2010-2011内燃机设计吉林大学袁兆成

第一章 1. 根据MATCH_ word word文档格式规范word作业纸小票打印word模板word简历模板免费word简历 _1714290563718_0， ，可以知道，当设计的活塞平均速度 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？ 2. 汽油机的主要优点是什么？柴油机的主要优点是什么？ 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？ 4. 柴油机与汽油机的缸径、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（比如 n=6000r/min）？为什么？ 5. 活塞平均速度提高，可以强化发动机动力性，请分析带来的负作用是什么？ 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？请分别简要叙述原因。 7. 内燃机仿真设计手段主要有那些？ 8. 某发动机为了提高功率，采用了扩大气缸直径的途径，如果气缸直径扩大比较多，比如扩大 5毫 米，与之相配合的还要改变哪些结构的设计？还要进行哪些必要的计算？ 9. 某发动机由于某种原因，改变了活塞行程，与之相配合的还要进行哪些结构更改设计和计算？ 10. 发动机 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 数据库在内燃机开发设计中有何重要作用？ 11. 已知某轿车 4 缸汽油机采用自然吸气方式，每缸 4气门，设计转速是 6000r/min，气缸直径 D=86mm， 活塞行程 S=90mm，试确定该发动机的标定功率，最大扭矩和最大扭矩对应的转速  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。  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。  进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv下降。 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。 3.汽油机的升功率高。 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，所以其最 高转速明显低于汽油机，因此柴油机的升功率小。 4.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。 5. A. 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。 B. 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。 C. 进排气流速增加，导致进气阻力增加、充气效率ηv下降。 6. 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 变增压器 VGT、VNT（可根据需要控制进气量），顶置凸轮机构 DOHC、SOHC（结构紧凑，往复惯性力小）。 7.三维实体造型设计，气体、液体流动分析，冷却水温度场分析，配齐相位性能优化，喷雾模拟，燃油喷 射模拟，燃烧模拟，振动模拟分析，噪声仿真等。 8.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。 9.活塞行程 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、工作过程计算等。 10.由于目前的内燃机设计方法一半要用经验设计结合理论计算的模式，因此工程数据库可以使设计者更快 更好的设计出符合要求的内燃机。 第二章 1. 写出中心曲柄连杆机构活塞的运动规律 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 达式，并说出位移、速度和加速度的用途。 2. 气压力 Fg和往复惯性力 Fj的对外表现是什么？有什么不同？ 3. 推导单缸发动机连杆力、侧向力、曲柄切向力和径向力的表达式，并证明翻倒力矩与输出力矩大 小相等方向相反。 4. 曲轴主轴颈的积累转矩如何计算，连杆轴颈转矩如何计算？如果已知一个四冲程四缸机，发火顺 序 1－3－4－2，试求第四主轴颈转矩和第四拐连杆轴颈转矩 1.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．气压力 Pg 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 （1）Fjmax < Fgmax （2）Fj总是存在，但在一个周期内其正负值相互抵消，做功为零；Fg是脉冲性，一个周期内只有一个峰 值。 3. 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 = - F r 4. 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。 求连杆轴颈转矩，根据转矩向后传递的原则，Mqi应该是前一个主轴颈上的积累转矩 Mzi与作用在本曲柄 销上的切向力所引起单缸转矩的一半。 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 M0，1 = 0 第二主轴颈所受转矩 M1，2 = M1（α） 第三主轴颈所受转矩 M2 ，3= M1，2 + M1（α+ 180o） 第四主轴颈所受转矩 M3，4 = M2，3 + M1（α+ 540o） 第五主轴颈所受转矩 M4，5= M3，4 + M1（α+ 360o）= 以上是以四缸机的曲轴主轴颈的积累转矩。 Mq1 = ?Ft r = M1(α) Mq2 = M1,2 + M1(α+ 180o) Mq3 = M2,3 + M1(α+ 540o) Mq4 = M3,4 + M1(α+ 360o) 这些是四缸机的连杆轴颈转矩。 第三章 1. 四缸四行程发动机，发火顺序 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。 2. 四缸二行程发动机，发火顺序 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。并指出 Mj1max 及出现时刻。 3. 三缸四行程发动机，发火顺序 1－3－2，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。并指出 Mj1max及出现时刻。 4. 为一个四缸四行程发动机（1-3-4-2）设计一套用于平衡二阶往复惯性力的双轴平衡机构。 5. 四冲程六缸机的惯性力和惯性力矩都已经平衡了，此发动机的支承还承受什么力作用？ 6. 四行程 V型两缸机，左右两缸轴线夹角为γ，试分析一阶往复惯性力和二阶往复惯性力。并分析 当γ角为 90 度时，往复惯性力的特点。 7. 试分析二冲程三缸机的离心和力矩的平衡性，往复惯性力和力矩的平衡性。如果一阶往复惯性力 矩不平衡，请设计一套双轴机构和一套单轴机构平衡一阶往复惯性力矩并作图表示。 1. 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 （2）惯性力分析。根据一阶曲柄图和二阶曲柄图作力的矢量图，做如图所示的四拐平面曲轴往复惯性力矩 图。由于二阶惯性力不平衡，所以不能分析二阶力矩，因为此时随着取矩点的不同，合力矩的结果是不一 样的。 一阶往复惯性力??? 二阶往复惯性力???????? 一阶往复惯性力矩 2. 解：点火间隔角为 A= =90° （1）作曲柄图和轴测图。 （2）惯性力分析。显然，一阶和二阶往复惯性力之和都等于零，即 FRjI=0， FRjII=0，静平衡。 （3）惯性力分析。根据右手定则向第四拐中心取矩，得到在水平轴上的投影 MjIx= aCcos18°26′。 可以看出，在第一缸曲拐处于上止点前 18°26′时，该机有最大一阶往复惯性力，即 旋转惯性力矩 （3）平衡措施。采用整体平衡方法，有 3. 解：点火间隔角为 A= =240° （1）作曲柄图和轴测图 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 4. 5.? 此时发动机支撑还承受发动机本身重量和由于曲柄变形而产生的弯矩作用 6． （1）一阶往复惯性力的平衡分析： 如上图所示，以气缸夹角平分线为始点，左右两列气缸的一阶往复惯性力分别为 =Ccos( + ) = Ccos( - ) 向 x轴和 y轴投影，再求和，得 = + =Ccos ?(1+cos ) = + =Csin ?(1-cos ) 合力 = =C 合力方向 =arctan 而 + =1，所以 的端点轨迹是一个椭圆。 当 < 时， 为长半轴； 当 > 时， 为长半轴； 当 = 时， =C,其端点轨迹是一个圆。 （2）二阶往复惯性力的平衡分析 同样以气缸夹角平分线为起始点，左右两列气缸的二阶惯性力表示为 = Ccos2 = Ccos2 在坐标轴上的投影为： =2 Ccos cos cos2 =2 Csin sin sin2 也是椭圆，合力为 = =2 C 合力方向为 当 = 时，有 = ， = ， 变为水平方向的往复惯性力，可以用兰氏机构平 衡。 结论： = 时， 为一个圆，相当于离心力； 为往复惯性力，方向垂直于气缸夹角平分线。 7. 解：点火间隔角为 A= =120° （1）作曲柄图和轴测图 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 第四章 第四章 思考题： 1. 什么是曲轴的扭转振动，扭振的现象和原因？ 2. 列出单自由度扭转自由振动系统的振动方程，求出微分方程的解和初相位。 3. 列出三质量扭转振动系统的自由振动方程。 4. 什么是力矩简谐分析的摩托阶数？为什么四冲程发动机的扭矩简谐表达式中，简谐阶数 不都是自然数，有半数的阶数？ 5. 对于多拐曲轴，可以画出几个相位图？什么情况是主谐量？什么情况是次主谐量？ 6. 什么是临界转速？如何求对应第 K 阶谐量引起的临界转速？计算和分析扭转共振的条 件是什么？ 7. 计算曲轴系统扭转共振的假设条件是什么？ 8. 如果知道第一个集中质量的绝对振幅，其它集中质量的振幅如何求出？为什么？ 9. 动力传动系统在低速时经常表现出变速箱齿轮响，请问可能是什么原因？ 答案 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。 2. 弹性力矩 M C   ,惯性力矩 I IM     根据理论力学，得 IM + M =0 ， I  + C =0 此二阶线性齐次微分方程的解为： sin( )et     其中 0 0 2 2( ) e        ， 0 2 arctan e      3. 1 1 1 1 2( )CI        2 2 1 21 2 2 3( ) ( )C CI           3 3 2 2 3( )CI       4. 0 0 1 1 sin( ) sin( ) k n a a k k k k k k k k M t M tM M M              = 0 1 sin( ) n a k t k k M k tM      其中 sin( ) a k t kM k t  为转矩的第 k 阶谐量，表示该谐量在在2 周期内变化 k 次，称 为摩托阶数。 对于四冲程发动机，曲轴两转即4 角为一个周期，因此相对于数学上的周期来讲，曲 轴一转（2 ）内四冲程发动机第 k 阶力矩仅变化了 2 k 次，因此四冲程的摩托阶数存在 半阶数。 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。 3）曲拐侧视图有 q 个不同方向的曲拐，则有 qτ/2 个相位图。 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，k ωt =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： ① kn 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 7. 1）强迫振动引起的共振振型与自由振动的振型相同 2）只有引起共振的那一阶力矩对系统有能量输入 3）共振时激发力矩所做的功，等于曲轴上的阻尼功 8. 因为共振时阻尼功等于激振功，激振频率等于固有频率，即W = kW , t ek  ，ψ= 2  ,所以 1 a kM Ф1sin 1 z i i a   = - ξkωtФ 2 1 2 1 z i i a   , Ф1 = a k 1 2 1 M z i i z e i i a a     ,则由 1i ia  ，可以求出所有集中质量的绝对振幅 第五章 第五章 思考题： 1. 配气机构中平底挺柱的几何运动速度与凸轮接触点偏心距的关系如何？设计平底挺柱 时，挺柱底面半径要满足什么要求？ 2. 气门通过时间断面是如何求出的？ 3. 配气凸轮除工作段外，都要有缓冲段，为什么？ 4. 采用液压挺柱的配气机构，凸轮要不要设计缓冲段？ 5. 凸轮缓冲段由等加速－等速两段组成，已知缓冲段高度 H0、速度 V0、缓冲段包角θ0， 等加速度包角θ01，请写出缓冲段各段的方程式。 6. 写出高次多项式凸轮型线的表达式。 7. 写出动力修正凸轮的表达式，并逐项说明其含义。 8. 如何确定气门的最大升程，为什么？ 9. 写出凸轮型线丰满系数表达式，并陈述其含义。 10. 通常的气门锥角是多少？增压发动机的气门锥角有何变化？为什么？ 11. 如何利用配气相位图计算出进、排气凸轮的工作包角、半包角、同缸异名凸轮相对夹角、 同名异缸凸轮相对夹角以及凸轮轴与曲轴的相对位置。 12. 凸轮设计完成后，如何验算气门与活塞是否相碰？确定活塞在上止点与缸盖底平面最小 间隙时，要考虑那些因素？ 13. 在设计气门弹簧时，主要考虑哪些因素？如果自然吸气发动机改为增压发动机，气门弹 簧的预紧力怎么改？为什么？ 答案 1． 数值相等。平底挺柱的底面半径要大于最大偏心距，也就是在数值上要大于挺柱的最大 几何速度。 2． 2 1 t f t A Adt  ，其中 cos ( sin 2 ) 2 h h A h d    3．1）由于气门间隙的存在，使得气门实际开启时刻迟于挺柱动作时刻 2）由于弹簧预紧力的存在，使得机构在一开始要产生压缩弹性变形，等到弹性变形力克 服了气门弹簧预紧力之后，气门才能开始运动 3）由于缸内气压力的存在，尤其是排气门，气缸压力的作用与气门弹簧预紧力的作用相 同，都是阻止气门开启，使气门迟开 上述原因的综合作用使得气门的实际开启时刻迟于理论开启时刻，若没有缓冲段，气 门的初速度短时间内由零变得很大，有很强的冲击作用。同样，当气门落座时末速度 很大，会对气门座产生强烈冲击，气门机构的磨损和噪声加剧。为了补偿气门间隙以 及预紧力和气缸压力造成的弹性变形，要在实际工作段前后增设缓冲段，保证气门开 启和落座时处于很小的速度。 4. 需要设计缓冲段，这时凸轮型线的缓冲段用于压缩油腔，补偿沿泄油间隙漏出的机油和 机构构件的预变形。 5. 等加速段： 2 t ch c ， 010 c   等速段： 2 0 01 01( )t ch c      ， 01 0c    6. 2 0 2( ) ( ) ( ) ( ) ( ) p q r s p q r s x x x x x y C C C C C C            7. 0 0 0 0 0 s t C y m y L y F x C C C        0 1 2H k y k y     其中， 20 0 0 0 1 2 0 0 0 , , (6 )s C m H L k k n F C C C C      y 为气门升程， 0L 为气门间隙， 0 0 F C 为弹簧预紧力引起的机构静变形， 0 sC y C 为气门弹 簧力引起的机构静变形， 0 m y C  为惯性力引起的动变形 8. 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 9. 0 0 max 0 ( ) ( ) t c Fm h H d H H         ，式中， th 为挺柱或气门的位移； 为凸轮工作半包角； maxH 为挺柱或气门的最大位移或者升程； 0H 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。 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。 11. 排气凸轮工作段包角为 e1 e2180 2      排 排气凸轮工作段包角为 e1 e2180 4      排半包 进气凸轮工作段包角为 1 2180 2 i i    进 进气凸轮工作段包角为 1 2180 4 i i    进半包 同缸异名凸轮相对夹角为 异缸同名凸轮相对夹角为 2 A  TG , 其中 A 为相应气缸点火间隔角 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 e1 e2 e1 1801 (180 ) 2 2 2 T           0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 0 40 80 120 160 200 240 280 320 360 400 440 480 520 560 600 640 680 720 压缩上止点 膨胀下止点 排气桃尖 上止点 进气桃尖 进气下止点 —φe1—- φi1 φe2 —φi2—— φ Ψ )( 4 1 90 )] 2 180 () 2 180 (360[ 2 1 2 1221 2121 21 iiee iiee ieT              12. 1) 缸垫按压紧后的厚度计算，除主轴承及活塞销孔以外，曲柄连杆机构的间隙均偏向 一侧，使活塞处于最高处。确定活塞在上止点的最高位置。 2) 画出活塞位移曲线； 3) 根据键槽，齿形及它们与曲拐所在平面、凸轮轴位置间的制造公差，进行正时齿轮 传动机构的尺寸链计算，确定进、排气门的实际开闭时刻并按照同一比例画出进排 气门 升程曲线，气门升程对应的角度要换算成曲轴转角； 4) 观察气门升程曲线与活塞位移曲线是否相交； 5) 如果相交，则需要在活塞上开避让坑，或者改变配气相位。 第六章 思考题： 1. 提高曲轴疲劳强度的结构措施有哪些，为什么？ 工艺 钢结构制作工艺流程车尿素生产工艺流程自动玻璃钢生产工艺2工艺纪律检查制度q345焊接工艺规程 措施有哪些，为什么？ 2. 曲轴的主要材料有哪些？各应用在哪类情况？ 3. 曲轴的连杆轴颈不变，增大主轴颈 D1，有何优点？缺点是什么？ 4. 为什么说连杆轴颈负荷大于主轴颈负荷？实际主轴颈D1和连杆轴颈D2哪一个尺寸大？ 5. 多拐曲轴强度最薄弱的环节是曲柄，曲柄的主要结构参数是哪两个？它们各自的变化对 其强度有何影响？ 6. 曲轴的工作条件是什么？设计时有什么要求？一般曲轴的设计安全系数是多少？ 7. 在利用有限元方法进行曲轴强度分析时，一般模型与实际曲轴存在那些差异？ 8. 为什么曲轴的安全系数比较大时，但是还会发生少数曲轴破坏情况？ 9. 飞轮的主要作用是什么？ 10. 飞轮的转动惯量根据什么来确定？飞轮转动惯量与气缸数是什么关系？ 11. 飞轮外径受到哪些因素限制不能很大？ 12. 发动机低速转动波动，有哪些外在表现？ 答案 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） 3）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） 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） 2. 1）中碳钢：绝大多数采用模锻制造 2）合金钢：在强化程度较高的发动机中采用，通常加入 Cr、Ni、Mo、V、W 等合金 元素以提高曲轴的综合力学性能； 3）球墨铸铁：球墨铸铁的力学性能和使用性能优于一般铸铁，在强度和刚度能够满足 的条件下，使用球墨铸铁材料能够减少制造成本。 3. 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。 4. 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 5. 曲柄的主要参数是厚度（h）和宽度（b） 曲柄界面的抗弯截面系数 Wσ=bh2/6, 由此可知，h 提高 10%，Wσ理论上升 20%，实际上升 40%，因为 h 的增大，则磨圆处 应力集中现象减轻，使应力分布趋于均匀；b 上升 10%，Wσ理论上升 10%，实际上升 5%，由于 b 上升，应力分布不均匀更加严重。 6. 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。 7. 想得到符合实际的计算结果，关键是如何处理曲轴的位移约束条件和加载方式。位移约 束和加载方式的不同，会得到差别非常大的结果，这需要详细了解曲轴的工作情况和受 力情况。另外，形状变化剧烈的圆角处，要进行网格细化，否则计算结果不准。 8. 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。 9． 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；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。 10. If = Ψ ≈ 10.8 x 106 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 11. 外径越大，在同样的转动惯量下飞轮就可以越轻。飞轮的外径除了要考虑空间条件外， 主要就是考虑外圆的圆周速度，尤其对于灰铸铁飞轮，建议圆周速度不超过 35—50m/s. 否则，容易造成由于离心惯性力过大，材料的抗拉强度不足而使飞轮损坏及飞轮材料碎 裂飞出的事故。 12. 微粒排放有所增加，燃油经济性降低，飞轮的转速降低，此时飞轮积聚的动能有助于 起步和克服短期超负荷。 第七章 思考题： 1. 连杆的拉伸载荷是由什么造成的？计算连杆不同截面拉伸应力时，如何考虑？ 2. 连杆材料有哪些？ 3. 计算连杆的最大拉伸应力选取什么工况？ 4. 计算连杆的压缩载荷时选取什么工况？ 5. 影响连杆小头应力分布得主要结构参数是什么？ 6. 连杆大头盖的固定方式有几种？ 7. 为什么有的连杆采用斜切口？斜切口的角度对安装、结构尺寸有什么影响？ 8. 涨断式连杆有什么优点？ 9. 连杆螺栓预紧力与气压力是什么关系？与往复惯性力是什么关系？ 10. 提高连杆螺栓疲劳强度的措施有哪些？ 11. 连杆螺栓应该采用什么方法防止松动？ 12. 请思考采用有限元方法进行连杆拉伸强度计算时，连杆接合面应该如何考虑？ 答案 1. 连杆的拉伸载荷主要是由于往复惯性力所造成的； 在计算不同截面的拉伸应力可用下式： F′j =(m′+m′1)(1+λ)rω2 其中，m′、m′1分别为活塞组和计算断面以上那部分往复运动的连杆质量。 2. 1）中碳钢（45 钢，40 钢）、中碳合金钢（40Cr，40MnB，40MnVB） ， 2）球墨铸铁 其硬度在 210～250HBW 之间，具有 300～500N/mm2 抗弯强度； 3）铸铝合金 主要用于小型发动机。 3. 标定转速工况（最大转速） 4. 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。 5. 固定角Φ 受拉伸载荷时，Φ增大，应力不均匀增加，σmax 增大；受压缩载荷时，Φ增大，应力 不均匀性及最大值急剧增长，而且比拉伸载荷的情况更加严重。 6. 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. 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 30º～60º之间。 8. 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。 9. 如下， g F 和 gmaxF 为气压力和最大气压力， LF 为连杆力， jmaxF 为最大往复惯性力 jmaxgmaxLjmaxjgmaxg jLjmaxjg F-FF ,FF FF 360 -FF ,PF 0F 0   ，时 ，时   2 j 0 F F )2.5~~2( F  10. 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。 11. 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。 12. 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 思考题： 1. 活塞的工作条件是什么，请分项论述。然后论述对活塞的设计要求。 2. 活塞环的工作应力与套装应力之间是什么关系？请用公式说明。实际上如何考虑。 3. 高转速发动机与低转速发动机对活塞初始弹力 p0 的要求有什么不同？为什么？缸径对 p0 的要求如何，为什么？ 4. 试结合公式说明活塞环的套装应力与工作应力的关系。 5. 高速内燃机对活塞材料的要求是什么？ 6. 活塞销通常采用什么材料，为什么？如何保证表面耐磨？ 7. 减轻活塞热负荷的设计措施有哪些？ 8. 活塞销座的工作条件如何？解决销和销座变形不协调的措施有哪些？ 9. 活塞裙部在工作时销轴方向的变形大，请问原因是什么？一般采用什么措施来进行限 制？ 10. 确定活塞环装配端距△d 的依据是什么？ 答案 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 0p 。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 0p ，方能减少活塞环的工 作应力。 4. 工作应力 ， 0p =0.141E 0 3 1 S D D t       所以最大工作应力 max =0.425E 0 2( ) tS 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- 0S .则最大套装应力： 式中， max 为最大工作应力；E 为活塞环材料的弹性模量。 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 6. 活塞销通常用低碳钢和合金钢制造。在符合不高的个、发动机中常用 15.、20、15Cr、20Cr、 和 20Mn2 钢；在强化发动机上，采用高级合金钢，如 12CrNi3A/18CrMnTi2 及 20SiMnVB 等，有时也可用 45 中碳钢。 之所以选择这样的材料是因为根据活塞的工作条件和设计要求，活塞销应具有足够高的 机械强度和耐磨性、同时还要有较高的疲劳强度，活塞销的摩擦表面应具有高硬度。内 部应富有韧性和较高的强度，但是硬的表层和内部必须紧密结合，保证活塞销在冲击载 荷的作用下没有金属剥落和金属层之间的分离现象。 为保证活塞销表面硬并且耐磨，对其表面进行热处理。对于低碳钢材料的活塞销表面要 进行渗碳和淬火。对于 45 钢的活塞销则是进行表面淬火，注意淬火时不能将活塞销淬透， 否则活塞销变脆。 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. 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 )1(3 0 6 max max 2  t D t D p M bt  max2 2 2 0 22 0 max )( 4.3 )( 425.0 )( 8 425.0 )( )8( 425.0              tD Et tD EtS tD tEt tD StEt 常量   2 2 maxmax )( 4.3 tD Et  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； 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。 9． 1) 活塞受到侧向力 FN 作用，承受侧向力作用的裙部表面，就有被压扁的倾向，使它 在活塞销方向上的尺寸增大； 2）由于加在活塞顶上的爆发压力和惯性力的联合作用，使活塞顶在活塞销的跨度内发 生弯曲，使整个活塞在活塞销座方向上的尺寸变大； 3）由于温度升高引起热膨胀，其中活塞销座部分因壁厚比其他地方要厚，刚度大，所 以发生热膨胀时的变形比较严重。 防止裙部变形的主要方法有：选择膨胀系数小的材料，进行反椭圆设计，采用绝热槽， 销座采用恒范钢片，裙部加钢筒等方法来达到。 10．装配端口距离△d：△d 小，密封性好，但不能为零。从热膨胀考虑， 第九章 思考题： 1. 内燃机滑动轴承的过盈量有几种表示方法，各是什么？ 2. 对内燃机滑动轴承减磨层都要求有哪些性能？ 3. 计算轴心轨迹有什么用处？ 4. 滑动轴承上一般要开设油槽，请问曲轴主轴颈的油槽开在哪里？连杆轴颈的油槽开在哪 里？试从油膜承载能力的角度分析为什么？ 5. 缸径为 86 毫米的四缸汽油机，主轴承间隙和连杆轴承间隙应该在什么范围？间隙大了 如何？间隙小了如何？ 答案 1. 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 1d + s ，一般为 s =（0.25~2.5）mm。 2) 半圆周过盈量 h (mm) 0 min min 2 d h       tDd 式中， 0d 为轴瓦内孔直径（mm）， 0d = 1d - t ; 为应力系数（N/ 2mm ）; min 为最小 预加压缩应力（N/ 2mm ）。 3) 余面高度 u (mm) 在试验压力 0F (N)作用下，试验压缩量 v(mm)为 0 6 0 * 6 10 F v d t B   则 minu = minh  v = 0 min 2 d    6 0 0 * 6 10 F d t B  式中， *t 为当量壁厚(mm)， *t =（ 0t t ）+ 0t , 0t 为减摩层厚度， 为减摩层折算系 数； B为宽度(mm)。 2. 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。 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（ minh ）及其延续时间（下图 A 区）。 minh 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。 4. 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 3B 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 3 32( / 2) / 4B B ,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。 5．主轴承间隙和连杆轴承间隙应分别在（9~12） 410 和（7~10） 410 。间隙过大，轴 承承压能力下降；间隙过小，润滑油量减少，油膜局部温度提高，最小油膜厚度减小， 可能导致轴颈与轴承的直接接触，破坏流体润滑。 第十章 思考题 1. 机体的设计原则是什么？具体有哪些？ 2. 缸盖设计考虑的重点是什么？ 3. 设计缸盖时，应该先考虑哪些部件的布置？水套的设计原则是什么？ 4. 气缸套产生穴蚀的原因是什么？如何避免？ 5. 增加气缸套耐磨性的措施有哪些？ 6. 机体是发动机轻量化设计的主要部件，现阶段的主要措施有哪些？ 答案 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。 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。 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。 4. 穴蚀形成的原因； 1) 内因 缸套本身存在微观小孔、裂纹和沟槽等局部缺陷。 2) 外因 缸套振动，引起局部缺陷内气泡爆炸，产生瞬时高温高压，使水腔壁承受很 高的冲击和挤压应力，逐步剥离金属层，形成针孔和裂纹。 减轻穴蚀的措施； (1) 减小缸套的振动 1) 减小活塞配合间隙 2) 减小活塞换向敲击力 3) 提高缸套刚