射的安全系數。

第六章曲軸組與軸承

1、曲軸組的工作情況

曲軸組的工作情況是極其復雜的，它是在周期性變化的燃氣作用力、往復運動和旋轉運動慣性力及它們的力矩作用下工作的，因此承受著扭轉和彎曲的復雜應力。曲軸箱主軸承的不同心度會影響到曲軸的受力狀況，其次，由于曲軸彎曲與扭轉振動機時產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生了嚴重的應力集中。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷是在高比壓下進行高速轉動，因而產生強烈的磨損。

2、進行曲軸受力分析時曲軸的簡化

進行曲軸受力分析時假設曲軸是一個不連續梁，并且每一曲柄都是自由地支承在相鄰兩個主

軸頸中點處。假設曲柄所受的作用力是集中的，且不考慮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；并作出受力圖

（1）沿曲柄半徑方向的徑向作用力Zo。其中包括燃氣作用力和往復運動慣性力所產生的徑向力Z；連桿旋轉運動離心力Pc1；曲柄銷旋轉離心力Pc2。

（2）燃氣作用力和往復運動慣性力所產生的切向力T。

（3）曲柄臂的旋轉離心力Pa。

（4）平衡重的離心力Pb。

（5）主軸承的徑向反作用力Z1及Z2。

（6）主軸承的徑向反作用力T1及T2。

（7）從曲軸自由端傳來的扭矩。當計算第I曲柄時，此扭矩

（8）從功率輸出端傳來的反扭矩。當計算第I曲柄時，此反扭矩。

4、主軸頸的載荷

主軸頸受到交變扭矩M、支反力Z1在曲柄平面的彎曲作用，以及支反力T1在垂直于曲柄平面內彎曲作用。因此主軸頸受力后產生的是扭轉和彎曲的交變應力。由于主軸頸一般作得很短，彎曲的作用較小，因此計算時只考慮交變的扭轉作用。

5、曲柄銷的載荷

曲柄銷受到平面內Z1、Pa及Pb產生的合成彎矩作用，垂直于曲柄平面的T1產生的彎矩的作用以及M和T1R的扭轉作用，因此曲柄銷上的應力也是扭轉和彎曲的交變應力。

6、曲柄臂的受力情況

曲柄臂的受力情況很復雜，它包括（1）由Z1、Pb產生的拉伸或壓縮應力；（2）在曲柄平面內Z1產生的彎曲應力；（3）在垂直于曲柄平面內由M及T1的彎矩形成的應力；（4）由T1產生的扭矩引起的應力。因此曲柄臂的應力具有交變的拉壓、彎曲和扭轉的復合性質。曲軸上產生應力集中最嚴重的。

7、曲軸上產生應力集中最嚴重的部位？損壞形式？

曲軸上產生應力集中最嚴重的部位在軸頸至曲柄臂的過渡圓角處和軸頸油孔周圍。一般來說彎曲疲勞裂縫是從軸頸根部表面的圓角處發展到曲柄臂上，基本上沿45°角折斷曲柄臂；扭轉疲勞裂縫是從機械加工不良的油孔表面開始，約呈45°剪斷曲柄銷。因表面應力總是最大，疲勞破壞也總是從表面開始。

8、曲軸在設計時應滿足的要求

曲軸在設計時應滿足以下要求：（1）具有足夠的疲勞強度。盡量減少應力集中現象，克服薄弱環節，保證曲軸可靠工作。（2）具有足夠的彎曲與扭轉剛度。在工作轉速范圍內盡可能避免強烈的扭轉振動。（3）軸頸具有良好的耐磨性。（4）曲軸應有良好的工作均勻性和平衡性。（5）制造方便。

9、主軸頸和曲柄銷的直徑與長度的關系

在保持軸承比壓不變的情況下，采用較大的主軸頸直徑，可以減小主軸頸長度L1，這有利于縮矩內燃機的長度或者加大曲柄臂厚度。采用短而粗的主軸頸可提高曲軸扭轉的自振頻率，減小在工作轉速范圍內產生共振的可能性。

從潤滑觀點或受力情況出發，主軸頸作得粗而短是可行的，因為主油道的機油首先供應主軸承，潤滑條件好，另外，主軸頸所受的載荷一般都比曲柄銷輕些。

對于曲柄銷，由于其直徑D2取得較小，其軸頸長度L2就取提長些。

10、主軸頸與曲柄銷的重疊度，對曲軸的影響？

主軸頸與曲柄銷產生重疊時，有一部分力可以直接傳遞到主軸頸，因而改善了曲柄臂的受力狀態。當重疊度增加時，曲柄臂的剛度隨之增大，同時曲軸的載面變化比較緩和，這改善了應力集中現象，提高了疲勞強度。

據測量，當重疊度⊿超過10mm時，曲軸彎曲疲勞極限顯著提高：當⊿=20mm時，可提高29%；當⊿=30mm時，可提高73%；。在曲臂較薄時，重疊度的影響更為顯著。

11、曲軸軸承設計時的性能要求

（1）耐疲勞軸承合金的材料必須有足夠的疲勞強度，以保證在變動負荷作用下具有一定的壽命，不發生開裂、合金層剝落等疲勞損壞現象，特別是合金的疲勞強度不應隨溫度升高而急劇下降。

（2）抗咬合性即油膜一旦破裂，金屬表面直接接觸時，軸承合金能依靠自潤滑作用有對抗咬合的能力。車用內燃機工況經常變化，起動與停車頻繁，容易產生報謂的邊界摩擦。

（3）嵌藏性即將機油中雜質或軸頸磨損的顆粒等嵌入軸承合金的能力，它能保護軸不被刮傷。嵌藏性與軸承材料的硬度有密切關系，嵌藏性好的軸承合金，可降低機油的濾清要求。

（4）順應性即克服或減少由于軸頸和軸承不同心或變形等原因引起的棱緣負荷過大的能力，它能保證負荷分布的均勻性。順應性好的軸承合金，能加速軸瓦磨合，允許略微降低軸頸和軸承的加工精度要求。

（5）磨合性即要求軸承能在盡量短的時間內，適應各零件因制造或安裝所引起的不可避免的形位偏差。

此外，耐腐蝕性、耐磨性及導熱性等，也是軸承不可缺少的性能。

12、薄壁軸瓦過盈度對軸承工作的影響

為了使軸承良好地散熱并減少撞擊，軸瓦必須與軸承座緊密地貼合，為此軸瓦必須以一定的過盈度安裝在軸承座內。若此過盈度太小則不起作用；若過盈度太大，則軸瓦壓應力太大，有可能超過屈服極限而變形，這對軸承的工作是不利的。

13、測量薄壁軸瓦過盈度的方法

軸瓦過盈量需用專門的量具測量。一般把軸瓦放入一個半園量具內，此量具的內徑等到于軸承座內孔直徑的最大值（公差上限）。將軸瓦的一端頂住，另一端施以測量力P，使軸瓦與模具內表面良好地帖合。在P的作用下軸瓦的變形量為v，此時軸瓦的一端仍有一部分突出在模具基準面之上，此突出高度u稱為余面高。u+v=h，此h值即為軸瓦過盈量。

第七章曲柄連桿機構的固定件

1、確定氣缸體與上曲軸箱橫剖面形狀的作圖方法

在作圖時，先在橫剖面草圖上繪出活塞、連桿及曲軸的平衡重的外形圖，然后用硬紙或透明紙作出連桿的精確外形（包括連桿大頭蓋和連桿螺栓），模擬連桿運動的情況，逐點畫出連桿外形位置，最后畫出這些位置的外包絡線，即得出連桿運動軌跡的外包絡線P。平衡重運動軌跡的外包絡線，可以根據平衡重最外半徑r作圓求得。顯然，最緊湊的曲軸箱結構形狀應根據這些運動軌跡外包絡線來考慮。考慮到零件的配合間隙、磨損情況、加工裝配的誤差、零件變形和干涉等原因，曲軸箱內壁、加強盤等與上述外包絡線之間應保留一定的最小間隙⊿。

2、確定氣缸長度和氣缸套水套高度的尺寸

氣缸長度和氣缸套水套高度的尺寸應根據活塞上、下止點位置來確定。活塞在下止點時，允

許從氣缸中伸出10-25mm。如活塞裙部有油環，則不允許油環伸出氣缸下緣。水套高度尺寸盡量與活塞環在氣缸在氣缸上、下止點位置相對，使活塞環容易傳出熱量。氣缸套長度和水套高度決定之后，整個機體橫剖面結構形狀和基本尺寸也就定下來了。

3、確定氣缸體與上曲軸箱縱剖面的尺寸

在縱剖面上的主要確定氣缸中心距。根據氣缸蓋型式、氣缸套型式、曲軸結構型式和各部分的尺寸、水套布置等畫出縱剖面圖，從而決定機體縱向長度的尺寸，同時根據下曲軸箱的型式，決定下曲軸箱縱向形狀和尺寸。

4、設計水冷式內燃機氣缸的水套

設計水冷式內燃機氣缸的水套時，不應有死區，以免形成空氣囊或蒸氣囊，而引起局部過熱。同時為了使多缸內燃機各缸冷卻均勻一致，通常在氣缸體內設計布水道與分水孔。布水道貌岸然前端流通截面較大，逐漸縮小，而分水孔流通截面逐缸放大。

5、氣缸套設計要求

設計氣缸時要求有足夠的強度來承受機械應力和熱應力；足夠的剛度以保證工作時不至有過大的變形；對氣缸的鏡面還必須要求有良好的耐磨性，外表面對冷卻水有一定的抗蝕能力。其中，提高氣缸鏡面的耐磨性是設計中最主要的問題。

6、氣缸蓋螺栓的數目的確定

氣缸蓋螺栓的數目應該盡可能多一些。因為，氣缸蓋總預緊力是一定的，螺栓數目愈多，則分配給每個螺栓的預緊力就愈小，這樣可以避免由于氣缸體中產生安裝應力而引起氣缸蓋底面的變形以及氣門座的變形。同時螺栓數目多時，螺栓直徑可以相應減小，相對于氣缸蓋的柔性變大，這可以減小螺栓負荷的交變分量，因而可以減小預緊力。此外，螺栓數目多兩螺栓之間的距離減小，對氣缸襯墊的太緊力就均勻，從而保證氣缸蓋襯墊的密封性。但螺栓數目過多，不僅會使氣缸蓋的結構及安裝復雜，而且在氣缸中的布置也有困難，因為這受到氣道、水道、推桿孔以及氣缸中心距等很多條件的限制。

7、氣缸蓋螺栓的布置

氣缸蓋螺栓的布置應盡量靠近氣缸中心線以減小螺栓之間的距離，從而減小氣缸蓋的彎曲應力和變形，但不能太靠近氣缸中心線，因為太靠近了又會引起氣缸套上部的變形。螺栓的布置還應盡量對氣缸中心均勻分布，否則，可能使氣缸體因受力不均勻產生局部變形，引起漏水、漏氣等現象，導致沖壞氣缸蓋襯墊。各螺栓分配的壓緊面也要基本相同，以保證壓力的均勻性。8、氣缸蓋螺栓預緊力的確定

氣缸蓋運輸線栓的預緊力要足夠大，以保證必要的密封壓力，防止長期工作后發生松動，但鄧緊力過大則會合氣缸蓋、氣缸體過度變形，反而影響密封。

9、氣缸套的受力

氣缸套承受著由氣體作用力、活塞側壓力以及熱負荷引起的應力。

第八章配氣機構與驅動機構

1、氣門通過能力的確定；為什么？

當氣門結構一定時，流通斷面僅與氣門升程有關。由于氣門升程是時間的函數，因此流通斷面也是時間的函數。必須注意的是：氣門通過斷面雖然與氣門升程有關，但并不是氣門升程越大，氣體流量也越大。在一定的氣門升程范圍內，隨頭著氣門升程的加大，氣體流量也逐步增加；當

氣門升程超過一數值時，隨著氣門升程的加大氣體流量不再增加，甚至有時還出現下降的趨勢。這種現象可解釋為：在不定期的氣門升程范圍內，由于氣門頭部與桿部連接處的過渡圓角的導引作用，使氣流隨著升程的增加順利流過氣通道，當升程達到某一數值后，繼續增加氣門升程，反使圓角的導引作用減弱，使氣流不再上升甚至反而下降；另一方面，氣流也受到氣門通道喉口處面積的限制，當氣門通道面積超過喉口處面積時氣流不再增加。

2、凸輪外形設計的要求

氣門開關的快慢、開度的大小、開啟時間的長短都取決于配氣凸輪的形狀。在設計凸輪外形時應滿足下列要求：（1）凸輪外形設計應保持能獲得盡可能在的時間斷面值勤，即氣門開啟和關閉得快，以求盡可能大的凸輪轉角內氣門接近全開位置。（2）凸輪外形設計應保證配氣機構各零件所受的沖擊跳動盡可能小，即正、負加速度要小，并且加速度不產生突變，以求獲得配氣機構工作的可靠性和耐久性。

3、確定圓弧凸輪外形的參數和條件

圓弧凸輪中最簡單的雙圓弧凸輪有五個參數：基圓半徑ro、腹弧半徑r1、頂弧半徑r2、基本工作段作用角2фo和挺柱最大升程htmax。為使圓弧凸輪能可靠地工作，凸輪型線外形連續圓滑，這就要求各段圓弧在交接點處有公切線或公法線，所以各參數之間有一定的約束。凸輪型線連續圓滑的條件為：腹弧與頂弧的交點B、頂弧圓心O2、腹弧圓心O1這三點應在同一直線上。

4、設計時選擇腹弧半徑r1、頂弧半徑r2的原則

由于腹弧半徑r1的選擇范圍很大，而頂弧半徑r2的選擇范圍很小，所以先選頂弧半徑r2在定腹弧半徑r1是合理的。在選擇r2時，應注意不要使r2過小，以免凸輪變尖，導致凸輪尖端處接觸壓力過大，而使凸輪與挺柱一對摩擦副產生早期損傷。凸輪在長期使用尖端處磨損超過極限后，必須重新磨削，因此必須留下磨削裕量。

5、決定凸弧凸輪平面挺柱的運動規律

分析凸弧凸輪平面挺柱運動規律，即決定平面挺柱的升程ht、速度vt、加速度at在凸弧凸輪型線上隨凸輪轉角α的變化規律。

6、凸輪緩沖段的作用

凸輪緩沖段的作用：（1）在整個配氣機構運動鏈中必須留有一定的間隙，以保證氣門在任何工況下才能閉合。（2）克服配氣機構零件受壓產生彈性的變形，氣門在設計的上升點之前就消除由于彈性變形而引起的升程值。（3）為了獲得足夠大的氣門開啟時間斷面值挺柱總是以較大的加速度開始運動和以較大的加速度停滯不前止運動，這就使氣門落座速度很大，造成氣門與氣門座之間的強烈沖擊，產生噪聲和磨損。

7、設計凸輪緩沖段的方法

在設計凸輪型線時，除了基本工作段外，還必須要有緩沖段。通常的做法是把理論基圓半徑略為減少一個值，形成實際基圓，然后用過渡曲線把實際基圓與凸輪的基本工作段圓滑相連。8、配氣機構運動分析，要解決的問題

配氣機構運動分析，要解決的問題

（1）根據凸輪型線和凸輪轉動過程中的角速度算出挺柱在直線運動過程中的速度和加速度；（2）根據推桿的直線規律，定出搖臂的轉動規律，即找出搖臂在擺動過程中的角速度和角加速度；

（3）根據搖臂的擺動規律，求出氣門的直線運動規律，即找出氣門在直線運動過程中的速度和加速度；

9、配氣機構作直線運動部分的慣性力有哪些？

配氣機構作直線運動部分的慣性力有：挺柱與推桿組件的慣性力；氣門和彈簧組件的慣性力。

10、在計算氣門彈簧組件的慣性力時，如何估算彈簧的質量

在計算氣門彈簧組件的慣性力時及估算彈簧的質量時由于彈簧是逐漸壓縮或放松的，所以參加運動的彈簧質量是一個變質量，這就需要按變質量系統分別算出各圈或一微段質量在運動狀況下的慣性力，而后再合起來得到整個彈簧的慣性力。計算結果表明，此彈簧慣性力相當于把彈簧作為整體看待有三分之一的彈簧質量跟隨氣門運動所得的慣性力。

11、作用在凸輪上的力有哪些。

作用在凸輪上的力有：氣門的當量氣體作用力；彈簧的當量彈力；氣門和彈簧組件的當量慣性力；搖臂慣性力矩轉化的慣性力；挺柱與稚桿的慣性力。

12、作用在氣門彈簧上的力

氣門開啟時，作用在氣門彈簧上的力有：氣門和彈簧組件的慣性力；搖臂慣性力矩轉化的慣性力；挺柱與推桿的慣性力對氣門彈簧產生的當量慣性力。

13、氣門彈簧的作用

氣門彈簧的作用在配氣機構中氣門彈簧的作用是極其重要的。凸輪對氣門的控制是單方向的，必須有氣門彈簧才能保證氣門回位；在氣門關閉時，氣門彈簧保證氣門與氣門座之間的閉合及密封；在凸輪的負加速度段，氣門彈簧保持氣門不脫離凸輪的控制。

14、氣門彈簧剛度由什么決定？

氣門彈簧剛度由彈簧最大彈力、彈簧最小彈力和氣門的最大升程決定。最小彈力是保證氣門與氣門座的密封，需要的一定的預緊力。最大彈力是作用于氣門彈簧上的最大慣性力。

15、氣門彈簧的結構參數

氣門彈簧的結構參數有：彈簧中徑、彈簧絲直徑、彈簧工作圈數和總圈數、彈簧高度。

16、氣門頭部直徑的確定

氣門頭部直徑一般希望盡可能大些，以便得到良好的進、排氣效果。通常，為使其進氣流速在利用慣性充氣情況下不致過大，一般希望控制在70m/s左右。過大的進氣流速會導致充氣系數的明顯下降。排氣平均流速約為在100m/s內。在確定氣門頭部直徑時，往往受氣缸蓋布置、燃燒室型式的限制。另外，氣門頭部過大，太靠近壁面，氣門頭部周圍通過斷面也得不到充分的利用。還需使進排氣門之間的缸蓋鼻梁區讓出較寬的距離，以便高溫區得到良好的冷卻。

17、氣門錐角大小對氣流有何影響

從理論上分析，小的氣門錐角可以獲得較大的通道截面，但實際上，較大的氣門錐角在氣門最大升程附近有較好的氣流流線，氣流阻力反而小些。

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