《内燃机设计》课后习题答案(袁兆成主编).doc

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1、第一章：内燃机设计总论1-1根据公式 ，可以知道，当设计的活塞平均速度Vm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？答：摩擦损失增加，机械效率m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v下降。1-2汽油机的主要优点是什么？柴油机主要优点是什么？答：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

2、的排放比汽油机少。 汽油机优点：1）空气利用率高，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。1-3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？答：汽油机的升功率高，在相同进气方式的条件下， 由PL=Pme*n/30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，在缸径相同情况下，转速明显低于汽油机，因此柴油机的升功率小。 柴油机的过量空气系数都大于1，进入气缸的空气不能全部与柴

3、油混合，空气利用率低，在转速相同、缸径相同情况下，单位容积发出的功率小于汽油机，因此柴油机的升功率低，汽油机的升功率高。 1-4柴油机与汽油机的汽缸直径、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（如n=6000r/min）？为什么？答：.对于汽油机能达到，但是柴油机不能。因为柴油机是扩散燃烧形式，混合气的燃烧速度慢，达不到汽油混合气的燃烧速度，所以达不到6000r/min的设计转速。缸径越大，柴油混合气完成燃烧过程的时间越长，设计转速越低。1-5活塞平均速度提高，可以强化发动机动力性，请分析带来的副作用是什么？答：摩擦损失增加，机械效率m下降，活塞组的热负荷

4、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v下降。1-6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？为什么？答：新型燃烧室，多气门（提高v），可变配气相位VVT（提高v），可变进气管长度（提高v）,可变压缩比，可变增压器VGT、VNT（可根据需要控制进气量），机械-涡轮复合增压，顶置凸轮机构DOHC、SOHC（结构紧凑，往复惯性力小）。1-8某发动机为了提高功率，采用了扩大汽缸直径的途径，如果汽缸直径扩大比较多，比如扩大5mm，与之相匹配的还要改变那些机构的设计？还要进

5、行哪些必要的计算？答：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。1-9某发动机由于某种原因，改变了活塞行程，与之相匹配的还要进行哪些结构更改设计和计算？答：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。第二章：曲柄连杆机构受力分析2-1写出中心曲柄连杆机构活塞的运动规律表达式，并说出位移、速度和加速度的用途。答：X

6、 = r(1-cos)+ /4(1-cos2) = X+X; V = r(sin+sin2*/2) = v+v; a = r2(cos+cos2) = a+a;用途：1）活塞位移用于P-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。2-2气压力Pg和往复惯性力Pj的对外表现是什么？有什么不同？答：气压力Fg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

7、上述两点，还有 Fjmax Fgmax 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。 第三章：内燃机的平衡3-1四冲程四缸机，点火顺序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。答：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

8、力二阶往复惯性力一阶往复惯性力矩3-2二冲程四缸机，点火顺序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。答：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=aCcos1826。 可以看出，在第一缸曲拐处于上止点前1826时，该机有最大一阶往复惯性力，即旋转惯性力矩（4）平衡措施。采用整体平衡方法，有 3-3四冲程三缸机，点火顺序1

9、-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。答：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 3-4为了一个四冲程（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。答：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。 （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

10、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，=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： =2Ccoscoscos2=2Csinsinsin2也是椭圆，合力为 =2C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

11、直于气缸夹角平分线。3-5四冲程六缸机的惯性力和惯性力矩都已经平衡了，此发动机的支撑还承受什么力作用？答：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：曲轴系统的扭转振动4-1什么是扭振？扭振的现象和原因是什么？答：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

12、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。4-2列出单自由度扭振系统的自由振动方程，求出微分方程的解和初相位。答：弹性力矩 ,惯性力矩根据理论力学，得+ =0 ，+ =0 此二阶线性齐次微分方程的解为：其中，4-4什么是力矩简谐分析的摩托阶数？为什么四冲程发动机的转矩表达式中，简谐阶数不都是自然数，有半数的阶数？答： = 其中为转矩的第k阶谐量，表示该谐量在在周期内变化k次，称为摩托阶数。对于四冲程发动机，曲轴两转即角为一个周期，因此相对于数学上的周期来讲，曲轴一转（）内四冲程发动机第k阶力矩

13、仅变化了次，因此四冲程的摩托阶数存在半阶数。4-5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？答：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/），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/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q/2个相位图。4-6什么是临界转速？如何求对应第k阶谐量引起的临界速度？计算和分析扭振的条件是什么？答：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，kt =e ，则t =e /k

14、 ,其中t为曲轴转动角频率。 计算和分析扭转共振的三个条件为：在发动机工作转速范围内，方能称为临界转速一般只考虑摩托阶数k18的情况，因为k值太大时，对应的谐量幅值很小一般只考虑前两阶或前三阶固有频率4-7计算曲轴系统扭振的假设条件是什么？答：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4-8如果知道第一个集中质量的绝对振幅，其他集中质量的振幅如何求出？为什么？答：因为共振时阻尼功等于激振功，激振频率等于固有频率，即= , ，= ,所以1sin= -kt,1 = ,则由，可以求出所有集中质量的绝对振

15、幅第五章：配气机构设计5-1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？答：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。5-2气门通过时间断面是如何求出的？答：，其中5-3配气凸轮除工作段外，都要有缓冲段，为什么？答：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，

16、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。5-4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 ，等加速度包角 ，请写出缓冲段各段的方程式。答：等加速段：，等速段： ，5-5写出高次多项式凸轮型线的表达式。答：5-7如何确定气门的最大升程，为什么？答：气门最大升程Hmax与气门直径

17、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=0.260.28。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=0.30.355-8写出凸轮型线丰满系数表达式，并陈述其含义？答： ，式中，为挺柱或气门的位移；为凸轮工作半包角；为挺柱或气门的最大位移或者升程；是缓冲段的高度；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。5-9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？答：一般发

18、动机的气门锥角。而对于增压柴油机，气门锥角，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。5-10如何利用配气相位图计算出进、排气凸轮的工作段包角及半包角、同缸异名凸轮相对夹角、同名异缸凸轮相对夹角以及确定凸轮轴与曲轴的相对位置。 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 e1- i1 e2 i2答：排气凸轮工作段包角为 排气凸轮工作段包角为 进气凸轮工作段包角为 进气凸轮工作段

19、包角为同缸异名凸轮相对夹角为 异缸同名凸轮相对夹角为, 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5-11凸轮设计完成后，如何验算气门与活塞是否相碰？答： 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；如果相交，

20、则需要在活塞上开避让坑， 或者改变配气相位。第六章：曲轴飞轮组设计6-1提高曲轴疲劳强度的结构措施和工艺措施分别有哪些？为什么？答：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

21、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）6-2曲轴的连杆轴颈不变，增大主轴颈直径D1，有何优点？缺点是什么？答：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

22、损失增加，油温升高。6-3为什么说连杆轴颈负荷大于主轴颈负荷？实际中主轴颈直径D1和连杆轴颈直径D2哪一个尺寸大？答：对于每个曲拐而言，连杆轴颈是一个，主轴颈有两个。连杆轴颈承受着由连杆传来全部载荷，而每个主轴颈则只承担一半载荷，所以主轴颈载荷小于连杆轴颈载荷。实际设计中主轴颈D1大于连杆轴颈D2，D1/D21.051.25，因为增加主轴颈可以增加曲轴的重叠度，提高曲轴的抗弯刚度和抗疲劳强度，同时不增加曲轴的离心载荷。6-4多拐曲轴强度最薄弱的环节是曲柄，曲柄的主要结构参数有哪两个？他们各自的变化对其强度有何影响？答：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W=bh2/6

23、,由此可知，h提高10%，W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%，W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。6-5曲轴的工作条件是什么？设计时有什么要求？答：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）曲轴轴颈比压大，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

24、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n1.5，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n1.8。第七章：连杆组设计7-1连杆的拉伸载荷是由什么造成的？计算连杆不同截面的拉伸应力时，如何考虑？答：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： Fj =(m+m1)(1+)r2 其中，m、m1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。7-2计算连杆的最大拉伸应力选取什么工况？答：标定转速工况（最大转速）7-3计算连杆的压缩载荷时选取什么工况？答：最大转矩工况和全负荷情况下的标定转速工况，而且要

25、兼顾连杆侧弯的情况是否发生。7-4影响连杆小头应力分布的主要结构参数是什么？答：固定角受拉伸载荷时，增大，应力不均匀增加，max增大；受压缩载荷时，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。第八章：活塞组设计8-1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。答：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20002500，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

26、上止点后1020达到最大。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。8-2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。实际上应如何考虑？答：max + max

27、= 3.4Et2 / (D - t)2 = 常量 一般选择max = （1.2 1.5）max ，因为套装时间很短。8-3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？答：当转速n提高时，应提高。因为活塞速度高，由于节流作用，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，方能减少活塞环的工作应力。8-5高速内燃机对活塞材料的要求是什么？答：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8-6活塞销通常采用什么材料？为什么？如何保证活

28、塞销表面耐磨？答：活塞销通常用低碳钢和合金钢制造。在负荷不高的发动机中常用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

29、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。8-7减轻活塞热负荷的设计措施有哪些？答：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。8-8活塞销座的工作条件如何？解决活塞销和活塞销座变形不协调的措施有哪些？答：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

30、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。8-9活塞群部在工作时销轴方向变形大，请问原因是什么？一般采用什么措施来进行限制？答：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）

31、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。第九章：内燃机滑动轴承设计9-1内燃机滑动轴承的过盈量有几种表示方法？各是什么？答：轴承的过盈量主要通过3种表示方法：1) 自由弹势轴瓦在自由状态下的开口直径为+，一般为=（0.252.5）mm。2) 半圆周过盈量h (mm) 式中，为轴瓦内孔直径（mm），

32、=-;为应力系数（N/）; 为最小预加压缩应力（N/）。3) 余面高度 u (mm) 在试验压力(N)作用下，试验压缩量v(mm)为 则= = 式中，为当量壁厚(mm)，=（）+,为减摩层厚度，为减摩层折算系数；为宽度(mm)。9-2对内燃机滑动轴承减摩层都要求有哪些性能？答：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。9-3计算轴心轨迹有什么用处？答：计算轴心轨迹的意义：1) 可作为判

33、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（）及其延续时间（下图A区）。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

34、，保证轴承处于液体润滑下工作。9-4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。答：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,仅为无油槽轴承的。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。第十章：机体与气缸盖的设计10-1机体的设计原则是什么？具体有哪些？答：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

35、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。10-2汽缸盖设计考虑的重点是什么？答：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。10-3设计气缸盖时，应该先考虑

36、哪些部件的布置？水套的设计原则是什么？答：气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，水套各截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410mm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。10-4气缸套产生穴蚀的原因是什么？如何避免？答：穴蚀形成的原因；1) 内

37、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) 提高缸套刚度（含支撑）。(2) 抑制气泡的形成(3) 提高缸套本身的抗穴蚀能力1) 合理的选择材料：机械强度、表面硬度要好。2) 金相组织要合理。3) 合理选择热处理工艺，不改变金相组织。4) 适当的表面处理：表面镀铬、镉；表面涂层（环氧树脂）。5) 冷却水中加添加剂，提高耐穴蚀能力。10-5增加气缸套耐磨性的措施有哪些？答：提高

38、气缸套耐磨的措施：1) 提高缸套表明加工精度，降低表面粗糙度值。2) 合理选用材料。经常低温启动，并经常低负荷、中低转速运转的车用内燃机，其缸套以腐蚀性磨损为主，采用奥氏体铸铁较好。如果考虑成本，节省贵重材料，可以缸套上部采用奥氏体材料。对于经常高负荷工作及经常在灰尘较多地区工作的内燃机，汽缸套以磨料磨损为主，宜采用高磷铸铁、加硼铸铁。对于车用强化柴油机，汽缸套以溶着磨损为主，可采用薄缸套（干缸套），内表面镀铬或氮化。3) 进行合理的表面处理。主要有镀铬、高频感应加热淬火、磷化处理、软氮化处理等。目的是提高表面硬度和表明的耐蚀性。4) 充分重视空气和机油的滤清，以减少磨料磨损。5) 避免频繁的

39、冷启动，以减少酸性物质（等）在缸壁上的凝结而造成的腐蚀性磨损。6) 活塞间隙要适当。缸套在安装和运转过程中要避免变形，以减少变形带来的不均匀磨损。第十一章：内燃机的润滑和冷却系统11-1润滑系统的设计要求是什么？为什么？答：润滑系统的主要任务是供应一定数量的机油至摩擦表面，减小零部件之间的摩擦和磨损并起冷却和清洁磨粒的作用，此外，润滑系在减少机械损失、提高机械效率、延长内燃机使用寿命方面也起着重要作用。润滑不良的内燃机不断工作的工程中，会被从空气中吸入的尘土以及内燃机本身的燃烧产物和磨损产物所污染，并在高温影响下逐步变质。因此，润滑系统中必须用专门的机油滤清器不断的对机油进行滤清，在必要时采用

40、强冷装置使机油温度不超过允许的数值。现代内燃机的转速和功率不断提高，热负荷也越来越高，所以一个良好的润滑系统，应满足下列各项要求：1) 保证以一定的油压、一定的油量供应摩擦表面。2) 能够自动滤清机油，保持机油的清洁。3) 能够自动冷却机油，保持油温。4) 消耗功率小，机油损失量小。5) 无赌油、漏油现象，工作可靠；维护、维修方便。11-2冷却水泵的泵水量如何确定？答：冷却水泵的泵水量通过下面三个式子来确定： = , = ， 式中，（）是冷却水循环量，为冷却水在内燃机种循环时的容许温升，=012；为水的密度；为水的比定压热容，=4.187，为水泵的容积效率，主要考虑泄露情况，一般取0.60.8

41、5，为冷却系统散走的热量，A为比例系数，指传给冷却系统的热量占燃料热能的百分比；为燃料低热值（KJ/kg）; 为燃油消耗率g/(kWh); 为有效功率(Kw).11-3根据什么确定润滑系统中润滑油的流量？答：润滑油流量一般由被机油带走的热流量（kJ/h）计算。=，式中，为机油密度，一般取=0.85kg/L；c为机油比热容，一般c=1.72.1;为机油出口的温差，一般取815。而=（15%20%），为每小时加入内燃机的热量（KJ/h）。=，为有效功率，有效效率柴油机为0.4，汽油机为0.33，所以（160280），根据范围和润滑油参数范围，可得 的经验计算公式如下：不用机油冷却活塞时：=（0.120.28）用机油冷却活塞时：=（0.420.57）。11-4为了保证润滑油工作性能，一般要求润滑油的每分钟循环次数不小于多少？答：一般希望润滑油的循环次数3次/min.