內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)復(fù)習(xí)
第一章
1、內(nèi)燃機(jī)主要設(shè)計(jì)指標(biāo)有哪些？?jī)?nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)總論
動(dòng)力性指標(biāo)、經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)、緊湊性指標(biāo)、可靠性與耐久性指標(biāo)、適應(yīng)性指標(biāo)、運(yùn)轉(zhuǎn)性能指標(biāo)、低公害指標(biāo)。
2、內(nèi)燃機(jī)的動(dòng)力性指標(biāo)有哪些？
內(nèi)燃機(jī)的動(dòng)力性指標(biāo)是指內(nèi)燃機(jī)的標(biāo)定功率，標(biāo)定轉(zhuǎn)速，活塞平均速度，平均有效壓力及扭矩，這些指標(biāo)是根據(jù)配套的使用要求而確定的。
3、經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)有哪些？
內(nèi)燃機(jī)的經(jīng)濟(jì)性指標(biāo)是指生產(chǎn)成本,運(yùn)轉(zhuǎn)中的消耗,(燃油．機(jī)油)以及維修費(fèi)用等，這些通常都是以燃油消耗率和機(jī)油消耗率，特別是燃油消耗率作為內(nèi)燃機(jī)經(jīng)濟(jì)性的主要指標(biāo)。
4、內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)工作中的“三化”？
內(nèi)燃機(jī)的產(chǎn)品系列化，零部件通用化，零件設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)化統(tǒng)稱為內(nèi)燃機(jī)和設(shè)計(jì)的“三化”。
5、內(nèi)燃機(jī)主要結(jié)構(gòu)參數(shù)有哪些？
內(nèi)燃機(jī)的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)，是指決定內(nèi)燃機(jī)總體尺寸的參數(shù)，這些參數(shù)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(zhǎng)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(duì)于V型內(nèi)燃機(jī)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(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)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(gè)主要參數(shù)。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(zhǎng)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(nèi)燃機(jī)連桿長(zhǎng)度L的一個(gè)結(jié)構(gòu)參數(shù)。因?yàn)樵诨钊谐蘏決定后，曲柄半徑R=S/2即可求出。因此，在確定參數(shù)λ之后，即可決定連桿長(zhǎng)度的大小。
8、分析曲柄半徑R與連桿長(zhǎng)度L的比值λ對(duì)內(nèi)燃機(jī)結(jié)構(gòu)的影響
對(duì)于單列式內(nèi)燃機(jī)，λ值越大，連桿長(zhǎng)度越短，D、S相同的條件下，內(nèi)燃機(jī)的高度或?qū)挾纫苍叫�，可是�?nèi)燃機(jī)的外形尺寸減小，重量減輕。同時(shí)，連桿縮短后，使連桿桿身具有較大的剛度和強(qiáng)度。雖然由于λ加大，使往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的加速度和連桿擺角也加大，但因連桿重量減輕，往復(fù)慣性力與側(cè)壓力并沒有什么增加。所以在設(shè)計(jì)時(shí)，為了盡可能縮小內(nèi)燃機(jī)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(zhǎng)度盡量短一些。
9、連桿長(zhǎng)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(diǎn)時(shí)，裙部不應(yīng)與平衡重相碰。
（2）活塞在上止點(diǎn)時(shí)，曲柄臂不應(yīng)與氣缸套下部相碰。
（3）連桿在氣缸套內(nèi)擺動(dòng)時(shí)，連桿桿身不應(yīng)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(nèi)燃機(jī)長(zhǎng)度的主要參數(shù)
第二章
1、作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的力內(nèi)燃機(jī)曲柄連桿機(jī)構(gòu)受力分析
作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的力主要是由運(yùn)動(dòng)質(zhì)量產(chǎn)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(zhuǎn)角的不同而變化，在穩(wěn)定情況下，曲柄每轉(zhuǎn)二周為一個(gè)變化周期，實(shí)際上，內(nèi)燃機(jī)的工況是不斷變化的，特別是作為動(dòng)力時(shí)，因此，作用在曲柄連桿機(jī)構(gòu)上的力和力矩也是在不斷變化的。要計(jì)算在各種工況下的作用力和力矩的情況是相當(dāng)復(fù)雜的，通常在動(dòng)力學(xué)分析中，只計(jì)算標(biāo)定工況下的作用力和力矩。并認(rèn)為曲柄是作等速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。
2、進(jìn)行內(nèi)燃機(jī)的動(dòng)力學(xué)計(jì)算的步驟
在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)計(jì)算之前，必須根據(jù)實(shí)測(cè)的示功圖或?qū)ぷ鬟^(guò)程的循環(huán)模擬計(jì)算來(lái)確定氣體作用力的變化情況再根據(jù)運(yùn)動(dòng)學(xué)求出的各運(yùn)動(dòng)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(chǔ)上，進(jìn)一步分析這些力和力矩對(duì)內(nèi)燃機(jī)平衡與振動(dòng)的影響。
3、活塞、連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律
當(dāng)曲柄按等角速度ω旋轉(zhuǎn)時(shí)，曲柄OB上任意一點(diǎn)都以O(shè)點(diǎn)為圓心作等角速旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，A點(diǎn)（即活塞）沿氣缸中心線作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，而連桿AB則作復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)，其大頭與曲柄銷（即B點(diǎn)）一樣，作等速的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而連桿的小頭則與活塞一樣作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，所以連桿本身的運(yùn)動(dòng)是由旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和往復(fù)運(yùn)動(dòng)合成的平面復(fù)合運(yùn)動(dòng)。在實(shí)際分析中，為使問(wèn)題簡(jiǎn)化，一般將連桿為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個(gè)集中質(zhì)量，認(rèn)為它們分別作旋轉(zhuǎn)與往復(fù)運(yùn)動(dòng)，這樣就不需要對(duì)連桿的運(yùn)動(dòng)規(guī)律進(jìn)行單獨(dú)的研究。
4、研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)的主要任務(wù)
活塞在作往復(fù)運(yùn)動(dòng)時(shí)，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數(shù)值及變化規(guī)律對(duì)曲柄連桿機(jī)構(gòu)以及內(nèi)燃機(jī)整體的工作有很大的影響，因此，研究曲柄連桿機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)學(xué)的主要任務(wù)實(shí)際上就是研究活塞的運(yùn)動(dòng)規(guī)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(dāng)α=0°或180°時(shí)，連桿角位移有最小值，即βmin=0
βmax=±arcsinλ當(dāng)α=90°或270°時(shí)，連桿角位移有最大值（指絕對(duì)值），即
?當(dāng)α=0°或180°時(shí)，連桿角速度有最大值（指絕對(duì)值），即βmax=±λω
當(dāng)α=90°或270°時(shí)，連桿角速度為0，即β=0
當(dāng)α=90°或270°時(shí)，β有最大值（指絕對(duì)值），即βmax=?
?????λω2?λ2
????當(dāng)α=0°或180°時(shí)，β有最小值，即βmin=0
6、活塞的位移的特點(diǎn)
即曲柄轉(zhuǎn)角α從0°到90°時(shí)活塞的位移值比曲柄轉(zhuǎn)角α從90°到180°時(shí)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(lái)對(duì)p-v(壓力-容積)示功圖與p-α（壓力-曲柄轉(zhuǎn)角）示功圖兩者之間進(jìn)行轉(zhuǎn)換；它與氣門的運(yùn)動(dòng)曲線配合，還可用來(lái)檢驗(yàn)活塞與氣門之間發(fā)生干涉；在柴油機(jī)直接噴射燃燒室的設(shè)計(jì)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(nèi)燃機(jī)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(guān)的。
8、活塞速度組成的特點(diǎn)活塞速度可以寫成兩個(gè)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(shí)的值
當(dāng)α=0°或180°時(shí)（活塞位于上下止點(diǎn)），活塞速度等于零，這是由于活塞在這兩點(diǎn)改變運(yùn)動(dòng)方向的緣故。
當(dāng)α=90°或270°時(shí)，v=Rω，此時(shí)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(jù)圖形和公式分析可知：
α=0°~180°時(shí)，v為正值（活塞向著曲軸中心線方向運(yùn)動(dòng)）；
α=180°~360°時(shí)，v為負(fù)值（活塞背著曲軸中心線方向運(yùn)動(dòng)）；
α=0°、180°、360°時(shí)，v=0（活塞正在改變運(yùn)動(dòng)方向）；
α=90°、270°時(shí)，v=Rω，但并不是vmax�；钊乃俣仍谛D(zhuǎn)一周中，時(shí)快時(shí)慢的變化著，它的平均速度可以表示為λsin2α兩部分簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)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(jì)活塞運(yùn)動(dòng)的快慢，但它是表征內(nèi)燃機(jī)性能指標(biāo)的重要參數(shù)之一。
11、活塞的最大速度
活塞速度最大時(shí)的曲柄轉(zhuǎn)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(xiàn)在偏
向上止點(diǎn)一邊，大體上在上止點(diǎn)前后75°左右。不同λ值時(shí)，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(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角αmax便越小。
12、活塞的加速度
活塞加速度也可視為是兩個(gè)簡(jiǎn)諧運(yùn)動(dòng)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(diǎn)（最大正加速度和最大負(fù)加速度）以及相應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角α，
cosα=0或1+4λcosα=0
第一種情況，cosα=0加速度極值點(diǎn)出現(xiàn)在α=0°和α=180°處，相應(yīng)的加速度為
α=0°時(shí)，a=R?2(1+λ)α=180°時(shí)，a=?R?2(1?λ)
1處，相應(yīng)和加速度4λ第二種情況，1+4λcosα=0即加速度的極值點(diǎn)還出現(xiàn)在α=arccos(?
為a′=?R?2(1+1)8λ
可以看出，第二種情況只會(huì)出現(xiàn)在λ>1/4的機(jī)構(gòu)中，對(duì)于λ≤1/4的機(jī)構(gòu)無(wú)意義。
綜上所述，在曲軸轉(zhuǎn)角一周中，當(dāng)λ≤1/4時(shí)，α在0°、360°有最大的正加速度值Rω2(1+λ)；當(dāng)α在180°時(shí)，有最大的負(fù)加速度值?Rω2(1?λ)。當(dāng)λ>1/4時(shí)，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(fù)加速度值，此值為
1，而此時(shí)在處的加速度值仍為?Rω2(1?λ)。8λ
13、沿活塞銷中心線作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的零件——活塞組的質(zhì)量?Rω2(1+
活塞組的質(zhì)量
為mp包括活塞、活塞環(huán)、活塞銷以及裝在這些零件上的其它附件的質(zhì)量。可以認(rèn)mp集中在活塞銷的軸線中心上，因?yàn)榛钊N中心線是活塞組的傳力點(diǎn)，雖然當(dāng)活塞中心偏離氣缸中心時(shí)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(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的零件——曲柄組的質(zhì)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(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力（離心力）的質(zhì)量可以換算為集中于曲柄半徑R處的質(zhì)量mk。進(jìn)行這種換算的條件是：簡(jiǎn)化后的集中質(zhì)量mk所產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力和原來(lái)實(shí)際系統(tǒng)不平衡質(zhì)量所產(chǎn)生的旋轉(zhuǎn)慣性力相等。
曲柄不平衡部分的質(zhì)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(zhì)量m′，其質(zhì)
'心位置離曲軸軸線的距離就是R，故簡(jiǎn)化后的質(zhì)量不變，為mk另一部分是曲柄臂的質(zhì)量m′′，=m′；
"如果其質(zhì)心位置與曲軸軸線的距離為ρ，則此質(zhì)量換算到曲柄半徑R處的集中質(zhì)量mk應(yīng)滿足以下
條件，即""mkRω2=m′′ρω2所以mk=m′′ρ
R
曲軸主軸頸的質(zhì)量m′′，由于其質(zhì)心就在曲軸軸線上，當(dāng)曲軸旋轉(zhuǎn)時(shí)不產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性力，因此不用考慮。
這樣換算到曲柄半徑R處的整個(gè)曲柄組的旋轉(zhuǎn)質(zhì)量mk為ρ
Rmk=m'+2m"
式中m′、m′′和ρ等數(shù)值，可根據(jù)曲軸的圖紙資料借助于方格紙或求積儀計(jì)算出來(lái)。
15、作復(fù)合平面運(yùn)動(dòng)的零件——連桿組的質(zhì)量
連桿組的質(zhì)量包括連桿體、連桿小頭襯套、連桿蓋以及連桿螺栓等質(zhì)量。為了計(jì)算簡(jiǎn)便，一般認(rèn)為連桿小頭隨活塞作往復(fù)運(yùn)動(dòng)，連桿大頭隨曲柄作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，而連桿桿身則作復(fù)合的平面運(yùn)動(dòng)（既有平面移動(dòng)又有平面擺動(dòng)），因此將連桿質(zhì)量換算成集中于活塞銷中心處作往復(fù)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量m1和集中于曲柄銷處作旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)的質(zhì)量m2，由此來(lái)代替原來(lái)作復(fù)合運(yùn)動(dòng)的連桿的質(zhì)量。
16、連桿組質(zhì)量系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的簡(jiǎn)化原則
根據(jù)力學(xué)原理連桿組質(zhì)量簡(jiǎn)化后的當(dāng)量系統(tǒng)與原來(lái)實(shí)際的質(zhì)量系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)相等，則必需滿足下列三個(gè)條件：
（1）質(zhì)量不變——所有簡(jiǎn)化后的質(zhì)量總和應(yīng)等于原連桿組總質(zhì)量mc，
（2）系統(tǒng)的質(zhì)心位置不變——所有簡(jiǎn)化后質(zhì)量的質(zhì)心應(yīng)與連桿組原來(lái)的質(zhì)心位置相重合。如果簡(jiǎn)化為兩個(gè)質(zhì)量，則m2a?m1b=0
（3）系統(tǒng)對(duì)質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量不變——所有簡(jiǎn)化后的質(zhì)量對(duì)于連桿組質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和應(yīng)等于連桿原來(lái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ic，即2ml∑ii=Ic
實(shí)際上，把連桿質(zhì)量換算成m1和m2兩個(gè)質(zhì)量，對(duì)上述三個(gè)條件是不能完全滿足的，即第三個(gè)條件不能得到滿足。因?yàn)閾Q算后的質(zhì)量，對(duì)于連桿組質(zhì)心的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量之和Ic'，它不等于連桿組原來(lái)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量Ic。這是由于Ic'的大小同質(zhì)量分布有關(guān)，如果質(zhì)量分布離質(zhì)心越遠(yuǎn)，則Ic'越大，轉(zhuǎn)換后雙質(zhì)量系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量顯然比原系統(tǒng)的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量要大一些。
17、作用于曲柄連桿機(jī)構(gòu)的力
在曲柄連桿機(jī)構(gòu)中，主要作用力有氣體作用力，運(yùn)動(dòng)質(zhì)量的慣性力及外界負(fù)荷對(duì)內(nèi)燃機(jī)運(yùn)動(dòng)的反作用力。
18、連桿機(jī)構(gòu)中主要零件的主要受力
曲柄連桿機(jī)構(gòu)中主要零件的主要受力有：往復(fù)慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力、氣體作用力。
19、連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)慣性力
連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)慣性力在忽略了高次項(xiàng)之后，可以看作由一次往復(fù)慣性力Pj1和Pj2二次往復(fù)
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(guò)程并畫出受力圖。
第三章
1、靜平衡和動(dòng)平衡內(nèi)燃機(jī)的平衡
曲柄旋轉(zhuǎn)質(zhì)量系統(tǒng)，不但要求靜平衡，也要求動(dòng)平衡。
靜平衡：質(zhì)量系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)時(shí)離心合力等于零，即系統(tǒng)的質(zhì)心（重心）位于旋轉(zhuǎn)軸線上。
動(dòng)平衡：質(zhì)量系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)是，旋轉(zhuǎn)慣性力合力等于零，而且合力矩Mr也等于零。
2、旋轉(zhuǎn)慣性力及其平衡
單缸內(nèi)燃機(jī)的總旋轉(zhuǎn)慣性力，包括曲柄不平衡質(zhì)量和連桿換算到大頭處的質(zhì)量所產(chǎn)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(duì)方，裝上平衡重，使其所產(chǎn)生的離心力與原有的總旋轉(zhuǎn)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(zhì)量并充分利用曲軸箱空間，可盡量使平衡重的質(zhì)心遠(yuǎn)離曲軸中心線。
3、往復(fù)慣性力及其平衡
一次往復(fù)慣性力
二次往復(fù)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(fù)質(zhì)量而不是旋轉(zhuǎn)質(zhì)量。
如果把C假想看成是一個(gè)作用在曲柄上的離心力，則一次往復(fù)慣性力PjI，就相當(dāng)于該離心力在氣缸中心線上的投影。因?yàn)檫@個(gè)離心力是假想的，只是形式上相當(dāng)于一個(gè)離心力，故把它作為一次往復(fù)慣性力的當(dāng)量離心力。
一次往復(fù)慣性力采用平衡軸來(lái)平衡，二次往復(fù)慣性力一般比較小所以不進(jìn)行平衡。現(xiàn)把這個(gè)當(dāng)量離心力的質(zhì)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(nèi)氣缸中心
線開始，半徑R的圓上，以向速度順時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)，另一部分以同樣條件下反時(shí)針?lè)较蛐D(zhuǎn)，顯C然它們的離心力分為。正轉(zhuǎn)部分離心力作為PjI的正轉(zhuǎn)矢量，A1表示。反轉(zhuǎn)部分離心力作為PjI2
的反轉(zhuǎn)矢量，B1表示。
在活塞位于止點(diǎn)時(shí)，此兩當(dāng)量重合于氣缸中心線上。在任一曲軸轉(zhuǎn)角時(shí)，正轉(zhuǎn)矢量A1與反轉(zhuǎn)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(fù)慣性力的方向及大小一致。這是
因?yàn)锳1、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(gè)質(zhì)量所產(chǎn)生的離心力矢量來(lái)代替，所以要想將PjI全部平衡，只要平衡掉這兩個(gè)離心力即可。具體的做法是采用兩根旋轉(zhuǎn)方向相反的平衡軸。
4、單列式多缸內(nèi)燃機(jī)的平衡的項(xiàng)目
單列式多缸內(nèi)燃機(jī)的平衡的項(xiàng)目：旋轉(zhuǎn)慣性力的合力；一次往復(fù)慣性力的合力；二次往復(fù)慣性力的合力；旋轉(zhuǎn)慣性力的合力矩；一次往復(fù)慣性力的合力矩；二次往復(fù)慣性力的合力矩；5、單列式多缸內(nèi)燃機(jī)的慣性力和力矩的特點(diǎn)
多缸機(jī)，各缸產(chǎn)生的一、二次往復(fù)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(nèi)（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(zhuǎn)慣性力沿各自曲柄方向作用在不同平面內(nèi)。由于各氣缸中心線之間有一距離，因此各缸的往復(fù)慣性力，和旋轉(zhuǎn)慣性力對(duì)于與曲軸軸線垂直的某一參考平面（一般取通過(guò)曲軸中央的平面為參考平面），還將產(chǎn)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(chǎn)生的力矩和離心力矩，用∑Mr表示。由于絕大多數(shù)多缸內(nèi)燃機(jī)，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(nèi)，即使∑Pr=0，它們還可能產(chǎn)生合力矩∑Mr。這個(gè)力矩所在平面通過(guò)曲軸中心線，以角速度ω旋轉(zhuǎn)，所以，它在垂直平面和水平平面的兩個(gè)分力矩∑Mry與∑Mrx的大小和方向都是變化的。
至于一、二次往復(fù)慣性力，雖然始終作用在氣缸軸線平面內(nèi)，但各缸中該力的大小和方向都是隨曲軸轉(zhuǎn)角α而變化的。所以，對(duì)多缸機(jī)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(chǎn)生合力矩。并用∑MjI、∑MjII來(lái)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(shù)值大小隨曲軸轉(zhuǎn)角α變化。
6、四沖程兩缸機(jī)的平衡情況
1．旋轉(zhuǎn)慣性力的合力∑Pr=Pr1?Pr2=mrRω2?mrRω2=0
明它們已互相平衡了。
旋轉(zhuǎn)慣性力的合力為零，說(shuō)
(1)(2)2、一次往復(fù)慣性力的合力∑PjI=PjI+PjI=0一次往復(fù)慣性力已經(jīng)平衡了。
(1)(2)3、二次往復(fù)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(zhuǎn)的平衡軸來(lái)平衡。但由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，實(shí)際上往往就任其存在了。
4、旋轉(zhuǎn)慣性力的合力矩
5、一次往復(fù)慣性合力矩
6、二次往復(fù)慣性合力矩
7、四沖程三缸機(jī)的平衡情況
1、旋轉(zhuǎn)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(zhuǎn)慣性力已經(jīng)平衡。
jI2、一次往復(fù)慣性力的合力
3、二次往復(fù)慣性力的合力
4、旋轉(zhuǎn)慣性力力矩∑p∑pr=0，一次往復(fù)慣性力合力已平衡.=0，二次往復(fù)慣性力已經(jīng)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(fù)慣性力矩
由上式可知，∑MIjI=?3mjRω2lcos(α?30。)∑M簡(jiǎn)諧函數(shù)規(guī)律變化的，當(dāng)α=30時(shí)，∑MjI有最大值∑MjImax=mjRω2l，其作用平面位于氣缸中心線平面內(nèi)。
6、二次往復(fù)慣性力矩∑MjII=?3mjRω2λlcos(2α+30)
由于式可知，當(dāng)cos(2α+30)的絕對(duì)值=1時(shí)，即α=15與165度時(shí)，∑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(jī)構(gòu)來(lái)平衡。
8、四沖程四缸機(jī)的平衡情況
1、旋轉(zhuǎn)慣性力的合力
2、一次往復(fù)慣性力合力∑Pr=0jI旋轉(zhuǎn)慣性力已得到平衡=0一次往復(fù)慣性力也已平衡。∑P
3、二次往復(fù)慣性力的合力
4、旋轉(zhuǎn)慣性力矩∑P=0
jIjII=?4mjλR?2λcos2α∑Mr旋轉(zhuǎn)慣性力矩已平衡=0
=0一次往復(fù)慣性力矩已平衡二次往復(fù)慣性力矩已平衡5、一次往復(fù)慣性力矩6、二次往復(fù)慣性力矩
9、四沖程六缸機(jī)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(shè)計(jì)
1、活塞組的工作條件
活塞組是工作強(qiáng)度最大的組件之一。工作中承受的載荷：（1）承受很大的機(jī)械負(fù)荷；（2）承受很高的熱負(fù)荷；（3）強(qiáng)烈的磨損。
2、活塞的基本結(jié)構(gòu)
活塞頭部包括活塞頂，頂岸（火力岸）及活塞環(huán)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(huán)帶以下的部分，起導(dǎo)向作用力。位于裙部中央上方，銷座中安裝活塞銷�；钊ㄟ^(guò)銷座將氣體作用力及慣性力經(jīng)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(huán)帶高度及裙部高度有關(guān)。
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(huán)帶設(shè)計(jì)及上裙高度有關(guān)。頂岸高度h頂岸高度確定了第一環(huán)的位置。
環(huán)帶高度h環(huán)帶高度取決于活塞環(huán)數(shù)、環(huán)高及環(huán)岸高度。
4、活塞頂?shù)暮穸鹊拇_定
活塞頂?shù)暮穸圈氖歉鶕?jù)強(qiáng)度、剛度及散熱條件來(lái)確定的。由于δ值越大，頂部熱應(yīng)力也越大，因此在滿足強(qiáng)度要求的條件下，盡量使δ值取得小些。對(duì)于直徑較小的活塞若能滿足散熱要求，一般也能滿足強(qiáng)度要求�；钊敽穸入S活塞材料不同而有較大的差別。鋁活塞的δ值：汽油機(jī)為（0.06~0.10）D,柴油機(jī)為
5、第一環(huán)槽的工作條件
活塞組吸入的熱量，多數(shù)要由第一環(huán)傳出，這使第一環(huán)槽的熱負(fù)荷過(guò)高，強(qiáng)度降低，并使機(jī)油炭化，造成積炭，使環(huán)槽嚴(yán)重磨損。
6、確定第一環(huán)槽的位置的條件
為了使第一環(huán)槽能正常地工作而不至過(guò)早地?fù)p壞，除了適當(dāng)?shù)剡x擇項(xiàng)岸高度外，不可采取以下措施：（1）保證活塞在上止點(diǎn)時(shí)，第一環(huán)的位置處于冷卻水之中。（2）將第一道環(huán)安排在活塞頂厚度以下。（3）在第一環(huán)槽之上開一個(gè)槽，這個(gè)槽稱為隔熱槽，其目的是改變活塞頂?shù)降谝画h(huán)槽之間的熱流形式，降低第一環(huán)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(huán)
槽的流通面積，降低第一環(huán)槽處的溫度。（5）在鋁合金活塞環(huán)槽處加鑲塊，由于第一環(huán)槽底部的磨損最嚴(yán)重，因此常在第一環(huán)槽處鑲上一個(gè)鑲塊。（6）在活塞頂部進(jìn)行硬模陽(yáng)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(jìn)行硬模陽(yáng)極氧化處理。7、活塞環(huán)數(shù)由什么確定
活塞環(huán)數(shù)取決于密封的要求，它與內(nèi)燃機(jī)的氣體壓力及轉(zhuǎn)速有關(guān)。
8、減少活塞高度的方法
除了環(huán)的數(shù)目外，為減小環(huán)帶部的高度就要從減小環(huán)槽和環(huán)岸的高度著手。
9、活塞計(jì)算的項(xiàng)目
以經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)計(jì)算活塞時(shí)，一般只計(jì)算第一環(huán)岸的強(qiáng)度、裙部及銷座的單位壓力�；钊�、尤其是形狀復(fù)雜的活塞頂，其強(qiáng)度計(jì)算是十分困難的，通常以經(jīng)驗(yàn)設(shè)計(jì)為主，而不進(jìn)行計(jì)算。10、第一環(huán)岸主要計(jì)算項(xiàng)目
第一環(huán)岸主要計(jì)算在最大氣體爆發(fā)壓力時(shí)的剪切與彎曲強(qiáng)度。
11、活塞裙部比壓的計(jì)算
活塞裙部比壓q，一般按下式進(jìn)行計(jì)算，即
q=Nmax/DH2(MPa)
Nmax：最大側(cè)壓力，由動(dòng)力計(jì)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(jì)算
活塞銷座比壓力q1按下式計(jì)算，即：
13、活塞銷表面比壓的計(jì)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(yīng)力的計(jì)算q1=(MPa)
沿活塞銷長(zhǎng)度方向的負(fù)荷分布，與活塞銷及銷座的剛度之比有關(guān)，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(guān)。試驗(yàn)表明：在銷座部分、銷表面受的壓力大致成三角形規(guī)律分布；在銷與連桿小頭接觸部分，壓力分布可認(rèn)為相當(dāng)于均勻負(fù)荷。這時(shí)活塞銷中央部分所受的彎矩最大為：
彎曲應(yīng)力為：σ=8(Pgmax?kPjmax)(l+2B?1.5b1)
3πd31+a4(MPa)
一般內(nèi)燃機(jī)活塞彎曲應(yīng)力的許用值為100~250mPa；軍用內(nèi)燃機(jī)為230~500MPa。
15、活塞銷的剪切力
最大剪應(yīng)力τmax作用在銷座和連桿小頭之間的截面上，發(fā)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(yīng)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(dāng)直徑增大量比連桿小頭軸承的最小間隙還小時(shí)，軸承就有被咬死的可能。所以應(yīng)對(duì)活塞銷失圓時(shí)的最大變形進(jìn)行計(jì)算�；钊N的最大變形發(fā)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(chǎn)生彎曲應(yīng)力，最大的應(yīng)力是在中央斷面上。該斷面上下1、2、3、4點(diǎn)的正應(yīng)力值較大，一般情況下，受拉的1、4點(diǎn)，以內(nèi)表面4點(diǎn)處拉應(yīng)力最大，其值為:
17、活塞環(huán)的主要尺寸
活塞環(huán)的主要尺寸是環(huán)的高度b，環(huán)的徑向厚度。
目前的趨勢(shì)是減少環(huán)數(shù)和減小環(huán)的高度。減小活塞環(huán)高度可減少摩擦損失；可使環(huán)適應(yīng)氣缸的不均勻磨損和變形，避免表面接觸應(yīng)力集中，提高耐熔著磨損的能力，減少往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量；提高環(huán)的密封性能等。而且，窄的環(huán)也有利磨合。
活塞環(huán)的徑向厚度大與活塞環(huán)對(duì)氣缸壁的接觸壓力有關(guān)。隨著徑向厚度的增大，活塞環(huán)對(duì)氣缸壁的接觸壓力使增大。但是厚度過(guò)大，應(yīng)力也大，當(dāng)環(huán)往活塞上安裝時(shí)就容易折斷；而且對(duì)氣缸壁的橫向變形的適應(yīng)性也低。
18、活塞環(huán)根據(jù)接觸壓力進(jìn)行分類
活塞環(huán)根據(jù)接觸壓力進(jìn)行分類：均壓環(huán)沿整個(gè)工作表面對(duì)氣缸壁的壓力是均勻的。非均壓環(huán)沿整個(gè)工作表面對(duì)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(huán)或高點(diǎn)環(huán)；在切口附近的壓力較小，壓力分布呈蘋果形，通稱為蘋果環(huán)或低點(diǎn)環(huán)。19、活塞均壓環(huán)的自由狀態(tài)形狀
自由狀態(tài)下環(huán)的曲率半徑，在α=π處最小，在α=0處最大。
20、活塞環(huán)的彎曲應(yīng)力
活塞環(huán)工作時(shí)的強(qiáng)度計(jì)算，因剪切力與軸向力影響較小，則只計(jì)算彎矩�；钊h(huán)的彎曲應(yīng)力應(yīng)按兩種狀況進(jìn)行計(jì)算：工作狀態(tài)下的彎曲應(yīng)力；套裝應(yīng)力。
21、活塞環(huán)的套裝應(yīng)力：
將活塞環(huán)往活塞上套裝時(shí)，切口扳得比S0還大，則正對(duì)切口處的最大套裝彎曲應(yīng)力得。
σ′max1S0?3.93πtE=2m?D???1??t?1?(MPa)
第五章連桿組的設(shè)計(jì)
1、連桿承受的載荷
連桿工作時(shí)受到兩種載荷：一是燃?xì)庾饔昧颓B桿機(jī)構(gòu)中往復(fù)運(yùn)動(dòng)慣性力所引起的縱向載荷；一是連桿桿身復(fù)合運(yùn)動(dòng)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(shí)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(duì)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(dāng)F為正值時(shí)，桿身受壓，由于連桿為細(xì)長(zhǎng)桿件，在擺動(dòng)平面和與其垂直的平面內(nèi)，F(xiàn)力還使連桿產(chǎn)生縱向彎曲，造成軸承不均勻磨損。當(dāng)F為負(fù)值時(shí)桿身受拉。為了在負(fù)值最大時(shí)，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(shí)給予足夠的擰緊力。
3、橫向載荷對(duì)連桿的影響
橫向載荷為桿身擺動(dòng)所產(chǎn)生的附加彎矩，此附加彎矩為桿身的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量與連桿擺動(dòng)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(gè)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(shè)計(jì)時(shí)對(duì)疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度的要求
連桿設(shè)計(jì)時(shí)必須首先保證有足夠的疲勞強(qiáng)度和結(jié)構(gòu)剛度。若疲勞強(qiáng)度不足，往往會(huì)造成連桿桿身或連桿螺栓斷裂，進(jìn)而產(chǎn)生整機(jī)破壞的重大事故。若剛度不足，就會(huì)造成連桿彎曲變形及連桿大頭的失圓變形，這將導(dǎo)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(diǎn)
連桿小頭的特點(diǎn)是：尺寸小、軸承比壓高、溫度較高（一般為100-120℃）軸承表面相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度低，且屬擺動(dòng)運(yùn)動(dòng)。
7、連桿小頭如何變形
連桿小頭在燃?xì)鈮毫屯鶑?fù)慣性力作用下往往會(huì)產(chǎn)生橫向和縱向的變形。
8、連桿小頭變形后的應(yīng)力分布
連桿小頭在燃?xì)鈮毫屯鶑?fù)慣性力的作用下往往會(huì)產(chǎn)生橫向和縱向的變形，其應(yīng)力分布也很復(fù)雜（圖5-4）。由圖可見，其應(yīng)力峰值發(fā)生在A-A，B-B，C-C截面處。連桿小頭與桿身過(guò)渡處的形狀與尺寸對(duì)小頭的強(qiáng)度與剛度有很大的影響。由圖5-5可見，當(dāng)連桿小頭與桿身之間采用單圓弧過(guò)渡時(shí)，其過(guò)渡處的應(yīng)力峰值高，而當(dāng)采用雙圓弧過(guò)渡時(shí)，應(yīng)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(duì)小頭應(yīng)力也有影響，間隙過(guò)大，小頭載荷趨向?yàn)榧休d荷，局部區(qū)域的應(yīng)力峰值加大。
9、連桿大頭的設(shè)計(jì)的核心
連桿大頭的設(shè)計(jì)的核心問(wèn)題是保證有足夠的剛度。連桿大頭設(shè)計(jì)要兼顧剛度與外形尺寸。小頭的外表面一般應(yīng)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(nèi)燃機(jī)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(yùn)動(dòng)中與其它機(jī)件干涉的可能性，并有利于提高內(nèi)燃機(jī)結(jié)構(gòu)緊湊性；而且較小的連桿大頭可以減小旋轉(zhuǎn)慣性力。
11、設(shè)計(jì)連桿中心線應(yīng)注意什么
連桿中心線應(yīng)盡量靠近軸瓦，可提高連桿體通過(guò)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(yù)緊力，是螺栓所受的靜載部分。
運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，連桿螺栓還要承受往復(fù)慣性力以及除支大頭蓋后的大頭旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力，這部分載荷隨著曲柄連桿機(jī)構(gòu)的轉(zhuǎn)角而變化。連桿螺栓有時(shí)還承受一些附加的彎曲應(yīng)力。
13、連桿螺栓的附加彎曲應(yīng)力產(chǎn)生的原因
連桿螺栓有時(shí)還承受一些附加彎曲應(yīng)力，原因是：被連接部分大頭的剛性不足；加工過(guò)程中造成的零件開頭偏差；螺栓頭部的結(jié)構(gòu)不合理等。
14、連桿螺栓預(yù)緊力的組成
連桿螺栓的預(yù)緊力由兩部分組成：一是保證連桿軸瓦必需的過(guò)盈度所具有的預(yù)緊力；二是保證內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)，連桿大頭與大頭蓋之間的結(jié)合面不致因慣性力而分開所必須具有的預(yù)緊力。
如果預(yù)緊力過(guò)大，使螺栓材料產(chǎn)生了屈服，將導(dǎo)致斷裂。所以必須正確確定預(yù)緊力，并在裝配時(shí)嚴(yán)格控制其大小。
15、連桿螺栓擰緊力矩的.組成
預(yù)緊力由擰緊力矩來(lái)保證。擰緊力矩由兩部分組成：螺紋工作面產(chǎn)生的摩擦力矩和螺母支承面所產(chǎn)生的摩擦力矩。
16、提高連桿螺栓疲勞強(qiáng)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(qiáng)度采取下列措施：⑴增加螺栓個(gè)數(shù)，減小每個(gè)螺栓的受力。⑵減小基本負(fù)荷系數(shù)，可以減小應(yīng)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(guò)渡賀角半徑、根部賀角半徑等處采用大賀角，避免應(yīng)力集中。⑷螺栓頭支承機(jī)盡量采用對(duì)稱結(jié)構(gòu)，減小附加彎曲應(yīng)力。⑸采用冷墩成型工藝，用滾壓法制造螺紋。
17、進(jìn)行連桿小頭強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)計(jì)算的應(yīng)力
進(jìn)行連桿小頭強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)計(jì)算的應(yīng)力：襯套過(guò)盈配合的預(yù)緊力及溫升產(chǎn)生的應(yīng)力；最大慣性力引起的應(yīng)力；最大壓縮力引起的應(yīng)力；連桿小頭的疲勞安全系數(shù)；連桿小頭的變形計(jì)算。18、進(jìn)行連桿桿身強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)計(jì)算的應(yīng)力
進(jìn)行連桿桿身強(qiáng)度計(jì)算時(shí)應(yīng)計(jì)算的應(yīng)力：最大拉伸應(yīng)力；桿身的壓縮-縱向彎曲應(yīng)力；連桿桿射的安全系數(shù)。
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(fù)雜的，它是在周期性變化的燃?xì)庾饔昧�、往�?fù)運(yùn)動(dòng)和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)慣性力及它們的力矩作用下工作的，因此承受著扭轉(zhuǎn)和彎曲的復(fù)雜應(yīng)力。曲軸箱主軸承的不同心度會(huì)影響到曲軸的受力狀況，其次，由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動(dòng)機(jī)時(shí)產(chǎn)生附加應(yīng)力，再加上曲軸形狀復(fù)雜，結(jié)構(gòu)變化急劇，產(chǎn)生了嚴(yán)重的應(yīng)力集中。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷是在高比壓下進(jìn)行高速轉(zhuǎn)動(dòng)，因而產(chǎn)生強(qiáng)烈的磨損。
2、進(jìn)行曲軸受力分析時(shí)曲軸的簡(jiǎn)化
進(jìn)行曲軸受力分析時(shí)假設(shè)曲軸是一個(gè)不連續(xù)梁，并且每一曲柄都是自由地支承在相鄰兩個(gè)主
軸頸中點(diǎn)處。假設(shè)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?xì)庾饔昧屯鶑?fù)運(yùn)動(dòng)慣性力所產(chǎn)生的徑向力Z；連桿旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)離心力Pc1；曲柄銷旋轉(zhuǎn)離心力Pc2。
（2）燃?xì)庾饔昧屯鶑?fù)運(yùn)動(dòng)慣性力所產(chǎn)生的切向力T。
（3）曲柄臂的旋轉(zhuǎn)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(lái)的扭矩。當(dāng)計(jì)算第I曲柄時(shí)，此扭矩
（8）從功率輸出端傳來(lái)的反扭矩。當(dāng)計(jì)算第I曲柄時(shí)，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(nèi)彎曲作用。因此主軸頸受力后產(chǎn)生的是扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應(yīng)力。由于主軸頸一般作得很短，彎曲的作用較小，因此計(jì)算時(shí)只考慮交變的扭轉(zhuǎn)作用。
5、曲柄銷的載荷
曲柄銷受到平面內(nèi)Z1、Pa及Pb產(chǎn)生的合成彎矩作用，垂直于曲柄平面的T1產(chǎn)生的彎矩的作用以及M和T1R的扭轉(zhuǎn)作用，因此曲柄銷上的應(yīng)力也是扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應(yīng)力。
6、曲柄臂的受力情況
曲柄臂的受力情況很復(fù)雜，它包括（1）由Z1、Pb產(chǎn)生的拉伸或壓縮應(yīng)力；（2）在曲柄平面內(nèi)Z1產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力；（3）在垂直于曲柄平面內(nèi)由M及T1的彎矩形成的應(yīng)力；（4）由T1產(chǎn)生的扭矩引起的應(yīng)力。因此曲柄臂的應(yīng)力具有交變的拉壓、彎曲和扭轉(zhuǎn)的復(fù)合性質(zhì)。曲軸上產(chǎn)生應(yīng)力集中最嚴(yán)重的。
7、曲軸上產(chǎn)生應(yīng)力集中最嚴(yán)重的部位？損壞形式？
曲軸上產(chǎn)生應(yīng)力集中最嚴(yán)重的部位在軸頸至曲柄臂的過(guò)渡圓角處和軸頸油孔周圍。一般來(lái)說(shuō)彎曲疲勞裂縫是從軸頸根部表面的圓角處發(fā)展到曲柄臂上，基本上沿45°角折斷曲柄臂；扭轉(zhuǎn)疲勞裂縫是從機(jī)械加工不良的油孔表面開始，約呈45°剪斷曲柄銷。因表面應(yīng)力總是最大，疲勞破壞也總是從表面開始。
8、曲軸在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足的要求
曲軸在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)滿足以下要求：（1）具有足夠的疲勞強(qiáng)度。盡量減少應(yīng)力集中現(xiàn)象，克服薄弱環(huán)節(jié)，保證曲軸可靠工作。（2）具有足夠的彎曲與扭轉(zhuǎn)剛度。在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)盡可能避免強(qiáng)烈的扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。（3）軸頸具有良好的耐磨性。（4）曲軸應(yīng)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(zhǎng)度的關(guān)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(zhǎng)度L1，這有利于縮矩內(nèi)燃機(jī)的長(zhǎng)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(zhuǎn)的自振頻率，減小在工作轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)產(chǎn)生共振的可能性。
從潤(rùn)滑觀點(diǎn)或受力情況出發(fā)，主軸頸作得粗而短是可行的，因?yàn)橹饔偷赖臋C(jī)油首先供應(yīng)主軸承，潤(rùn)滑條件好，另外，主軸頸所受的載荷一般都比曲柄銷輕些。
對(duì)于曲柄銷，由于其直徑D2取得較小，其軸頸長(zhǎng)度L2就取提長(zhǎng)些。
10、主軸頸與曲柄銷的重疊度，對(duì)曲軸的影響？
主軸頸與曲柄銷產(chǎn)生重疊時(shí)，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(tài)。當(dāng)重疊度增加時(shí)，曲柄臂的剛度隨之增大，同時(shí)曲軸的載面變化比較緩和，這改善了應(yīng)力集中現(xiàn)象，提高了疲勞強(qiáng)度。
據(jù)測(cè)量，當(dāng)重疊度⊿超過(guò)10mm時(shí)，曲軸彎曲疲勞極限顯著提高：當(dāng)⊿=20mm時(shí)，可提高29%；當(dāng)⊿=30mm時(shí)，可提高73%；。在曲臂較薄時(shí)，重疊度的影響更為顯著。
11、曲軸軸承設(shè)計(jì)時(shí)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(qiáng)度，以保證在變動(dòng)負(fù)荷作用下具有一定的壽命，不發(fā)生開裂、合金層剝落等疲勞損壞現(xiàn)象，特別是合金的疲勞強(qiáng)度不應(yīng)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(shí)，軸承合金能依靠自潤(rùn)滑作用有對(duì)抗咬合的能力。車用內(nèi)燃機(jī)工況經(jīng)常變化，起動(dòng)與停車頻繁，容易產(chǎn)生報(bào)謂的邊界摩擦。
（3）嵌藏性即將機(jī)油中雜質(zhì)或軸頸磨損的顆粒等嵌入軸承合金的能力，它能保護(hù)軸不被刮傷。嵌藏性與軸承材料的硬度有密切關(guān)系，嵌藏性好的軸承合金，可降低機(jī)油的濾清要求。
（4）順應(yīng)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(fù)荷過(guò)大的能力，它能保證負(fù)荷分布的均勻性。順應(yīng)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(shí)間內(nèi)，適應(yīng)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(dǎo)熱性等，也是軸承不可缺少的性能。
12、薄壁軸瓦過(guò)盈度對(duì)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(guò)盈度安裝在軸承座內(nèi)。若此過(guò)盈度太小則不起作用；若過(guò)盈度太大，則軸瓦壓應(yīng)力太大，有可能超過(guò)屈服極限而變形，這對(duì)軸承的工作是不利的。
13、測(cè)量薄壁軸瓦過(guò)盈度的方法
軸瓦過(guò)盈量需用專門的量具測(cè)量。一般把軸瓦放入一個(gè)半園量具內(nèi)，此量具的內(nèi)徑等到于軸承座內(nèi)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(cè)量力P，使軸瓦與模具內(nèi)表面良好地帖合。在P的作用下軸瓦的變形量為v，此時(shí)軸瓦的一端仍有一部分突出在模具基準(zhǔn)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(guò)盈量。
第七章曲柄連桿機(jī)構(gòu)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(shí)，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(yùn)動(dòng)的情況，逐點(diǎn)畫出連桿外形位置，最后畫出這些位置的外包絡(luò)線，即得出連桿運(yùn)動(dòng)軌跡的外包絡(luò)線P。平衡重運(yùn)動(dòng)軌跡的外包絡(luò)線，可以根據(jù)平衡重最外半徑r作圓求得。顯然，最緊湊的曲軸箱結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)根據(jù)這些運(yùn)動(dòng)軌跡外包絡(luò)線來(lái)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(nèi)壁、加強(qiáng)盤等與上述外包絡(luò)線之間應(yīng)保留一定的最小間隙⊿。
2、確定氣缸長(zhǎng)度和氣缸套水套高度的尺寸
氣缸長(zhǎng)度和氣缸套水套高度的尺寸應(yīng)根據(jù)活塞上、下止點(diǎn)位置來(lái)確定�；钊谙轮裹c(diǎn)時(shí)，允
許從氣缸中伸出10-25mm。如活塞裙部有油環(huán)，則不允許油環(huán)伸出氣缸下緣。水套高度尺寸盡量與活塞環(huán)在氣缸在氣缸上、下止點(diǎn)位置相對(duì)，使活塞環(huán)容易傳出熱量。氣缸套長(zhǎng)度和水套高度決定之后，整個(gè)機(jī)體橫剖面結(jié)構(gòu)形狀和基本尺寸也就定下來(lái)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(jù)氣缸蓋型式、氣缸套型式、曲軸結(jié)構(gòu)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(jī)體縱向長(zhǎng)度的尺寸，同時(shí)根據(jù)下曲軸箱的型式，決定下曲軸箱縱向形狀和尺寸。
4、設(shè)計(jì)水冷式內(nèi)燃機(jī)氣缸的水套
設(shè)計(jì)水冷式內(nèi)燃機(jī)氣缸的水套時(shí)，不應(yīng)有死區(qū)，以免形成空氣囊或蒸氣囊，而引起局部過(guò)熱。同時(shí)為了使多缸內(nèi)燃機(jī)各缸冷卻均勻一致，通常在氣缸體內(nèi)設(shè)計(jì)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(shè)計(jì)要求
設(shè)計(jì)氣缸時(shí)要求有足夠的強(qiáng)度來(lái)承受機(jī)械應(yīng)力和熱應(yīng)力；足夠的剛度以保證工作時(shí)不至有過(guò)大的變形；對(duì)氣缸的鏡面還必須要求有良好的耐磨性，外表面對(duì)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(shè)計(jì)中最主要的問(wèn)題。
6、氣缸蓋螺栓的數(shù)目的確定
氣缸蓋螺栓的數(shù)目應(yīng)該盡可能多一些。因?yàn)椋瑲飧咨w總預(yù)緊力是一定的，螺栓數(shù)目愈多，則分配給每個(gè)螺栓的預(yù)緊力就愈小，這樣可以避免由于氣缸體中產(chǎn)生安裝應(yīng)力而引起氣缸蓋底面的變形以及氣門座的變形。同時(shí)螺栓數(shù)目多時(shí)，螺栓直徑可以相應(yīng)減小，相對(duì)于氣缸蓋的柔性變大，這可以減小螺栓負(fù)荷的交變分量，因而可以減小預(yù)緊力。此外，螺栓數(shù)目多兩螺栓之間的距離減小，對(duì)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(shù)目過(guò)多，不僅會(huì)使氣缸蓋的結(jié)構(gòu)及安裝復(fù)雜，而且在氣缸中的布置也有困難，因?yàn)檫@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(yīng)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(yīng)力和變形，但不能太靠近氣缸中心線，因?yàn)樘拷擞謺?huì)引起氣缸套上部的變形。螺栓的布置還應(yīng)盡量對(duì)氣缸中心均勻分布，否則，可能使氣缸體因受力不均勻產(chǎn)生局部變形，引起漏水、漏氣等現(xiàn)象，導(dǎo)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(yù)緊力的確定
氣缸蓋運(yùn)輸線栓的預(yù)緊力要足夠大，以保證必要的密封壓力，防止長(zhǎng)期工作后發(fā)生松動(dòng)，但鄧緊力過(guò)大則會(huì)合氣缸蓋、氣缸體過(guò)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(cè)壓力以及熱負(fù)荷引起的應(yīng)力。
第八章配氣機(jī)構(gòu)與驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)
1、氣門通過(guò)能力的確定；為什么？
當(dāng)氣門結(jié)構(gòu)一定時(shí)，流通斷面僅與氣門升程有關(guān)。由于氣門升程是時(shí)間的函數(shù)，因此流通斷面也是時(shí)間的函數(shù)。必須注意的是：氣門通過(guò)斷面雖然與氣門升程有關(guān)，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(nèi)，隨頭著氣門升程的加大，氣體流量也逐步增加；當(dāng)
氣門升程超過(guò)一數(shù)值時(shí)，隨著氣門升程的加大氣體流量不再增加，甚至有時(shí)還出現(xiàn)下降的趨勢(shì)。這種現(xiàn)象可解釋為：在不定期的氣門升程范圍內(nèi)，由于氣門頭部與桿部連接處的過(guò)渡圓角的導(dǎo)引作用，使氣流隨著升程的增加順利流過(guò)氣通道，當(dāng)升程達(dá)到某一數(shù)值后，繼續(xù)增加氣門升程，反使圓角的導(dǎo)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(dāng)氣門通道面積超過(guò)喉口處面積時(shí)氣流不再增加。
2、凸輪外形設(shè)計(jì)的要求
氣門開關(guān)的快慢、開度的大小、開啟時(shí)間的長(zhǎng)短都取決于配氣凸輪的形狀。在設(shè)計(jì)凸輪外形時(shí)應(yīng)滿足下列要求：（1）凸輪外形設(shè)計(jì)應(yīng)保持能獲得盡可能在的時(shí)間斷面值勤，即氣門開啟和關(guān)閉得快，以求盡可能大的凸輪轉(zhuǎn)角內(nèi)氣門接近全開位置。（2）凸輪外形設(shè)計(jì)應(yīng)保證配氣機(jī)構(gòu)各零件所受的沖擊跳動(dòng)盡可能小，即正、負(fù)加速度要小，并且加速度不產(chǎn)生突變，以求獲得配氣機(jī)構(gòu)工作的可靠性和耐久性。
3、確定圓弧凸輪外形的參數(shù)和條件
圓弧凸輪中最簡(jiǎn)單的雙圓弧凸輪有五個(gè)參數(shù)：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(xù)圓滑，這就要求各段圓弧在交接點(diǎn)處有公切線或公法線，所以各參數(shù)之間有一定的約束。凸輪型線連續(xù)圓滑的條件為：腹弧與頂弧的交點(diǎn)B、頂弧圓心O2、腹弧圓心O1這三點(diǎn)應(yīng)在同一直線上。
4、設(shè)計(jì)時(shí)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(shí)，應(yīng)注意不要使r2過(guò)小，以免凸輪變尖，導(dǎo)致凸輪尖端處接觸壓力過(guò)大，而使凸輪與挺柱一對(duì)摩擦副產(chǎn)生早期損傷。凸輪在長(zhǎng)期使用尖端處磨損超過(guò)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(yùn)動(dòng)規(guī)律
分析凸弧凸輪平面挺柱運(yùn)動(dòng)規(guī)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(zhuǎn)角α的變化規(guī)律。
6、凸輪緩沖段的作用
凸輪緩沖段的作用：（1）在整個(gè)配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)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(jī)構(gòu)零件受壓產(chǎn)生彈性的變形，氣門在設(shè)計(jì)的上升點(diǎn)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(shí)間斷面值挺柱總是以較大的加速度開始運(yùn)動(dòng)和以較大的加速度停滯不前止運(yùn)動(dòng)，這就使氣門落座速度很大，造成氣門與氣門座之間的強(qiáng)烈沖擊，產(chǎn)生噪聲和磨損。
7、設(shè)計(jì)凸輪緩沖段的方法
在設(shè)計(jì)凸輪型線時(shí)，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(gè)值，形成實(shí)際基圓，然后用過(guò)渡曲線把實(shí)際基圓與凸輪的基本工作段圓滑相連。8、配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析，要解決的問(wèn)題
配氣機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析，要解決的問(wèn)題
（1）根據(jù)凸輪型線和凸輪轉(zhuǎn)動(dòng)過(guò)程中的角速度算出挺柱在直線運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的速度和加速度；（2）根據(jù)推桿的直線規(guī)律，定出搖臂的轉(zhuǎn)動(dòng)規(guī)律，即找出搖臂在擺動(dòng)過(guò)程中的角速度和角加速度；
（3）根據(jù)搖臂的擺動(dòng)規(guī)律，求出氣門的直線運(yùn)動(dòng)規(guī)律，即找出氣門在直線運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的速度和加速度；
9、配氣機(jī)構(gòu)作直線運(yùn)動(dòng)部分的慣性力有哪些？
配氣機(jī)構(gòu)作直線運(yùn)動(dòng)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(jì)算氣門彈簧組件的慣性力時(shí)，如何估算彈簧的質(zhì)量
在計(jì)算氣門彈簧組件的慣性力時(shí)及估算彈簧的質(zhì)量時(shí)由于彈簧是逐漸壓縮或放松的，所以參加運(yùn)動(dòng)的彈簧質(zhì)量是一個(gè)變質(zhì)量，這就需要按變質(zhì)量系統(tǒng)分別算出各圈或一微段質(zhì)量在運(yùn)動(dòng)狀況下的慣性力，而后再合起來(lái)得到整個(gè)彈簧的慣性力。計(jì)算結(jié)果表明，此彈簧慣性力相當(dāng)于把彈簧作為整體看待有三分之一的彈簧質(zhì)量跟隨氣門運(yùn)動(dòng)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(dāng)量氣體作用力；彈簧的當(dāng)量彈力；氣門和彈簧組件的當(dāng)量慣性力；搖臂慣性力矩轉(zhuǎn)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(shí)，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(zhuǎn)化的慣性力；挺柱與推桿的慣性力對(duì)氣門彈簧產(chǎn)生的當(dāng)量慣性力。
13、氣門彈簧的作用
氣門彈簧的作用在配氣機(jī)構(gòu)中氣門彈簧的作用是極其重要的。凸輪對(duì)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(guān)閉時(shí)，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(fù)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(yù)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(jié)構(gòu)參數(shù)
氣門彈簧的結(jié)構(gòu)參數(shù)有：彈簧中徑、彈簧絲直徑、彈簧工作圈數(shù)和總?cè)?shù)、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(jìn)、排氣效果。通常，為使其進(jìn)氣流速在利用慣性充氣情況下不致過(guò)大，一般希望控制在70m/s左右。過(guò)大的進(jìn)氣流速會(huì)導(dǎo)致充氣系數(shù)的明顯下降。排氣平均流速約為在100m/s內(nèi)。在確定氣門頭部直徑時(shí)，往往受氣缸蓋布置、燃燒室型式的限制。另外，氣門頭部過(guò)大，太靠近壁面，氣門頭部周圍通過(guò)斷面也得不到充分的利用。還需使進(jìn)排氣門之間的缸蓋鼻梁區(qū)讓出較寬的距離，以便高溫區(qū)得到良好的冷卻。
17、氣門錐角大小對(duì)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(shí)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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