內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)
第一章
1-1.副作用：（1）摩擦損失增加，機(jī)械效率ηm下降，活塞組的熱負(fù)荷增加，機(jī)油溫度升高，機(jī)油承 載能力下降，發(fā)動機(jī)壽命降低。（2）慣性力增加，導(dǎo)致機(jī)械負(fù)荷和機(jī)械振動加劇、機(jī)械效率降低、壽命低。（3）進(jìn)氣流速增加，導(dǎo)致進(jìn)氣阻力增加、充氣效率ηv下降。 1-2.柴油機(jī)優(yōu)點(diǎn)：
1）燃料經(jīng)濟(jì)性好。
2）因?yàn)闆]有點(diǎn)火系統(tǒng)，所以工作可靠性和耐久性好。
3）可以通過增壓、擴(kuò)缸來增加功率。
4）防火安全性好，因?yàn)椴裼蛽]發(fā)性差。
5）CO和HC的排放比汽油機(jī)少。
汽油機(jī)優(yōu)點(diǎn)：
1）空氣利用率搞，轉(zhuǎn)速高，因而升功率高。
2）因?yàn)闆]有柴油機(jī)噴油系統(tǒng)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(jié)構(gòu)輕巧，比質(zhì)量小。
5）不冒黑煙，顆粒排放少。
1-4.不可以。對于汽油機(jī)能達(dá)到，但是柴油機(jī)不能。已知參數(shù)的設(shè)計(jì)條件，可得Vm=S*n/30=18 m/s，高出了柴油機(jī)的Vm的設(shè)計(jì)上限13m/s,即使設(shè)計(jì)出來，也無法使柴油機(jī)正常工作。 1-11.（見作業(yè)，找夢麗，哈哈）
首先計(jì)算活塞平均速度（P14），再根據(jù)發(fā)動機(jī)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(jì)算標(biāo)定功率和標(biāo)定轉(zhuǎn)速扭矩。根據(jù)表1-2（P5）確定發(fā)動機(jī)的扭矩適應(yīng)系數(shù)和轉(zhuǎn)速適應(yīng)系數(shù)，進(jìn)而初步確定最大轉(zhuǎn)矩和最大轉(zhuǎn)矩對應(yīng)的轉(zhuǎn)速（P5）。
第二章
2-1. 表達(dá)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(zhuǎn)換，氣門干涉的校驗(yàn)及動力計(jì)算；
2）活塞速度用于計(jì)算活塞平均速度Vm==18 m/s，用于判斷強(qiáng)化程度及計(jì)算功率，
計(jì)算最大素的Vmax，評價(jià)汽缸的磨損；
3）活塞加速度用于計(jì)算往復(fù)慣性力的大小和變化，進(jìn)行平衡分析及動力計(jì)算。
2-4. 答：（此圖為P33圖2-5）
側(cè)向力FN，連桿力FL，曲柄切向力Ft，徑向力Fk
FN = FL tanβ, FL = p/cosβ ，F(xiàn)t = FL sin(α+β)
= sin(α+β) ， Fk = FL cos(α+β)
=
cos(α+β)
規(guī)定Ft 與ω同向?yàn)檎�，F(xiàn)k指向圓心為正，轉(zhuǎn)矩順時(shí)針為正。
單缸轉(zhuǎn)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(fù)荷與連桿軸承的負(fù)荷大小相等，方向相反。
主軸頸的負(fù)荷與主軸承的負(fù)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(diǎn)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(fù)慣性力矩圖 旋轉(zhuǎn)慣性力圖 旋轉(zhuǎn)慣性力矩
（4） 采用用整體平衡法
第四章
4-1. 定義：扭轉(zhuǎn)振動是使曲軸各軸段間發(fā)生周期性相互扭轉(zhuǎn)的振動，簡稱扭振。
現(xiàn)象：1）發(fā)動機(jī)在某一轉(zhuǎn)速下發(fā)生劇烈抖動，噪聲增加，磨損增加，油耗增加，功率下降，嚴(yán)重時(shí)發(fā)生曲軸扭斷。
2）發(fā)動機(jī)偏離該轉(zhuǎn)速時(shí)，上述現(xiàn)象消失。
原因：1）曲軸系統(tǒng)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(tǒng)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(tǒng)固有頻率合拍時(shí)，系統(tǒng)產(chǎn)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(jù)理論力學(xué)，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(dāng)諧量的階數(shù)為曲軸每一轉(zhuǎn)中點(diǎn)火次數(shù)的整數(shù)倍時(shí)（k=2im/τ），該階振幅矢量位于
同一方向，可以用代數(shù)方法合成，該階諧量稱為主諧量。
2）當(dāng)k=(2m-1)i/τ時(shí)，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(cè)視圖有q個(gè)不同方向的曲拐，則有qτ/2個(gè)相位圖。
4-6. 曲軸固有頻率與外界干擾力矩“合拍”，產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)共振的轉(zhuǎn)速稱為臨界轉(zhuǎn)速。共振時(shí)，
kωt =ωe ，則ωt =ωe /k ,其中ωt為曲軸轉(zhuǎn)動角頻率。
計(jì)算和分析扭轉(zhuǎn)共振的三個(gè)條件為：
①nk在發(fā)動機(jī)工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，方能稱為臨界轉(zhuǎn)速
②一般只考慮摩托階數(shù)k≤18的情況，因?yàn)閗值太大時(shí)，對應(yīng)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(shè)計(jì)變量。
5-8. （P115）氣門最大升程Hmax與氣門直徑d的關(guān)系應(yīng)為Hmax/d=0.25�？紤]到慣性載荷和活塞上止點(diǎn)時(shí)可能與氣門發(fā)生干涉的問題，一般進(jìn)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(yīng)的凸輪轉(zhuǎn)
角。
凸輪型線豐滿系數(shù)是一個(gè)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(shè)計(jì)凸輪型線時(shí)，經(jīng)常用來評判型線設(shè)計(jì)的好壞。 ???0(ht?H0)d?c
5-10. 一般發(fā)動機(jī)的氣門錐角??45。而對于增壓柴油機(jī)，氣門錐角??30，這是因?yàn)樵鰤喊l(fā)動機(jī)缸內(nèi)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(fā)動機(jī)，完全排除了從氣門導(dǎo)管獲得機(jī)油的可能，因此，氣門與氣門座磨損的問題更加突出。增壓發(fā)動機(jī)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(jìn)?2進(jìn)氣凸輪工作段包角為
?排?
進(jìn)氣凸輪工作段包角為
同缸異名凸輪相對夾角為 ?進(jìn)半包?180??i1??i24
A
2, 其中A為相應(yīng)氣缸點(diǎn)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(dāng)活塞位于壓縮上止點(diǎn)時(shí)，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(jié)構(gòu)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(yīng)力集中效應(yīng)，提高抗彎疲勞強(qiáng)度）
采用空心曲軸（可提高曲軸抗彎強(qiáng)度，同時(shí)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(shí)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(qiáng)化（表面產(chǎn)生剩余壓應(yīng)力，抵消部分工作拉伸應(yīng)力，提高曲軸
的疲勞強(qiáng)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(qiáng)化（用熱處理的方法是金屬發(fā)生組織相變，發(fā)生體積膨脹而產(chǎn)
生殘余壓應(yīng)力，提高疲勞強(qiáng)度，還能提高硬度和表面的耐磨性）
3）噴丸強(qiáng)化處理（屬于冷作硬化變形，在金屬表面留下壓應(yīng)力，是表面硬度
提高，從而提高疲勞強(qiáng)度）
4）氮化處理（利用輝光離子氮化或氣體軟氮化方法，使氮?dú)鉂B入曲軸表面，
由于氮的擴(kuò)散作用，使金屬體積增大，產(chǎn)生擠壓應(yīng)力，提高疲勞強(qiáng)度）
6-2. D2不變，D1增大
優(yōu)點(diǎn): 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(zhuǎn)剛度，固有頻率We增加，轉(zhuǎn)動慣量I增加不多
缺點(diǎn)：主軸承圓周速度增加，摩擦損失增加，油溫升高。
6-3. 因?yàn)榘l(fā)動機(jī)工作時(shí)，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(fù)運(yùn)動的慣性力及連桿大端回轉(zhuǎn)運(yùn)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(fù)荷大于主
軸頸負(fù)荷。實(shí)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(zhuǎn)，承受交變
疲勞載荷，重點(diǎn)是彎曲載荷；
2）由于曲軸形狀復(fù)雜，應(yīng)力集中嚴(yán)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(yán)重。
設(shè)計(jì)要求：1）有足夠的耐疲勞強(qiáng)度
2）有足夠的承壓面積，軸頸表面要耐磨；
3）盡量減少應(yīng)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(wěn)定的條件下，鋼制曲軸的安全系數(shù)n≥1.5，對于高強(qiáng)度球墨鑄鐵曲軸，由于材料質(zhì)量不均勻，而且疲勞強(qiáng)度的 分散度比較大，應(yīng)取n≥1.8。
6-6．（略見P166） 180??e1??e2?1?(180???e1)222
6-9. 剛度和強(qiáng)度隨著使用時(shí)間而降低，造成疲勞損壞，所以還是會發(fā)生少數(shù)曲軸破壞情況。 6-10.當(dāng)發(fā)動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩M大于阻力矩MR時(shí)，吸收多余的功，使轉(zhuǎn)速增加較少；
當(dāng)發(fā)動機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩M小于阻力矩MR時(shí)，釋放儲存的能量，使轉(zhuǎn)速減少較少。 總之，飛輪的作用就是調(diào)節(jié)曲軸轉(zhuǎn)速變化，穩(wěn)定轉(zhuǎn)速。
6-11. If = Ψ ≈ 10.8 x 106 （看P171公式）
隨著氣缸數(shù)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(jù)公式，可得：隨著氣缸數(shù)的增加，飛輪的轉(zhuǎn)動慣量逐漸減小
第七章
7-2. 標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況（最大轉(zhuǎn)速）
7-3. 最大轉(zhuǎn)矩工況和全負(fù)荷情況下的`標(biāo)定轉(zhuǎn)速工況，而且要兼顧連桿側(cè)彎的情況是否發(fā)
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(nèi)燃機(jī)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?qū)挾扔�，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(jìn)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(chǎn)生的剖分面是凸凹不平的斷裂茬口�？赏瑫r(shí)起
到兩個(gè)方向的定位作用；抗剪能力強(qiáng)；兩個(gè)連桿螺栓的距離短，使得連桿大頭寬度最小。而且節(jié)省了加工工藝過程，使得制造成本降低30%左右。
7-8. 如下，F(xiàn) g和Fgmax為氣壓力和最大氣壓力，F(xiàn)L為連桿力，F(xiàn)jmax為最大往復(fù)慣性力
??0 時(shí) F g?0， Fj?Pjmax, FL?-Fj
??360 時(shí) 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(yīng)力集中；
4）采用細(xì)牙滾壓螺紋；
5）嚴(yán)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(yīng)力，連桿大頭蓋都是與桿身成為一體了，接合面處的不應(yīng)該出現(xiàn)
拉伸應(yīng)力。
第八章
8-1.
1）高溫—導(dǎo)致熱負(fù)荷大 :活塞在氣缸內(nèi)工作時(shí)，活塞頂面承受瞬變高溫燃?xì)獾淖饔茫?/p>
燃?xì)獾淖罡邷囟瓤蛇_(dá)2000～2500℃，因而活塞頂?shù)臏囟纫埠芨�。溫度分布不均勻，有很大的熱�?yīng)力；
2）高壓—沖擊性的高機(jī)械負(fù)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(diǎn)后10°～20°達(dá)到最大。②活塞組在氣缸里作高速往復(fù)運(yùn)動，產(chǎn)生很大的往復(fù)慣性力Fjmax
3）高速滑動：內(nèi)燃機(jī)在工作中所產(chǎn)生的側(cè)向力是較大的，特別是在短連桿內(nèi)燃機(jī)中； ??
4）交變的側(cè)壓力：活塞上下行程時(shí)活塞要改變壓力面，側(cè)向力方向不斷變化，造成了
活塞在工作時(shí)承受交變的側(cè)向載荷。
設(shè)計(jì)要求:
1）選用熱強(qiáng)度好，散熱性好，膨脹系數(shù)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(qiáng)度和剛度符合要求，盡量避免應(yīng)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?yàn)樘籽b時(shí)間很短。
3. 當(dāng)轉(zhuǎn)速n提高時(shí)，應(yīng)提高p0。因?yàn)榛钊俣雀撸捎诮亓髯饔�，活塞環(huán)背壓下降。當(dāng)活塞直徑增加時(shí)，活塞環(huán)的工作應(yīng)力增加，應(yīng)當(dāng)適當(dāng)減少初彈力p0，方能減少活塞環(huán)的工作應(yīng)力。
?D??max?2D??1?? 8-4. （見書P209）工作應(yīng)力 6 ，p0=0.141E?t
tS0
2所以最大工作應(yīng)力?max=0.425E(D?t)，活塞環(huán)套裝時(shí)必須使其內(nèi)徑大于活塞頭部直
徑，此時(shí)端距應(yīng)該為8t左右。即套裝時(shí)端距的變形量為8t-S0.則最大套裝應(yīng)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(yīng)力；E為活塞環(huán)材料的彈性模量。
8-5. 要求（1）熱強(qiáng)度好，散熱性好；（2）重量輕，慣性小；（3）膨脹系數(shù)小；（4）密度小
（5）熱導(dǎo)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(qiáng)化頂面，采用不同的材料或?qū)⒈砻孢M(jìn)行處理。
2）保證熱流暢通。
3）采用適當(dāng)?shù)幕鹆Π陡叨取?/p>
4）頂部內(nèi)側(cè)噴油冷卻。
5）頂部設(shè)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(fù)慣性力的 作用，這些力都是帶有沖擊性的；從運(yùn)動情況看，活塞銷在活塞銷座中由于連桿小頭的 制約，其轉(zhuǎn)動角度很小，在這樣小的轉(zhuǎn)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(shè)置加強(qiáng)肋，增加活塞銷座的剛度。
2）將銷孔內(nèi)緣加工成圓角或者倒棱，或?qū)⒒钊N座內(nèi)側(cè)上部加工出一個(gè)彈 性凹槽，可以減輕活塞銷座的棱緣負(fù)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(qiáng)活塞銷座承壓強(qiáng)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(tài)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(nèi)孔直徑（mm），d0=d1-t;?為應(yīng)力系數(shù)（N/mm）; ?min為最小hmin?
預(yù)加壓縮應(yīng)力（N/mm）。
3) 余面高度 u (mm)
在試驗(yàn)壓力F0(N)作用下，試驗(yàn)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(dāng)量壁厚(mm)，t=（t?t0）+?t0,t0為減摩層厚度，?為減摩層折算系
數(shù)；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(shí)，軸承材料不擦傷和咬死軸頸，即親油性好。
2) 順應(yīng)性。軸承副有幾何形狀偏差和變形時(shí)具有克服邊緣負(fù)荷從而使負(fù)荷均勻的能
力。
3) 嵌藏性。具有以微量塑性變形吸收混在機(jī)油中的外來異物顆粒(金屬磨屑，灰塵等)
的能力。
9-3. 計(jì)算軸心軌跡的意義：
1) 可作為判斷軸承實(shí)現(xiàn)液體潤滑情況的重要依據(jù)。由軌跡曲線可以找出一個(gè)工作循環(huán)**
中最小油膜厚度值（hmin）及其延續(xù)時(shí)間（下圖A區(qū)）。hmin應(yīng)小于由發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)剛度、工藝水平等確定的許用值，這一區(qū)域的時(shí)間不宜過長。
2) 幫助分析軸承損壞原因，改進(jìn)設(shè)計(jì)。下圖中C區(qū)表示軸心因高速向心運(yùn)動使油楔
中出現(xiàn)局部真空，形成氣泡；待到軸心高速離心運(yùn)動時(shí)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(qū)出現(xiàn)多次高速離心運(yùn)動，油膜壓力峰值劇增，可達(dá)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(shí)現(xiàn)軸承潤滑的最佳設(shè)計(jì)�？梢愿淖冎苯佑绊戄S承工作能力的因素，如軸承的間隙、
機(jī)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(yàn)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(dāng)軸承面積相同時(shí)，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(yīng)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(jī)體的總設(shè)計(jì)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(gè)方面；
1) 將汽缸體與上曲軸箱鑄造成一個(gè)整體，形成一個(gè)剛度很好的空間梁板組成結(jié)構(gòu)，除非是比較大型的內(nèi)燃機(jī)才采用汽缸體與曲軸箱分開的結(jié)構(gòu)。
2) 汽缸之間加隔板，以提高機(jī)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(nèi)。
7) 機(jī)體表面布置加強(qiáng)肋。
10-2.
缸蓋設(shè)計(jì)主要考慮的是；
1) 有足夠的剛度和強(qiáng)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(fā)動機(jī)的工作性能。
3) 工藝性良好，溫度場盡量均勻，減少熱應(yīng)力，避免熱裂現(xiàn)象。
10-3.
汽缸蓋的內(nèi)部形狀和結(jié)構(gòu)十分復(fù)雜，設(shè)計(jì)時(shí)主要優(yōu)先考慮內(nèi)部氣道、燃燒室（另有預(yù)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(nèi)部冷卻水套的布置。
水套的厚度應(yīng)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(fā)動機(jī)的水套厚度應(yīng)在4~10mm之間。具體厚度要根據(jù)水套流場的仿真分析結(jié)果確定。機(jī)體水套的長度，應(yīng)能夠保證當(dāng)活塞在下止點(diǎn)時(shí)活塞環(huán)能得到很好的冷卻。現(xiàn)代發(fā)動機(jī)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(jī)油得到冷卻，但是此時(shí)需要驗(yàn)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(gè)式子來確定：
?WAgePeHu??w3600 qVP= ?V, qVW= ?tw?wcw，
3 式中，qV（m/s）是冷卻水循環(huán)量，?tw為冷卻水在內(nèi)燃機(jī)種循環(huán)時(shí)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(tǒng)散走的熱量，A為比例系數(shù)，指傳給冷卻系統(tǒng)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(jī)?0.23~0.3 A???0.18~0.25 柴油機(jī)?6．（P254）潤滑油流量qVC一般由被機(jī)油帶走的熱流量c（kJ/h）計(jì)算：
?C
?為機(jī)油密度，一般取?=0.85kg/L；c為機(jī)油比熱容，一般
c=1.7~2.1kJ/(kg.?c);?t為機(jī)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(shí)加入內(nèi)燃機(jī)的熱量（KJ/h）。?f=?e，Pe為
?有效功率，有效效率柴油機(jī)為0.4，汽油機(jī)為0.33，所以?c?（160~280）Pe，根據(jù)c
范圍和潤滑油參數(shù)范圍，可得 qVC的經(jīng)驗(yàn)計(jì)算公式如下： 不用機(jī)油冷卻活塞時(shí)：qVC=（0.12~0.28）Pe 用機(jī)油冷卻活塞時(shí)：qVC=（0.42~0.57）Pe。
7．一般希望潤滑油的循環(huán)次數(shù)ny?3次/min.
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