復習(內(nèi)燃機設計)(共11頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上第一章 內(nèi)燃機設計總論1、內(nèi)燃機主要設計指標有哪些？動力性指標、經(jīng)濟性指標、緊湊性指標、可靠性與耐久性指標、適應性指標、運轉(zhuǎn)性能指標、低公害指標。2、內(nèi)燃機的動力性指標有哪些？標定功率，標定轉(zhuǎn)速，活塞平均速度，平均有效壓力及扭矩3、經(jīng)濟性指標有哪些？生產(chǎn)成本,運轉(zhuǎn)中的消耗,以及維修費用等，燃油消耗率作為主要指標。4、內(nèi)燃機設計工作中的“三化”？產(chǎn)品系列化，零部件通用化，零件設計標準化。5、內(nèi)燃機主要結構參數(shù)有哪些？內(nèi)燃機的主要結構參數(shù)，是指決定內(nèi)燃機總體尺寸的參數(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與連桿長度L的比值，=R/L；氣缸中心距L0與

2、氣徑直徑D的比值L0/D；對于V型內(nèi)燃機還包括氣缸夾角。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)燃機設計的基本條件，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S/D值。7、曲柄半徑R與連桿長度L的比值曲柄半徑R與連桿L的比值是決定內(nèi)燃機連桿長度L的一個結構參數(shù)。在確定參數(shù)之后，即可決定連桿長度的大小。8、分析曲柄半徑R與連桿長度L的比值對內(nèi)燃機結構的影響 對于單列式內(nèi)燃機，值越大，連桿長度越短，D、S相同的條件下，內(nèi)燃機的高度或?qū)挾纫苍叫?，可是?nèi)燃機的

3、外形尺寸減小，重量減輕。同時，連桿縮短后，使連桿桿身具有較大的剛度和強度。雖然由于加大，使往復運動質(zhì)量的加速度和連桿擺角也加大，但因連桿重量減輕，往復慣性力與側(cè)壓力并沒有什么增加。所以在設計時，為了盡可能縮小內(nèi)燃機的外形尺寸和減輕重量，一般盡可能選取較大的值，以使連桿的長度盡量短一些。9、連桿長度的縮短，受到什么條件的限制：（1）活塞在下止點時，裙部不應與平衡重相碰。（2）活塞在上止點時，曲柄臂不應與氣缸套下部相碰。（3）連桿在氣缸套內(nèi)擺動時，連桿桿身不應與氣缸套下部相碰。10、氣缸中心距Lo與氣缸直徑D的比值Lo/D Lo/D是決定內(nèi)燃機長度的主要參數(shù)第二章 內(nèi)燃機曲柄連桿機構1、作用在曲柄

4、連桿機構上的力 運動質(zhì)量產(chǎn)生的慣性力和作用在活塞上的氣體力，這些力隨著曲柄轉(zhuǎn)角的不同而變化，在穩(wěn)定情況下，曲柄每轉(zhuǎn)二周為一個變化周期，實際上，內(nèi)燃機的工況是不斷變化的，因此作用在曲柄連桿機構上的力和力矩也是在不斷變化的。通常在動力學分析中，只計算標定工況下的作用力和力矩。并認為曲柄是作等速旋轉(zhuǎn)運動。2、進行內(nèi)燃機的動力學計算的步驟 在進行動力學計算之前，必須根據(jù)實測的示功圖或?qū)ぷ鬟^程的循環(huán)模擬計算來確定氣體作用力的變化情況再根據(jù)運動學求出的各運動件的加速度，由此求出慣性力的變化情況，從而得到總的作用力及力矩，在此基礎上，進一步分析這些力和力矩對內(nèi)燃機平衡與振動的影響。3、活塞、連桿的運動規(guī)律

5、 當曲柄按等角速度旋轉(zhuǎn)時，連桿本身的運動是由旋轉(zhuǎn)運動和往復運動合成的平面復合運動。在實際分析中，為使問題簡化，一般將連桿為分別集中于連桿大頭和小頭的兩個集中質(zhì)量，認為它們分別作旋轉(zhuǎn)與往復運動。4、研究曲柄連桿機構運動學的主要任務 活塞在作往復運動時，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)律對曲柄連桿機構以及內(nèi)燃機整體的工作有很大的影響，因此，研究曲柄連桿機構運動學的主要任務實際上就是研究活塞的運動規(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?。┘八谖恢?當=0°或180°時，連桿角位移有最小值，即 當=90°或270°時，

6、連桿角位移有最大值當=0°或180°時，連桿角速度有最大值 當=90°或270°時，連桿角速度為0，即當=90°或270°時，有最大值當=0°或180°時，有最小值6、活塞的位移的特點 即曲柄轉(zhuǎn)角從0°到90°時活塞的位移值比曲柄轉(zhuǎn)角從90°到180°時活塞的位移值大，而且是值越大，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對p-v示功圖與p-示功圖兩者之間進行轉(zhuǎn)換；它與氣門的運動曲線配合，還可用來檢驗活塞與氣門之間發(fā)生干涉；在柴油機直接噴射燃燒室的設計中，

7、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的。8、活塞速度組成的特點 活塞速度可以寫成兩個速度分量之和，即 因此，活塞速度可視為由與兩部分簡諧運動速度所組成。9、活塞速度在特殊位置時的值 當=0°或180°時，活塞速度等于零。 當=90°或270°時，此時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=0°180°時，為正值；=180°360°時為負值；=0°、180°、360&

8、#176;時，=0（活塞正在改變運動方向）；=90°、270°時，但并不是。 活塞的速度在旋轉(zhuǎn)一周中，時快時慢的變化著，它的平均速度可以表示為 (m/s)活塞平均速度cm雖然只能粗略地估計活塞運動的快慢，但它是表征內(nèi)燃機性能指標的重要參數(shù)之一。11、活塞的最大速度 活塞速度最大時的曲柄轉(zhuǎn)角： 可見，因此小于90°或大于270°，即活塞速度的最大值出現(xiàn)在偏向上止點一邊，大體上在上止點前后75°左右。不同值時，有不同活塞速度的位置不同。 值越大，活塞速度最大值也越大，相應的曲柄轉(zhuǎn)角便越小。12、活塞的加速度 當1/4時，在0°、360&#

9、176;有最大的正加速度值；當在180°時，有最大的負加速度值。當>1/4時，在0°、360°有最大的正加速度值，其大小也為；而在、360°-兩處有最大的負加速度值，此值為，而此時在處的加速度值仍為。13、沿活塞銷中心線作往復運動的零件活塞組的質(zhì)量活塞組的質(zhì)量包括活塞、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?？梢哉J為集中在活塞銷的軸線中心上，因為活塞銷中心線是活塞組的傳力點.15、作復合平面運動的零件連桿組的質(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。為了計算簡便，一般認為連桿小頭隨活塞作往復運動，連桿大頭隨曲柄

10、作旋轉(zhuǎn)運動，而連桿桿身則作復合的平面運動（既有平面移動又有平面擺動），因此將連桿質(zhì)量換算成集中于活塞銷中心處作往復運動的質(zhì)量和集中于曲柄銷處作旋轉(zhuǎn)運動的質(zhì)量，由此來代替原來作復合運動的連桿的質(zhì)量。16、連桿組質(zhì)量系統(tǒng)動力學的簡化原則 （1）質(zhì)量不變所有簡化后的質(zhì)量總和應等于原連桿組總質(zhì)量，（2）系統(tǒng)的質(zhì)心位置不變所有簡化后質(zhì)量的質(zhì)心應與連桿組原來的質(zhì)心位置相重合。如果簡化為兩個質(zhì)量，則 （3）系統(tǒng)對質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量不變所有簡化后的質(zhì)量對于連桿組質(zhì)心的轉(zhuǎn)動慣量之和應等于連桿原來的轉(zhuǎn)動慣量。17、作用于曲柄連桿機構的力 曲柄連桿機構中，主要作用力有氣體作用力，運動質(zhì)量的慣性力及外界負荷對內(nèi)燃機運動的

11、反作用力。18、連桿機構中主要零件的主要受力 曲柄連桿機構中主要零件的主要受力有：往復慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力、氣體作用力。19、連桿機構的往復慣性力 連桿機構的往復慣性力在忽略了高次項之后，可以看作由一次往復慣性力Pj1和Pj2二次往復慣性力所組成。第三章 內(nèi)燃機的平衡1、靜平衡和動平衡 曲柄旋轉(zhuǎn)質(zhì)量系統(tǒng)，不但要求靜平衡，也要求動平衡。 靜平衡：質(zhì)量系統(tǒng)旋轉(zhuǎn)時離心合力等于零，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，而且合力矩也等于零。2、旋轉(zhuǎn)慣性力及其平衡 單缸內(nèi)燃機的總旋轉(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。 該離心力的

12、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。4、單列式多缸內(nèi)燃機的平衡的項目 旋轉(zhuǎn)慣性力的合力；一次往復慣性力的合力；二次往復慣性力的合力；旋轉(zhuǎn)慣性力的合力矩；一次往復慣性力的合力矩；二次往復慣性力的合力矩；8、四沖程四缸機的平衡情況1、旋轉(zhuǎn)慣性力已得到平衡2、一次往復慣性力也已平衡。3、二次往復慣性力的合力 4、旋轉(zhuǎn)慣性力矩 旋轉(zhuǎn)慣性力矩已平衡5、 一次往復慣性力矩已平衡6、二次往復慣性力矩已平衡9、四沖程六缸機的平衡情況 第四章 活塞組的設計1、活塞組的工作條件 活塞組是工作強度最大的組件之一

13、。工作中承受的載荷：（1）承受很大的機械負荷；（2）承受很高的熱負荷；（3）強烈的磨損。2、活塞的基本結構 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 環(huán)帶以下的部分，起導向作用力?；钊N座 位于裙部中央上方，銷座中安裝活塞銷?；钊ㄟ^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。 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)帶設計及上裙高度有關。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

14、頂?shù)暮穸鹊拇_定 活塞頂?shù)暮穸仁歉鶕?jù)強度、剛度及散熱條件來確定的。由于值越大，頂部熱應力也越大，因此在滿足強度要求的條件下，盡量使值取得小些。對于直徑較小的活塞若能滿足散熱要求，一般也能滿足強度要求。5、第一環(huán)槽的工作條件 熱負荷過高，強度降低，并使機油炭化，造成積炭，使環(huán)槽嚴重磨損。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，選擇項岸高度外，還可采取以下措施：（1）保證活塞在上止點時，第一環(huán)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)槽之上開一個隔熱槽。（4）減少頂岸和缸套之間的間隙。（5）在鋁合金活塞環(huán)槽處加鑲塊。（6）在活塞頂部進行硬模陽極氧化處理。(

15、7)在活塞頂部進行硬模陽極氧化處理。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)燃機的氣體壓力及轉(zhuǎn)速有關。8、減少活塞高度的方法 減少環(huán)的數(shù)目，減小環(huán)槽和環(huán)岸的高度。9、活塞計算的項目 一般只計算第一環(huán)岸的強度、裙部及銷座的單位壓力。10、第一環(huán)岸主要計算項目 在最大氣體爆發(fā)壓力時的剪切與彎曲強度。12、活塞銷座比壓的計算 活塞銷座比壓力q1按下式計算，即： 13、活塞銷表面比壓的計算 連桿小頭部分的活塞銷表面單位壓力為： 活塞銷座表面單位壓力為： 14、 活塞銷彎曲應力的計算沿活塞銷長度方向的負荷分布，與活塞銷及銷座的剛度之比有關，也和活塞銷與連桿小頭襯套的間隙及活塞銷與銷座的間

16、隙有關。試驗表明：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，壓力分布可認為相當于均勻負荷。這時活塞銷中央部分所受的彎矩最大為：彎曲應力為 一般內(nèi)燃機活塞彎曲應力的許用值為100250mPa；軍用內(nèi)燃機為230500 MPa。15、活塞銷的剪切力 最大剪應力max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。 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。18、活塞環(huán)根據(jù)接觸壓力進行分類 均壓環(huán) 沿整個工作表面對氣缸壁的壓力是均勻的。非均壓環(huán) 沿整個工作表面對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

17、環(huán)或高點環(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，在處最小，在處最大。20、活塞環(huán)的彎曲應力 活塞環(huán)工作時的強度計算，因剪切力與軸向力影響較小，則只計算彎矩?；钊h(huán)的彎曲應力應按兩種狀況進行計算：工作狀態(tài)下的彎曲應力；套裝應力。21、活塞環(huán)的套裝應力：將活塞環(huán)往活塞上套裝時，切口扳得比S0還大，則正對切口處的最大套裝彎曲應力得。 第五章 連桿組的設計1、連桿承受的載荷 一是燃氣作用力和曲柄連桿機構中往復運動慣性力所引起的縱向載荷；一是連桿桿身復合運動引起的橫向載荷。2、縱向載荷F對連桿的影響 縱向載荷F使連桿桿身承

18、受拉壓疲勞載荷。當F為正值時，桿身受壓，F(xiàn)力還使連桿產(chǎn)生縱向彎曲，造成軸承不均勻磨損。當F為負值時桿身受拉。為了在負值最大時，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給予足夠的擰緊力。3、橫向載荷對連桿的影響 橫向載荷為桿身擺動所產(chǎn)生的附加彎矩，此附加彎矩為桿身的轉(zhuǎn)動慣量與連桿擺動的角加速度的乘積。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、連桿設計時對疲勞強度和結構剛度的要求 首先保證有足夠的疲勞強度和結構剛度。若疲勞強度不足，往往會造成連桿桿身或連桿螺栓斷裂。若剛度不足，就會造成連桿彎曲變形及連桿大頭的失圓變形，這將導致活塞、

19、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 尺寸小、軸承比壓高、溫度較高，軸承表面相對運動速度低，且屬擺動運動。7、連桿小頭如何變形 連桿小頭在燃氣壓力和往復慣性力作用下往往會產(chǎn)生橫向和縱向的變形。8、連桿小頭變形后的應力分布 連桿小頭在燃氣壓力和往復慣性力的作用下往往會產(chǎn)生橫向和縱向的變形，其應力分布也很復雜。由圖可見，其應力峰值發(fā)生在A-A，B-B，C-C截面處。連桿小頭與桿身過渡處的形狀與尺寸對小頭的強度與剛度有很大的影響。由圖5-5可見，當連桿小頭與桿身之間采用單圓弧過渡時，其過渡處的應力峰值高，而當采用雙圓弧過渡時，應力峰值就低得多。除此之外，小頭襯套與活

20、塞銷之間的間隙對小頭應力也有影響，間隙過大，小頭載荷趨向為集中載荷，局部區(qū)域的應力峰值加大。9、連桿大頭的設計的核心 保證有足夠的剛度。連桿大頭設計要兼顧剛度與外形尺寸。小頭的外表面一般應具有拔模斜度以便于模鍛。高速內(nèi)燃機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，可避免連桿在運動中與其它機件干涉的可能性，并有利于提高內(nèi)燃機結構緊湊性；而且較小的連桿大頭可以減小旋轉(zhuǎn)慣性力。11、設計連桿中心線應注意什么 連桿中心線應盡量靠近軸瓦，可提高連桿體通過氣缸的能力，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緊力，是螺栓所受

21、的靜載部分。運轉(zhuǎn)時，連桿螺栓還要承受往復慣性力以及除支大頭蓋后的大頭旋轉(zhuǎn)質(zhì)量的離心力。連桿螺栓有時還承受一些附加的彎曲應力。13、連桿螺栓的附加彎曲應力產(chǎn)生的原因 被連接部分大頭的剛性不足；加工過程中造成的零件開頭偏差；螺栓頭部的結構不合理等。14、連桿螺栓預緊力的組成 一是保證連桿軸瓦必需的過盈度所具有的預緊力；二是保證內(nèi)燃機工作時，連桿大頭與大頭蓋之間的結合面不致因慣性力而分開所必須具有的預緊力。如果預緊力過大，使螺栓材料產(chǎn)生了屈服，將導致斷裂。必須正確確定預緊力，并在裝配時嚴格控制其大小。15、連桿螺栓擰緊力矩的組成 預緊力由擰緊力矩來保證。擰緊力矩由兩部分組成：螺紋工作面產(chǎn)生的摩擦力矩

22、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度的措施 增加螺栓個數(shù)，減小每個螺栓的受力。減小基本負荷系數(shù)，可以減小應力幅值為此可增大連桿大頭的剛度，減小螺栓的剛度。螺栓過渡賀角半徑、根部賀角半徑等處采用大賀角，避免應力集中。螺栓頭支承機盡量采用對稱結構，減小附加彎曲應力。采用冷墩成型工藝，用滾壓法制造螺紋。17、進行連桿小頭強度計算時應計算的應力 襯套過盈配合的預緊力及溫升產(chǎn)生的應力；最大慣性力引起的應力；最大壓縮力引起的應力；連桿小頭的疲勞安全系數(shù)；連桿小頭的變形計算。18、進行連桿桿身強度計算時應計算的應力 最大拉伸應力；桿身的壓縮-縱向彎曲應力；連桿桿射的安全系數(shù)。第六章 曲軸

23、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雜的，它是在周期性變化的燃氣作用力、往復運動和旋轉(zhuǎn)運動慣性力及它們的力矩作用下工作的，因此承受著扭轉(zhuǎn)和彎曲的復雜應力。曲軸箱主軸承的不同心度會影響到曲軸的受力狀況，其次，由于曲軸彎曲與扭轉(zhuǎn)振動機時產(chǎn)生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產(chǎn)生了嚴重的應力集中。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷是在高比壓下進行高速轉(zhuǎn)動，因而產(chǎn)生強烈的磨損。2、進行曲軸受力分析時曲軸的簡化 進行曲軸受力分析時假設曲軸是一個不連續(xù)梁，并且每一曲柄都是自由地支承在相鄰兩個主軸頸中點處。假設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

24、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 。其中包括燃氣作用力和往復運動慣性力所產(chǎn)生的徑向力Z ；連桿旋轉(zhuǎn)運動離心力Pc1 ；曲柄銷旋轉(zhuǎn)離心力Pc2 。 （2）燃氣作用力和往復運動慣性力所產(chǎn)生的切向力T。 （3）曲柄臂的旋轉(zhuǎn)離心力P a 。 （4）平衡重的離心力P b 。 （5）主軸承的徑向反作用力Z 1及Z 2 。 （6）主軸承的徑向反作用力T1及T2 。 （7）從曲軸自由端傳來的扭矩。當計算第I曲柄時，此扭矩 （8）從功率輸出端傳來的反扭矩。當計算第I曲柄時，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

25、平面內(nèi)彎曲作用。因此主軸頸受力后產(chǎn)生的是扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應力。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，因此曲柄銷上的應力也是扭轉(zhuǎn)和彎曲的交變應力。6、曲柄臂的受力情況 曲柄臂的受力情況很復雜，它包括（1）由Z1、Pb產(chǎn)生的拉伸或壓縮應力；（2）在曲柄平面內(nèi)Z1產(chǎn)生的彎曲應力；（3）在垂直于曲柄平面內(nèi)由M及T1的彎矩形成的應力；（4）由T1產(chǎn)生的扭矩引起的應力。因此曲柄臂的應力具有交變的拉壓、彎曲和扭轉(zhuǎn)的復合性質(zhì)。曲軸上產(chǎn)生應力集中最嚴重的。7、曲軸上產(chǎn)生應力集中最嚴重的部位？損壞形式？ 曲軸上產(chǎn)生應力

26、集中最嚴重的部位在軸頸至曲柄臂的過渡圓角處和軸頸油孔周圍。一般來說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)疲勞裂縫是從機械加工不良的油孔表面開始，約呈45°剪斷曲柄銷。因表面應力總是最大，疲勞破壞也總是從表面開始。8、曲軸在設計時應滿足的要求 曲軸在設計時應滿足以下要求：（1）具有足夠的疲勞強度。盡量減少應力集中現(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)盡可能避免強烈的扭轉(zhuǎn)振動。（3）軸頸具有良好的耐磨性。（4）曲軸應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

27、長度的關系 在保持軸承比壓不變的情況下，采用較大的主軸頸直徑，可以減小主軸頸長度L1 。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。 從潤滑觀點或受力情況出發(fā)，主軸頸作得粗而短是可行的，因為主油道的機油首先供應主軸承，潤滑條件好，另外，主軸頸所受的載荷一般都比曲柄銷輕些。 對于曲柄銷，由于其直徑D2取得較小，其軸頸長度L2就取提長些。 10、主軸頸與曲柄銷的重疊度，對曲軸的影響？ 主軸頸與曲柄銷產(chǎn)生重疊時，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)。當重疊度增加時，曲柄臂的剛度隨之增大，同時曲軸的載面變化比較緩和，這改善了應力集中現(xiàn)象，提高

28、了疲勞強度。 據(jù)測量，當重疊度超過10mm時，曲軸彎曲疲勞極限顯著提高：當 = 20 mm時，可提高29 %；當 = 30 mm時，可提高73 %；。在曲臂較薄時，重疊度的影響更為顯著。11、曲軸軸承設計時的性能要求（1）耐疲勞 軸承合金的材料必須有足夠的疲勞強度，以保證在變動負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度不應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，軸承合金能依靠自潤滑作用有對抗咬合的能力。車用內(nèi)燃機工況經(jīng)常變化，起動與停車頻繁，容易產(chǎn)生報謂的邊界摩擦。（3）嵌藏性 即將機油中雜質(zhì)或軸頸磨損的顆粒等嵌入軸承

29、合金的能力，它能保護軸不被刮傷。嵌藏性與軸承材料的硬度有密切關系，嵌藏性好的軸承合金，可降低機油的濾清要求。（4）順應性 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荷過大的能力，它能保證負荷分布的均勻性。順應性好的軸承合金，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間內(nèi)，適應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、耐磨性及導熱性等，也是軸承不可缺少的性能。12、薄壁軸瓦過盈度對軸承工作的影響 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盈度安裝在軸承座內(nèi)。若此過盈度太小

30、則不起作用；若過盈度太大，則軸瓦壓應力太大，有可能超過屈服極限而變形，這對軸承的工作是不利的。13、測量薄壁軸瓦過盈度的方法 軸瓦過盈量需用專門的量具測量。一般把軸瓦放入一個半園量具內(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，此時軸瓦的一端仍有一部分突出在模具基準面之上，此突出高度u稱為余面高。u+v=h ，此h值即為軸瓦過盈量。第七章 曲柄連桿機構的固定件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，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

31、作出連桿的精確外形（包括連桿大頭蓋和連桿螺栓），模擬連桿運動的情況，逐點畫出連桿外形位置，最后畫出這些位置的外包絡線，即得出連桿運動軌跡的外包絡線P。平衡重運動軌跡的外包絡線，可以根據(jù)平衡重最外半徑r作圓求得。顯然，最緊湊的曲軸箱結構形狀應根據(jù)這些運動軌跡外包絡線來考慮。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、加強盤等與上述外包絡線之間應保留一定的最小間隙 。2、確定氣缸長度和氣缸套水套高度的尺寸 氣缸長度和氣缸套水套高度的尺寸應根據(jù)活塞上、下止點位置來確定?；钊谙轮裹c時，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

32、套高度尺寸盡量與活塞環(huán)在氣缸在氣缸上、下止點位置相對，使活塞環(huán)容易傳出熱量。氣缸套長度和水套高度決定之后，整個機體橫剖面結構形狀和基本尺寸也就定下來了。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、曲軸結構型式和各部分的尺寸、水套布置等畫出縱剖面圖，從而決定機體縱向長度的尺寸，同時根據(jù)下曲軸箱的型式，決定下曲軸箱縱向形狀和尺寸。4、設計水冷式內(nèi)燃機氣缸的水套 設計水冷式內(nèi)燃機氣缸的水套時，不應有死區(qū)，以免形成空氣囊或蒸氣囊，而引起局部過熱。同時為了使多缸內(nèi)燃機各缸冷卻均勻一致，通常在氣缸體內(nèi)設計布水道與分水孔。布水道貌岸然前端流通截面較大，逐

33、漸縮小，而分水孔流通截面逐缸放大。5、氣缸套設計要求 設計氣缸時要求有足夠的強度來承受機械應力和熱應力；足夠的剛度以保證工作時不至有過大的變形；對氣缸的鏡面還必須要求有良好的耐磨性，外表面對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計中最主要的問題。6、氣缸蓋螺栓的數(shù)目的確定 氣缸蓋螺栓的數(shù)目應該盡可能多一些。因為，氣缸蓋總預緊力是一定的，螺栓數(shù)目愈多，則分配給每個螺栓的預緊力就愈小，這樣可以避免由于氣缸體中產(chǎn)生安裝應力而引起氣缸蓋底面的變形以及氣門座的變形。同時螺栓數(shù)目多時，螺栓直徑可以相應減小，相對于氣缸蓋的柔性變大，這可以減小螺栓負荷的交變分量，因而可以減小預緊力。此外，螺栓

34、數(shù)目多兩螺栓之間的距離減小，對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)目過多，不僅會使氣缸蓋的結構及安裝復雜，而且在氣缸中的布置也有困難，因為這受到氣道、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力和變形，但不能太靠近氣缸中心線，因為太靠近了又會引起氣缸套上部的變形。螺栓的布置還應盡量對氣缸中心均勻分布，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、氣缸蓋螺栓預緊力的確定 氣缸

35、蓋運輸線栓的預緊力要足夠大，以保證必要的密封壓力，防止長期工作后發(fā)生松動，但鄧緊力過大則會合氣缸蓋、氣缸體過度變形，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)壓力以及熱負荷引起的應力。第八章 配氣機構與驅(qū)動機構1、氣門通過能力的確定；為什么？ 當氣門結構一定時，流通斷面僅與氣門升程有關。由于氣門升程是時間的函數(shù)，因此流通斷面也是時間的函數(shù)。必須注意的是：氣門通過斷面雖然與氣門升程有關，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；當氣門升程超過一數(shù)值時，隨著氣門升程的加大氣體流量不再增加，甚至有時還出現(xiàn)下降的趨勢。

36、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渡圓角的導引作用，使氣流隨著升程的增加順利流過氣通道，當升程達到某一數(shù)值后，繼續(xù)增加氣門升程，反使圓角的導引作用減弱，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，當氣門通道面積超過喉口處面積時氣流不再增加。2、凸輪外形設計的要求 氣門開關的快慢、開度的大小、開啟時間的長短都取決于配氣凸輪的形狀。在設計凸輪外形時應滿足下列要求：（1）凸輪外形設計應保持能獲得盡可能在的時間斷面值勤，即氣門開啟和關閉得快，以求盡可能大的凸輪轉(zhuǎn)角內(nèi)氣門接近全開位置。（2）凸輪外形設計應保證配氣機構各零件所受的沖擊跳動

37、盡可能小，即正、負加速度要小，并且加速度不產(chǎn)生突變，以求獲得配氣機構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 圓弧凸輪中最簡單的雙圓弧凸輪有五個參數(shù)：基圓半徑ro 、腹弧半徑r 1 、頂弧半徑r 2 、基本工作段作用角2o和挺柱最大升程h t max 。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B、頂弧圓心O2、腹弧圓心O1這三點應在同一直線上。4、設計時選擇腹弧半徑r 1 、頂弧半徑r 2 的原則 由于腹弧半徑r 1的選擇范圍很大，而頂弧半徑r 2的選擇范圍很小，所以先選頂弧半徑r 2 在定腹弧半徑r 1 是合理的。在選擇r 2時，應注意不要使r 2過小，以免凸輪變尖，導致凸輪尖端處接觸壓力過大，而使凸輪與挺柱一對摩擦副產(chǎn)生早期損傷。凸輪在長期使用尖端處磨損超過極限后，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動規(guī)律