-內燃機設計吉林大學袁兆成

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2010-2011內燃機設計吉林大學袁兆成

第一章

1. 根據公式，，可以知道，當設計的活塞平均速度增加時，可以增加

有效功率，請敘述活塞平均速度增加帶來的副作用有哪些？具體原因是什么？ 2. 汽油機的主要優(yōu)點是什么？柴油機的主要優(yōu)點是什么？

3. 假如柴油機與汽油機的排量一樣，都是非增壓或者都是增壓機型，哪一個升功率高？為什么？ 4. 柴油機與汽油機的缸徑、行程都一樣，假設D=90mm、S=90mm，是否都可以達到相同的最大設計轉

速（比如n=6000r/min）？為什么？

5. 活塞平均速度提高，可以強化發(fā)動機動力性，請分析帶來的負作用是什么？ 6. 目前使發(fā)動機產生性能大幅度提高的新型結構措施有哪些？請分別簡要敘述原因。 7. 內燃機仿真設計手段主要有那些？

8. 某發(fā)動機為了提高功率，采用了擴大氣缸直徑的途徑，如果氣缸直徑擴大比較多，比如擴大5毫

米，與之相配合的還要改變哪些結構的設計？還要進行哪些必要的計算？

9. 某發(fā)動機由于某種原因，改變了活塞行程，與之相配合的還要進行哪些結構更改設計和計算？ 10. 發(fā)動機工程數據庫在內燃機開發(fā)設計中有何重要作用？

11. 已知某轎車4缸汽油機采用自然吸氣方式，每缸4氣門，設計轉速是6000r/min，氣缸直徑D=86mm，

活塞行程S=90mm，試確定該發(fā)動機的標定功率，最大扭矩和最大扭矩對應的轉速

? ? ? ?

摩擦損失增加，機械效率ηm下降，活塞組的熱負荷增加，機油溫度升高，機油承載能力下降，發(fā)動機壽命降低。

慣性力增加，導致機械負荷和機械振動加劇、機械效率降低、壽命低。進排氣流速增加，導致進氣阻力增加、充氣效率ηv下降。

2.柴油機優(yōu)點： 1）燃料經濟性好。

2）因為沒有點火系統(tǒng)，所以工作可靠性和耐久性好。 3）可以通過增壓、擴缸來增加功率。 4）防火安全性好，因為柴油揮發(fā)性差。 5）CO和HC的排放比汽油機少。

汽油機優(yōu)點：

1）空氣利用率搞，轉速高，因而升功率高。

2）因為沒有柴油機噴油系統(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，所以結構輕巧，比質量小。 5）不冒黑煙，顆粒排放少。 3.汽油機的升功率高。

由PL=Pme*n/30τ可知，汽油機與柴油機的平均有效壓力相差不多。但是由于柴油機后燃較多，所以其最高轉速明顯低于汽油機，因此柴油機的升功率小。 4.對于汽油機能達到，但是柴油機不能。

已知參數的設計條件，可得Vm=S*n/30=18 m/s，高出了柴油機的Vm的設計上限13m/s,即使設計出來，也

無法使柴油機正常工作。 5.

A. 摩擦損失增加，機械效率ηm下降，活塞組的熱負荷增加，機油溫度升高，機油承載能力下降，

發(fā)動機壽命降低。

B. 慣性力增加，導致機械負荷和機械振動加劇、機械效率降低、壽命低。 C. 進排氣流速增加，導致進氣阻力增加、充氣效率ηv下降。

6. 新型燃燒室，多氣門（提高ηv），可變配氣相位VVT（提高ηv），可變進氣管長度（提高ηv）,可變增壓器VGT、VNT（可根據需要控制進氣量），頂置凸輪機構DOHC、SOHC（結構緊湊，往復慣性力�。�。 7.三維實體造型設計，氣體、液體流動分析，冷卻水溫度場分析，配齊相位性能優(yōu)化，噴霧模擬，燃油噴射模擬，燃燒模擬，振動模擬分析，噪聲仿真等。

8.氣缸直徑改變之后，除估算功率、轉矩外，活塞直徑、氣門直徑、氣門最大升程要重新確定，活塞環(huán)要重新選配，曲軸平衡要重新計算，要進行曲軸連桿機構動力計算和扭振計算，要進行壓縮比驗算、燃燒室設計、工作過程計算深知重新設計凸輪型線等。

9.活塞行程S改變后，在結構上要重新設計曲軸，要重新進行曲柄連桿機構動力計算、平衡計算、機體高度改變或者曲軸中心移動、壓縮比驗算與修正、工作過程計算等。

10.由于目前的內燃機設計方法一半要用經驗設計結合理論計算的模式，因此工程數據庫可以使設計者更快更好的設計出符合要求的內燃機。

第二章

1. 寫出中心曲柄連桿機構活塞的運動規(guī)律表達式，并說出位移、速度和加速度的用途。 2. 氣壓力Fg和往復慣性力Fj的對外表現是什么？有什么不同？

3. 推導單缸發(fā)動機連桿力、側向力、曲柄切向力和徑向力的表達式，并證明翻倒力矩與輸出力矩大

小相等方向相反。

4. 曲軸主軸頸的積累轉矩如何計算，連桿軸頸轉矩如何計算？如果已知一個四沖程四缸機，發(fā)火順

序1－3－4－2，試求第四主軸頸轉矩和第四拐連桿軸頸轉矩

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示功圖與P-V示功圖的轉換，氣門干涉的校驗及動力計算； 2）活塞速度用于計算活塞平均速度Vm=Vmax，評價汽缸的磨損；

3）活塞加速度用于計算往復慣性力的大小和變化，進行平衡分析及動力計算。

2．氣壓力Pg的對外表現為輸出轉矩，而Fj的對外表現為有自由力產生使發(fā)動機產生的縱向振動。不同：除了上述兩點，還有（1）Fjmax

=18 m/s，用于判斷強化程度及計算功率，計算最大素的

（2）Fj總是存在，但在一個周期內其正負值相互抵消，做功為零；Fg是脈沖性，一個周期內只有一個峰值。

側向力FN，連桿力FL，曲柄切向力Ft，徑向力Fk FN = FL tanβ, FL = p/cosβ

Ft= FL sin(α+β) = sin(α+β)

Fk= FL cos(α+β) = cos(α+β)

規(guī)定Ft? 與ω同向為正，Fk指向圓心為正，轉矩順時針為正。

單缸轉矩為 M = FL * r = F r

翻倒力矩 M′= - FN ?* h = -Ftanβr

= - F r

= - Fr

4. 求某一主軸頸的轉矩，只要把從第一拐起到該主軸頸前一拐的各單缸轉矩疊加起來即可。疊加時第一要注意各缸的工作相位，第二要遵循各缸轉矩向后傳遞的原則。

求連桿軸頸轉矩，根據轉矩向后傳遞的原則，Mqi應該是前一個主軸頸上的積累轉矩Mzi與作用在本曲柄銷上的切向力所引起單缸轉矩的一半。

此四沖程四缸機的發(fā)火順序為1-3-4-2，由此可得第一主軸頸所受轉矩M0，1 = 0

第二主軸頸所受轉矩M1，2 = M1（α）

第三主軸頸所受轉矩M2 ，3= M1，2 + M1（α+ 180o）第四主軸頸所受轉矩M3，4 = M2，3 + M1（α+ 540o）第五主軸頸所受轉矩M4，5= M3，4 + M1（α+ 360o）= 以上是以四缸機的曲軸主軸頸的積累轉矩。

Mq1 = ?Ft r = M1(α)

Mq2 = M1,2 + M1(α+ 180o)

Mq3 = M2,3 + M1(α+ 540o)

Mq4 = M3,4 + M1(α+ 360o) 這些是四缸機的連桿軸頸轉矩。第三章

1. 四缸四行程發(fā)動機，發(fā)火順序1－3－4－2，試分析旋轉慣性力和力矩、第一階、第二階往復慣性

力和力矩，如不平衡，請采取平衡措施。

2. 四缸二行程發(fā)動機，發(fā)火順序1－3－4－2，試分析旋轉慣性力和力矩、第一階、第二階往復慣性

力和力矩，如不平衡，請采取平衡措施。并指出Mj1max及出現時刻。

3. 三缸四行程發(fā)動機，發(fā)火順序1－3－2，試分析旋轉慣性力和力矩、第一階、第二階往復慣性力

和力矩，如不平衡，請采取平衡措施。并指出Mj1max及出現時刻。

4. 為一個四缸四行程發(fā)動機（1-3-4-2）設計一套用于平衡二階往復慣性力的雙軸平衡機構。 5. 四沖程六缸機的慣性力和慣性力矩都已經平衡了，此發(fā)動機的支承還承受什么力作用？ 6. 四行程V型兩缸機，左右兩缸軸線夾角為γ，試分析一階往復慣性力和二階往復慣性力。并分析

當γ角為90度時，往復慣性力的特點。

7. 試分析二沖程三缸機的離心和力矩的平衡性，往復慣性力和力矩的平衡性。如果一階往復慣性力

矩不平衡，請設計一套雙軸機構和一套單軸機構平衡一階往復慣性力矩并作圖表示。

解：點火間隔角為 A==180°

（1）作曲柄圖和軸測圖，假設缸心距為a。

一階曲柄圖?????? 二階曲柄圖????????????????????????????????????????? 軸測圖

（2）慣性力分析。根據一階曲柄圖和二階曲柄圖作力的矢量圖，做如圖所示的四拐平面曲軸往復慣性力矩圖。由于二階慣性力不平衡，所以不能分析二階力矩，因為此時隨著取矩點的不同，合力矩的結果是不一樣的。

一階往復慣性力??? 二階往復慣性力???????? 一階往復慣性力矩 2.

解：點火間隔角為A==90°

（1）作曲柄圖和軸測圖。

（2）慣性力分析。顯然，一階和二階往復慣性力之和都等于零，即FRjI=0，FRjII=0，靜平衡。

（3）慣性力分析。根據右手定則向第四拐中心取矩，得到在水平軸上的投影

MjIx=aCcos18°26′。

可以看出，在第一缸曲拐處于上止點前18°26′時，該機有最大一階往復慣性力，即旋轉慣性力矩

（3）平衡措施。采用整體平衡方法，有

解：點火間隔角為A==240°

（1）作曲柄圖和軸測圖

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

????

往復慣性力矩圖???????????? 旋轉慣性力圖旋轉慣性力矩

（4）采用用整體平衡法

5.? 此時發(fā)動機支撐還承受發(fā)動機本身重量和由于曲柄變形而產生的彎矩作用

6．

（1）一階往復慣性力的平衡分析：

如上圖所示，以氣缸夾角平分線為始點，左右兩列氣缸的一階往復慣性力分別為

=Ccos(+

)

= Ccos(-)

向x軸和y軸投影，再求和，得

=Ccos=Csin

?(1+cos?(1-cos

) )

合力==C

合力方向=arctan

而當當

時，時，

+=1，所以

為長半軸；為長半軸；

的端點軌跡是一個橢圓。

當=時，=C,其端點軌跡是一個圓。

（2）二階往復慣性力的平衡分析

同樣以氣缸夾角平分線為起始點，左右兩列氣缸的二階慣性力表示為

=Ccos2

在坐標軸上的投影為：

=2Ccoscoscos2

=2Csin

sinsin2

也是橢圓，合力為

==2C

合力方向為

當=時，有=，=，變?yōu)樗椒较虻耐鶑蛻T性力，可以用蘭氏機構平

衡。結論：7.

時，

為一個圓，相當于離心力；

為往復慣性力，方向垂直于氣缸夾角平分線。

解：點火間隔角為A==120°

（1）作曲柄圖和軸測圖

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

往復慣性力矩圖旋轉慣性力圖

第四章

第四章思考題：

1. 什么是曲軸的扭轉振動，扭振的現象和原因？

2. 列出單自由度扭轉自由振動系統(tǒng)的振動方程，求出微分方程的解和初相位。 3. 列出三質量扭轉振動系統(tǒng)的自由振動方程。

4. 什么是力矩簡諧分析的摩托階數？為什么四沖程發(fā)動機的扭矩簡諧表達式中，簡諧階數

不都是自然數，有半數的階數？

5. 對于多拐曲軸，可以畫出幾個相位圖？什么情況是主諧量？什么情況是次主諧量？ 6. 什么是臨界轉速？如何求對應第K階諧量引起的臨界轉速？計算和分析扭轉共振的條

件是什么？

7. 計算曲軸系統(tǒng)扭轉共振的假設條件是什么？

8. 如果知道第一個集中質量的絕對振幅，其它集中質量的振幅如何求出？為什么？ 9. 動力傳動系統(tǒng)在低速時經常表現出變速箱齒輪響，請問可能是什么原因？答案

1. 定義：扭轉振動是使曲軸各軸段間發(fā)生周期性相互扭轉的振動，簡稱扭振。

現象：1）發(fā)動機在某一轉速下發(fā)生劇烈抖動，噪聲增加，磨損增加，油耗增加，功率下

降，嚴重時發(fā)生曲軸扭斷。

2）發(fā)動機偏離該轉速時，上述現象消失。

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，系統(tǒng)產生共振。

M??C? ,慣性力矩MI??I?

2. 彈性力矩 ?

M?=0 ，I?+ C?=0

根據理論力學，得MI+

此二階線性齊次微分方程的解為：?

??sin(?et??)

??其中

??arctan

?0?e

I1?1??C1(?1??2)

I2?2?C1(?1??2)?C2(?2??3) I3?3?C2(?2??3)

M?M0??Msin(?kt??k)?M0??Mkasin(?kt??k)

k?1n

k?1

k??n

M0??Mkasin(k?tt??k)

k?1

aMsin(k?tt??k)為轉矩的第k階諧量，表示該諧量在在2?周期內變化k次，k其中稱

為摩托階數。

對于四沖程發(fā)動機，曲軸兩轉即4?角為一個周期，因此相對于數學上的周期來講，曲

軸一轉（2?）內四沖程發(fā)動機第k階力矩僅變化了2次，因此四沖程的摩托階數存在

半階數。

5. 1）當諧量的階數為曲軸每一轉中點火次數的整數倍時（k=2im/τ），該階振幅矢量位于同

一方向，可以用代數方法合成，該階諧量稱為主諧量。

2）當k=(2m-1)i/τ時，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。

3）曲拐側視圖有q個不同方向的曲拐，則有qτ/2個相位圖。

6. 曲軸固有頻率與外界干擾力矩“合拍”，產生扭轉共振的轉速稱為臨界轉速。共振時，k

ωt =ωe ，則ωt =ωe /k ,其中ωt為曲軸轉動角頻率。

計算和分析扭轉共振的三個條件為：

①nk在發(fā)動機工作轉速范圍內，方能稱為臨界轉速

②一般只考慮摩托階數k≤18的情況，因為k值太大時，對應的諧量幅值很小 ③一般只考慮前兩階或前三階固有頻率

7. 1）強迫振動引起的共振振型與自由振動的振型相同 2）只有引起共振的那一階力矩對系統(tǒng)有能量輸入 3）共振時激發(fā)力矩所做的功，等于曲軸上的阻尼功 8. 因為共振時阻尼功等于激振功，激振頻率等于固有頻率，即

W?= Wk,

k?t??e ，ψ= 2,所以?M

k1Ф1sin

a??

i?1

= -?

ξkωtФ1i?1

i?1zi?1

Ф1 =

??e?ai2

,則由?i??1ai，可以求出所有集中質量的絕對振幅

第五章

第五章思考題：

1. 配氣機構中平底挺柱的幾何運動速度與凸輪接觸點偏心距的關系如何？設計平底挺柱

時，挺柱底面半徑要滿足什么要求？ 2. 氣門通過時間斷面是如何求出的？

3. 配氣凸輪除工作段外，都要有緩沖段，為什么？ 4. 采用液壓挺柱的配氣機構，凸輪要不要設計緩沖段？

5. 凸輪緩沖段由等加速－等速兩段組成，已知緩沖段高度H0、速度V0、緩沖段包角θ0，

等加速度包角θ01，請寫出緩沖段各段的方程式。 6. 寫出高次多項式凸輪型線的表達式。

7. 寫出動力修正凸輪的表達式，并逐項說明其含義。 8. 如何確定氣門的最大升程，為什么？

9. 寫出凸輪型線豐滿系數表達式，并陳述其含義。

10. 通常的氣門錐角是多少？增壓發(fā)動機的氣門錐角有何變化？為什么？

11. 如何利用配氣相位圖計算出進、排氣凸輪的工作包角、半包角、同缸異名凸輪相對夾角、

同名異缸凸輪相對夾角以及凸輪軸與曲軸的相對位置。

12. 凸輪設計完成后，如何驗算氣門與活塞是否相碰？確定活塞在上止點與缸蓋底平面最小

間隙時，要考慮那些因素？

13. 在設計氣門彈簧時，主要考慮哪些因素？如果自然吸氣發(fā)動機改為增壓發(fā)動機，氣門彈

簧的預緊力怎么改？為什么？

答案

1．數值相等。平底挺柱的底面半徑要大于最大偏心距，也就是在數值上要大于挺柱的最大

幾何速度。

2．

Af??

A??hcos?(d?sin2?)Adth

2，其中

3．1）由于氣門間隙的存在，使得氣門實際開啟時刻遲于挺柱動作時刻

2）由于彈簧預緊力的存在，使得機構在一開始要產生壓縮彈性變形，等到彈性變形力克

服了氣門彈簧預緊力之后，氣門才能開始運動

3）由于缸內氣壓力的存在，尤其是排氣門，氣缸壓力的作用與氣門彈簧預緊力的作用相

同，都是阻止氣門開啟，使氣門遲開

上述原因的綜合作用使得氣門的實際開啟時刻遲于理論開啟時刻，若沒有緩沖段，氣

門的初速度短時間內由零變得很大，有很強的沖擊作用。同樣，當氣門落座時末速度很大，會對氣門座產生強烈沖擊，氣門機構的磨損和噪聲加劇。為了補償氣門間隙以及預緊力和氣缸壓力造成的彈性變形，要在實際工作段前后增設緩沖段，保證氣門開啟和落座時處于很小的速度。

4. 需要設計緩沖段，這時凸輪型線的緩沖段用于壓縮油腔，補償沿泄油間隙漏出的機油和

機構構件的預變形。

5. 等加速段：ht?c?c，0??c??01

h??(???)?c?0c0101 ，?01??c??0 等速段： t

xxxxx

y?C0?C2()2?Cp()p?Cq()q?Cr()r?Cs()s

xt??L0?

F0Cymy

???y?s?

C0C0C0 ?H0?k1y?k2y

F0C?Csm

,k1?0,k2?(6n)2C0C0C0

其中，

H0?L0?

F0Csy

y為氣門升程，L0為氣門間隙，C0為彈簧預緊力引起的機構靜變形，C0為氣門彈

簧力引起的機構靜變形，

C0為慣性力引起的動變形

8. 氣門最大升程Hmax與氣門直徑d的關系應為Hmax/d=0.25。考慮到慣性載荷和活塞上止

點時可能與氣門發(fā)生干涉的問題，一般進氣門的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

?Fm

(ht?H0)d?c

(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為挺柱位移對應的凸輪轉角。

凸輪型線豐滿系數是一個相對量，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。在設計凸輪型線時，經常用來評判型線設計的好壞。 10. 一般發(fā)動機的氣門錐角??45。而對于增壓柴油機，氣門錐角??30，這是因為增

壓發(fā)動機缸內壓力高，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，完全排除了從氣門導管獲得機油的可能，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。 11.

120

160

200

240

280

320

360

400

440

480

520

560

600

640

680

720

排氣凸輪工作段包角為

?排?

180??e1??e2

2 180??e1??e2

排氣凸輪工作段包角為

?排半包??進?

進氣凸輪工作段包角為

180??i1??i22 180??i1??i24

進氣凸輪工作段包角為

?進半包?

180???e1??e2180???i1??i21?

?T??[360??e1??i2?(?(2222

?A90??(?e1??e2??i2??i1)

4?TG?

2, 其中A為相應氣缸點火間隔角異缸同名凸輪相對夾角為

同缸異名凸輪相對夾角為

當活塞位于壓縮上止點時，排氣凸輪相對于挺柱軸線的夾角為?T

?T?

180??e1??e2?1

?(180???e1)222

12.

1) 缸墊按壓緊后的厚度計算，除主軸承及活塞銷孔以外，曲柄連桿機構的間隙均偏向

一側，使活塞處于最高處。確定活塞在上止點的最高位置。 2) 畫出活塞位移曲線；

3) 根據鍵槽，齒形及它們與曲拐所在平面、凸輪軸位置間的制造公差，進行正時齒輪

傳動機構的尺寸鏈計算，確定進、排氣門的實際開閉時刻并按照同一比例畫出進排氣門升程曲線，氣門升程對應的角度要換算成曲軸轉角； 4) 觀察氣門升程曲線與活塞位移曲線是否相交；

5) 如果相交，則需要在活塞上開避讓坑，或者改變配氣相位。

第六章思考題：

1. 提高曲軸疲勞強度的結構措施有哪些，為什么？工藝措施有哪些，為什么？ 2. 曲軸的主要材料有哪些？各應用在哪類情況？

3. 曲軸的連桿軸頸不變，增大主軸頸D1，有何優(yōu)點？缺點是什么？

4. 為什么說連桿軸頸負荷大于主軸頸負荷？實際主軸頸D1和連桿軸頸D2哪一個尺寸大？ 5. 多拐曲軸強度最薄弱的環(huán)節(jié)是曲柄，曲柄的主要結構參數是哪兩個？它們各自的變化對其強度有何影響？

6. 曲軸的工作條件是什么？設計時有什么要求？一般曲軸的設計安全系數是多少？ 7. 在利用有限元方法進行曲軸強度分析時，一般模型與實際曲軸存在那些差異？ 8. 為什么曲軸的安全系數比較大時，但是還會發(fā)生少數曲軸破壞情況？ 9. 飛輪的主要作用是什么？

10. 飛輪的轉動慣量根據什么來確定？飛輪轉動慣量與氣缸數是什么關系？ 11. 飛輪外徑受到哪些因素限制不能很大？ 12. 發(fā)動機低速轉動波動，有哪些外在表現？

答案

1. 結構措施：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（可減小應力集中效應，提高抗彎疲勞強

度）

3）采用空心曲軸（可提高曲軸抗彎強度，同時課減輕曲軸重量和曲軸

離心力）

4）沉割圓角（可在增加圓角半徑的同時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）圓角滾壓強化（表面產生剩余壓應力，抵消部分工作拉伸應力，提高曲

軸的疲勞強度，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

產生殘余壓應力，提高疲勞強度，還能提高硬度和表面的耐磨性）

3）噴丸強化處理（屬于冷作硬化變形，在金屬表面留下壓應力，是表面硬

度提高，從而提高疲勞強度）

4）氮化處理（利用輝光離子氮化或氣體軟氮化方法，使氮氣滲入曲軸表面，

由于氮的擴散作用，使金屬體積增大，產生擠壓應力，提高疲勞強度）

2. 1）中碳鋼：絕大多數采用模鍛制造

2）合金鋼：在強化程度較高的發(fā)動機中采用，通常加入Cr、Ni、Mo、V、W等合金

元素以提高曲軸的綜合力學性能；

3）球墨鑄鐵：球墨鑄鐵的力學性能和使用性能優(yōu)于一般鑄鐵，在強度和剛度能夠滿足

的條件下，使用球墨鑄鐵材料能夠減少制造成本。

3. D2不變，D1增大

優(yōu)點: 1. 可提高曲軸剛度，增加曲柄剛度而不增加離心力

2. 可增加扭轉剛度，固有頻率We增加，轉動慣量I增加不多缺點：主軸承圓周速度增加，摩擦損失增加，油溫升高。

4. 因為發(fā)動機工作時，連桿軸頸承受著由連桿傳來的周期性變化的氣體壓力、活塞連桿組件往復運動的慣性力及連桿大端回轉運動離心力的作用；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，所以連桿軸頸負荷大于主軸頸負荷。實際的主軸頸D1大于連桿軸頸D2，D1/D2≈1.05～1.25 5. 曲柄的主要參數是厚度（h）和寬度（b）曲柄界面的抗彎截面系數Wσ=bh2/6,

由此可知，h提高10%，Wσ理論上升20%，實際上升40%，因為h的增大，則磨圓處應力集中現象減輕，使應力分布趨于均勻；b上升10%，Wσ理論上升10%，實際上升5%，由于b上升，應力分布不均勻更加嚴重。

6. 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，承受交變疲

勞載荷，重點是彎曲載荷；

2）由于曲軸形狀復雜，應力集中嚴重，特別是在曲柄與軸頸過度的圓角部

分；

3）曲軸軸頸比壓打，摩擦磨損嚴重。設計要求：1）有足夠的耐疲勞強度

2）有足夠的承壓面積，軸頸表面要耐磨； 3）盡量減少應力集中；

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n≥1.5，對于高強度球墨鑄鐵曲

軸，由于材料質量不均勻，而且疲勞強度的分散度比較大，應取n≥1.8。

7. 想得到符合實際的計算結果，關鍵是如何處理曲軸的位移約束條件和加載方式。位移約

束和加載方式的不同，會得到差別非常大的結果，這需要詳細了解曲軸的工作情況和受力情況。另外，形狀變化劇烈的圓角處，要進行網格細化，否則計算結果不準。 8. 剛度和強度隨著使用時間而降低，造成疲勞損壞，所以還是會發(fā)生少數曲軸破壞情況。 9．發(fā)動機的輸出轉矩M大于阻力矩MR時，吸收多余的功，使轉速增加較少；發(fā)動機的

輸出轉矩M小于阻力矩MR時，釋放儲存的能量，使轉速減少較少�？傊w輪的作用就是調節(jié)曲軸轉速變化，穩(wěn)定轉速。

10. If = Ψ ≈ 10.8 x 106

隨著氣缸數的增加，ξ和δ都呈減小的趨勢，而ξ減小的速度要快于δ，根據公式，可得：隨著氣缸數的增加，飛輪的轉動慣量逐漸減小

11. 外徑越大，在同樣的轉動慣量下飛輪就可以越輕。飛輪的外徑除了要考慮空間條件外，

主要就是考慮外圓的圓周速度，尤其對于灰鑄鐵飛輪，建議圓周速度不超過35—50m/s.否則，容易造成由于離心慣性力過大，材料的抗拉強度不足而使飛輪損壞及飛輪材料碎裂飛出的事故。

12. 微粒排放有所增加，燃油經濟性降低，飛輪的轉速降低，此時飛輪積聚的動能有助于

起步和克服短期超負荷。

第七章思考題：

1. 連桿的拉伸載荷是由什么造成的？計算連桿不同截面拉伸應力時，如何考慮？ 2. 連桿材料有哪些？

3. 計算連桿的最大拉伸應力選取什么工況？ 4. 計算連桿的壓縮載荷時選取什么工況？ 5. 影響連桿小頭應力分布得主要結構參數是什么？ 6. 連桿大頭蓋的固定方式有幾種？

7. 為什么有的連桿采用斜切口？斜切口的角度對安裝、結構尺寸有什么影響？ 8. 漲斷式連桿有什么優(yōu)點？

9. 連桿螺栓預緊力與氣壓力是什么關系？與往復慣性力是什么關系？ 10. 提高連桿螺栓疲勞強度的措施有哪些？ 11. 連桿螺栓應該采用什么方法防止松動？

12. 請思考采用有限元方法進行連桿拉伸強度計算時，連桿接合面應該如何考慮？答案

1. 連桿的拉伸載荷主要是由于往復慣性力所造成的；

在計算不同截面的拉伸應力可用下式： F′j =(m′+m′1)(1+λ)rω2

其中，m′、m′1分別為活塞組和計算斷面以上那部分往復運動的連桿質量。

2. 1）中碳鋼（45鋼，40鋼）、中碳合金鋼（40Cr，40MnB，40MnVB）， 2）球墨鑄鐵其硬度在210～250HBW之間，具有300～500N/mm2抗彎強度； 3）鑄鋁合金主要用于小型發(fā)動機。 3. 標定轉速工況（最大轉速）

4. 最大轉矩工況和全負荷情況下的標定轉速工況，而且要兼顧連桿側彎的情況是否發(fā)生。 5. 固定角Φ

受拉伸載荷時，Φ增大，應力不均勻增加，σmax增大；受壓縮載荷時，Φ增大，應力

不均勻性及最大值急劇增長，而且比拉伸載荷的情況更加嚴重。

6. 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. 有些內燃機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，大頭上半部的橫向寬度愈小，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。

8. 脹斷式連桿是列解開連桿大頭，這樣產生的剖分面是凸凹不平的斷裂茬口�？赏瑫r起到

兩個方向的定位作用；抗剪能力強；兩個連桿螺栓的距離短，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。 9. 如下，

F g和Fgmax為氣壓力和最大氣壓力，FL為連桿力，Fjmax為最大往復慣性力

??0 時 F g?0， Fj?Pjmax, FL?-Fj

??360 時 F g?Fgmax， Fj?Fjmax, FL?Fgmax-Fjmax

??j? F 2 F0? (2~~2.5) F

10. 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，降低應力集中； 4）采用細牙滾壓螺紋；

5）嚴格控制螺栓和被連接件的形位公差，減少附加彎矩。 11. 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。

12. 連桿小頭和桿身的應力，連桿大頭蓋都是與桿身成為一體了，接合面處的不應該出現

拉伸應力。

第八章思考題：

1. 活塞的工作條件是什么，請分項論述。然后論述對活塞的設計要求。

2. 活塞環(huán)的工作應力與套裝應力之間是什么關系？請用公式說明。實際上如何考慮。 3. 高轉速發(fā)動機與低轉速發(fā)動機對活塞初始彈力p0的要求有什么不同？為什么？缸徑對

p0的要求如何，為什么？

4. 試結合公式說明活塞環(huán)的套裝應力與工作應力的關系。 5. 高速內燃機對活塞材料的要求是什么？

6. 活塞銷通常采用什么材料，為什么？如何保證表面耐磨？ 7. 減輕活塞熱負荷的設計措施有哪些？

8. 活塞銷座的工作條件如何？解決銷和銷座變形不協(xié)調的措施有哪些？

9. 活塞裙部在工作時銷軸方向的變形大，請問原因是什么？一般采用什么措施來進行限

制？

10. 確定活塞環(huán)裝配端距△d的依據是什么？

答案

1. 1）高溫—導致熱負荷大 :活塞在氣缸內工作時，活塞頂面承受瞬變高溫燃氣的作用，燃

氣的最高溫度可達2000～2500℃，因而活塞頂的溫度也很高。溫度分布不均勻，有很大的熱應力；

2）高壓—沖擊性的高機械負荷：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后10°～20°達到最大。②活塞組在氣缸里作高速往復運動，產生很大的往復慣性力Fjmax

3）高速滑動：內燃機在工作中所產生的側向力是較大的，特別是在短連桿內燃機中； 4）交變的側壓力：活塞上下行程時活塞要改變壓力面，側向力方向不斷變化，造成了

活塞在工作時承受交變的側向載荷。設計要求:

1）選用熱強度好，散熱性好，膨脹系數小，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，強度和剛度符合要求，盡量避免應力集中，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 ，因為套裝時間很短。

3. 當轉速n提高時，應提高p0。因為活塞速度高，由于截流作用，活塞環(huán)背壓下降。當活

塞直徑增加時，活塞環(huán)的工作應力增加，應當適當減少初彈力p0，方能減少活塞環(huán)的工作應力。

?D?D??1?

? 4. 工作應力，p0=0.141E?t

?max?

Mmax

bt2

?3p0

DD(?1)tt

tS0

所以最大工作應力?max=0.425E(D?t)，活塞環(huán)套裝時必須使其內徑大于活塞頭部直

徑，此時端距應該為8t左右。即套裝時端距的變形量為8t-S0.則最大套裝應力： Et (8 t 0 ) Et ?8 0 ? St EtS

??0.425?max

(D?t)

?0.425

(D?t)

?0.425

(D?t)2

Et2

?3.4??max

( D ? 2 t)

Et2

??3.4?max??max?常量2

(D?t)

式中，

?max為最大工作應力；E為活塞環(huán)材料的彈性模量。

5. 要求（1）熱強度好，散熱性好；（2）重量輕，慣性��；（3）膨脹系數小；（4）密度小（5）熱導率大（6）有良好減摩性和工藝性

6. 活塞銷通常用低碳鋼和合金鋼制造。在符合不高的個、發(fā)動機中常用15.、20、15Cr、20Cr、

和20Mn2鋼；在強化發(fā)動機上，采用高級合金鋼，如12CrNi3A/18CrMnTi2及20SiMnVB等，有時也可用45中碳鋼。

之所以選擇這樣的材料是因為根據活塞的工作條件和設計要求，活塞銷應具有足夠高的

機械強度和耐磨性、同時還要有較高的疲勞強度，活塞銷的摩擦表面應具有高硬度。內部應富有韌性和較高的強度，但是硬的表層和內部必須緊密結合，保證活塞銷在沖擊載荷的作用下沒有金屬剝落和金屬層之間的分離現象。

為保證活塞銷表面硬并且耐磨，對其表面進行熱處理。對于低碳鋼材料的活塞銷表面要進行滲碳和淬火。對于45鋼的活塞銷則是進行表面淬火，注意淬火時不能將活塞銷淬透，否則活塞銷變脆。

7. 1）盡量減小頂部受熱面積；強化頂面，采用不同的材料或將表面進行處理。

2）保證熱流暢通。 3）采用適當的火力岸高度。 4）頂部內側噴油冷卻。 5）頂部設油腔冷卻。

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慣性力的

作用，這些力都是帶有沖擊性的；從運動情況看，活塞銷在活塞銷座中由

于連桿小頭的制約，其轉動角度很小，在這樣小的轉動角度下，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置加強肋，增加活塞銷座的剛度。

2）將銷孔內緣加工成圓角或者倒棱，或將活塞銷座內側上部加工出一個

彈性凹槽，可以減輕活塞銷座的棱緣負荷；

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，以加強活塞銷座承壓強度；

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。

9． 1) 活塞受到側向力FN 作用，承受側向力作用的裙部表面，就有被壓扁的傾向，使它

在活塞銷方向上的尺寸增大；

2）由于加在活塞頂上的爆發(fā)壓力和慣性力的聯(lián)合作用，使活塞頂在活塞銷的跨度內發(fā)

生彎曲，使整個活塞在活塞銷座方向上的尺寸變大；

3）由于溫度升高引起熱膨脹，其中活塞銷座部分因壁厚比其他地方要厚，剛度大，所

以發(fā)生熱膨脹時的變形比較嚴重。

防止裙部變形的主要方法有：選擇膨脹系數小的材料，進行反橢圓設計，采用絕熱槽，銷座采用恒范鋼片，裙部加鋼筒等方法來達到。

10．裝配端口距離△d：△d小，密封性好，但不能為零。從熱膨脹考慮，

?d???D??t??

第九章思考題：

1. 內燃機滑動軸承的過盈量有幾種表示方法，各是什么？

2. 對內燃機滑動軸承減磨層都要求有哪些性能？

3. 計算軸心軌跡有什么用處？

4. 滑動軸承上一般要開設油槽，請問曲軸主軸頸的油槽開在哪里？連桿軸頸的油槽開在哪

里？試從油膜承載能力的角度分析為什么？

5. 缸徑為86毫米的四缸汽油機，主軸承間隙和連桿軸承間隙應該在什么范圍？間隙大了

如何？間隙小了如何？

答案

1. 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)

hmin??d0?min2?

式中，d0為軸瓦內孔直徑（mm），d0=d1-t;?為應力系數（N/mm）; 2?min為最小

預加壓縮應力（N/mm）。

3) 余面高度 u (mm)

在試驗壓力F0(N)作用下，試驗壓縮量v(mm)為 2

v?6?10d0*tB ?6

?d0F0?6?min6?10d0*tB 則umin= hmin ? v= 2? ?

** 式中，t為當量壁厚(mm)，t=（t?t0）+?t0,t0為減摩層厚度，?為減摩層折算系

數；B為寬度(mm)。

2. 主要有三方面要求：

1) 抗咬粘性。油膜遭破壞時，軸承材料不擦傷和咬死軸頸，即親油性好。

2) 順應性。軸承副有幾何形狀偏差和變形時具有克服邊緣負荷從而使負荷均勻的能

力。

3) 嵌藏性。具有以微量塑性變形吸收混在機油中的外來異物顆粒(金屬磨屑，灰塵等)

的能力。

3. 計算軸心軌跡的意義：

1) 可作為判斷軸承實現液體潤滑情況的重要依據。由軌跡曲線可以找出一個工作循環(huán)

中最小油膜厚度值（hmin）及其延續(xù)時間（下圖A區(qū)）。hmin應小于由發(fā)動機結構剛度、工藝水平等確定的許用值，這一區(qū)域的時間不宜過長。

2) 幫助分析軸承損壞原因，改進設計。下圖中C區(qū)表示軸心因高速向心運動使油楔

中出現局部真空，形成氣泡；待到軸心高速離心運動時氣泡破裂，突然放出很高的爆破壓力擊壞合金表面，形成穴蝕。D區(qū)出現多次高速離心運動，油膜壓力峰值劇增，可達軸承平均比壓的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) 實現軸承潤滑的最佳設計�？梢愿淖冎苯佑绊戄S承工作能力的因素，如軸承的間隙、

機油粘度、軸承寬徑比等，保證軸承處于液體潤滑下工作。

4. 試驗證明，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。所以當軸承面積相同時，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，連桿軸承應在下軸瓦開槽，以避免軸承的承載能力下降。

5．主軸承間隙和連桿軸承間隙應分別在（9~12）?10和（7~10）?10。間隙過大，軸

承承壓能力下降；間隙過小，潤滑油量減少，油膜局部溫度提高，最小油膜厚度減小，可能導致軸頸與軸承的直接接觸，破壞流體潤滑。

第十章思考題

1. 機體的設計原則是什么？具體有哪些？

2. 缸蓋設計考慮的重點是什么？

3. 設計缸蓋時，應該先考慮哪些部件的布置？水套的設計原則是什么？

4. 氣缸套產生穴蝕的原因是什么？如何避免？

5. 增加氣缸套耐磨性的措施有哪些？

6. 機體是發(fā)動機輕量化設計的主要部件，現階段的主要措施有哪些？

答案

1. 機體的總設計原則是：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方面；

1) 將汽缸體與上曲軸箱鑄造成一個整體，形成一個剛度很好的空間梁板組成結構，除非是比較大型的內燃機才采用汽缸體與曲軸箱分開的結構。

2) 汽缸之間加隔板，以提高機體橫向剛度。

3) 降低上下曲軸箱的剖分面。

4) 采用全支撐曲軸。 ?4?4333

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。

7) 機體表面布置加強肋。

2. 缸蓋設計主要考慮的是；

1) 有足夠的剛度和強度，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)動機的工作性能。

3) 工藝性良好，溫度場盡量均勻，減少熱應力，避免熱裂現象。

3. 汽缸蓋的內部形狀和結構十分復雜，設計時主要優(yōu)先考慮內部氣道、燃燒室（另有預燃

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部冷卻水套的布置。

水套的厚度應盡量各處均勻，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)動機的水套厚度應在4~10mm之間。具體厚度要根據水套流場的仿真分析結果確定。機體水套的長度，應能夠保證當活塞在下止點時活塞環(huán)能得到很好的冷卻�，F代發(fā)動機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油得到冷卻，但是此時需要驗證是否與連桿和曲軸平衡塊相碰。

4. 穴蝕形成的原因；

1) 內因缸套本身存在微觀小孔、裂紋和溝槽等局部缺陷。

2) 外因缸套振動，引起局部缺陷內氣泡爆炸，產生瞬時高溫高壓，使水腔壁承受很

高的沖擊和擠壓應力，逐步剝離金屬層，形成針孔和裂紋。

減輕穴蝕的措施；

(1) 減小缸套的振動

1) 減小活塞配合間隙

2) 減小活塞換向敲擊力

3) 提高缸套剛度（含支撐）。

(2) 抑制氣泡的形成

(3) 提高缸套本身的抗穴蝕能力

5) 合理的選擇材料：機械強度、表面硬度要好。金相組織要合理。合理選擇熱處理工藝，不改變金相組織。適當的表面處理：表面鍍鉻、鎘；表面涂層（環(huán)氧樹脂）。冷卻水中加添加劑，提高耐穴蝕能力。

5. 提高汽缸套耐磨的措施：

1) 提高缸套表明加工精度，降低表面粗糙度值。

2) 合理選用材料。經常低溫啟動，并經常低負荷、中低轉速運轉的車用內燃機，其缸套以腐蝕性磨損為主，采用奧氏體鑄鐵較好。如果考慮成本，節(jié)省貴重材料，可以缸套上部采用奧氏體材料。對于經常高負荷工作及經常在灰塵較多地區(qū)工作的內燃機，汽缸套以磨料磨損為主，宜采用高磷鑄鐵、加硼鑄鐵。對于車用強化柴油機，汽缸套以溶著磨損為主，可采用薄缸套（干缸套），內表面鍍鉻或氮化。

3) 進行合理的表面處理。主要有鍍鉻、高頻感應加熱淬火、磷化處理、軟氮化處理等。目的是提高表面硬度和表明的耐蝕性。

4) 充分重視空氣和機油的濾清，以減少磨料磨損。

5) 避免頻繁的冷啟動，以減少酸性物質（SO2等）在缸壁上的凝結而造成的腐蝕性磨損。

6) 活塞間隙要適當。缸套在安裝和運轉過程中要避免變形，以減少變形帶來的不均勻磨損。

6. 目前減輕傳統(tǒng)的灰鑄鐵機體質量主要有3條途徑

1) 改進結構，現在中小型水冷高速內燃機都采用把汽缸體與上曲軸箱連成整體的機體

形式，因此有可能把基本壁厚減薄到鑄造工藝多允許的最小值。小客車和輕型載貨車大多采用底面與曲軸軸線基本平齊的平底式集體結構。

2) 是采用性能更佳的蠕墨鑄鐵。

3) 是采用鋁合金或者鎂合金。

從零件成本看，充分利用砂型鑄造在成型方面較大的自由度，還可以將各種功能整合到氣缸體中去，在總體上減輕質量，提高經濟效益。根據各種分析和實踐，選擇鋁合金作為機體材料是目前發(fā)動機輕量化的有效途徑。鋁合金的彈性模量較低，這會降低結構剛度，增大噪聲。為此，必須采取結構優(yōu)化措施。鋁合金是目前最合適的發(fā)動機機體輕量化材料。但是，全鋁發(fā)動機并非發(fā)展方向，采用鋁和鐵的混合式機體在經濟上和技術上都較為可行。

第十一章思考題：

1．潤滑系的設計要求是什么？為什么？

2．冷卻水泵的泵水量如何讓確定？

3．冷卻風扇的基本設計參數有哪些？設計時外圓周尺寸根據什么來定？

4．冷卻水的循環(huán)量根據什么來確定？

5．缸蓋與機體的工作溫度哪個高？他們的工作溫度對發(fā)動機有什么影響？

6．根據什么確定潤滑系中潤滑油的流量？

7．為了保證潤滑油工作性能，一般要求潤滑油的每分鐘循環(huán)次數不大于多少？

8．現代發(fā)動機熱管理的主要技術特點是什么？

答案

1．潤滑系統(tǒng)的主要任務是供應一定數量的機油至摩擦表面，減小零部件之間的摩擦和磨損

并起冷卻和清潔磨粒的作用，此外，潤滑系在減少機械損失、提高機械效率、延長內燃機使用壽命方面也起著重要作用。潤滑不良的內燃機不斷工作的工程中，會被從空氣中吸入的塵土以及內燃機本身的燃燒產物和磨損產物所污染，并在高溫影響下逐步變質。因此，潤滑系統(tǒng)中必須用專門的機油濾清器不斷的對機油進行濾清，在必要時采用強冷裝置使機油溫度不超過允許的數值。現代內燃機的轉速和功率不斷提高，熱負荷也越來越高，所以一個良好的潤滑系統(tǒng)，應滿足下列各項要求：

1) 保證以一定的油壓、一定的油量供應摩擦表面。

2) 能夠自動濾清機油，保持機油的清潔。

3) 能夠自動冷卻機油，保持油溫。

4) 消耗功率小，機油損失量小。

5) 無賭油、漏油現象，工作可靠；維護、維修方便。

2．冷卻水泵的泵水量通過下面三個式子來確定：

?WAgePeHu??wqq3600 V= ?V, V= ?tw?wcw， PWqVW

式中，qVW（m3/s）是冷卻水循環(huán)量，?tw為冷卻水在內燃機種循環(huán)時的容許溫升(?)，

?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，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).

?0.23~0.3 汽油機A??0.18~0.25 柴油機 ?

3．風扇設計參數：

1) 風扇的扇風量

2) 風扇的壓力P

3) 風扇外徑D2

4) 外徑處的圓周速度u2

5) 風扇輪葉外徑處的壓力系數?2

6) 風扇輪葉內徑D1 qva

? 7) 風扇氣流的有效軸向速度Cm

8) 風扇輪葉外徑處的流量系數?2

9) 節(jié)流系數?g

10) 風扇容積效率?V