曲柄连杆机构动力学分析与计算
第二章曲柄连杆机构动力学分析
1 sin 1 2 2 L cos 1 sin 2 （近似式）
2 2
L
cos
（精确式）
在α =0º 或180º 时达到极值： Le 连杆摆动角加速度ε L： sin 2 2 L 1 3/ 2 2 2 1 sin
（此值约为1.6）
3、活塞加速度
cos cos a R 3 cos cos
2 2
2 2 2
（精确式）
a R (cos cos 2 ) R cos R cos 2 a I a II
（近似式）
（精确式）
1 2 L sin 1 1 3 cos2 （近似式） 2
2
在α =90º 或270º 时达到极值：
Le
2 (1 2 )1 / 2
（精确式）
1 （近似式） 2 摆动角速度和角加速度精确式中分母均近似等于 1 ，因此两者均 随α 近似按简谐规律变化。
用近似式计算加速度在α =0º 、180º 时没有误差，在α =90º 、270º 时误差最大。以λ =0.32时为例，相对误差约为 5.3%
由近似式可得出活塞加速度的最大值和最小值： ① 当λ <1/4时，α =0º 时活塞正向最大加速度 2 （极大值） a R (1 )
max
α =180º 时活塞负向最大加速度
4
1 cos 2 x I x II
（近似式）
无量纲速度（活塞速度系数）：
v sin v R cos
第一章_曲柄连杆机构的运动与受力分析
此惯性力作用于活塞销上，并通过活塞销作用于连杆，进而 传递到曲轴、机体mhx j （1-26）
此惯性力作用于连杆小头上，并通过连杆作用于曲轴，再传 到机体。 在进行曲柄连杆机构总体受力分析时（对机体、被曲轴驱动 的轴系…），考虑整个活塞组件的往复惯性力：
1.2.1 气体作用力 作用于活塞顶上的气体作用力： Pg ( pg p0 ) Fh （式中，Fh是活塞投影面积）
pg p0 时， Pg 是正值，其作用方向是活塞下行方向。 2 以 F cm 与 为单位，则： p0 以bar为单位， h 若 pg
当
Pg 10 pg p0 Fh
dv d sin d cos d j r cos sin 2 dt dt cos dt cos dt
将式（1-6）代入上式，得：
2 cos cos 2 j r 2 cos cos
e arcsin
d cos 角速度： l dt cos cos 1 （1-13） 2 2 2 1 sin
角速度极值： le
d dt
sin d sin d l l cos 角加速度： cos 2 dt cos dt
dx d 1 d v r sin sin dt dt dt d cos d 将式（1-3）对时间求导，得： （1-6） dt cos dt d 代入上式，且记曲轴角速度：
活塞速度： 可得： v r
（1-10）（精确式）
将式（1-8）对时间求导，得：
j r 2 cos cos2
第九章-曲柄连杆机构动力学分析
Pj m j a m j R 2 cos m j R 2 cos2 PjI PjII
（2）、旋转惯性力Fr=mrRω2 2、沿气缸中心线的总作用力F 总作用力F是缸内气体作用力Fg与往复惯性力的代数和 F=Fg+Fj 气体作用力 D 2 Fg p g - p? g 4
1、活塞位移x：
x ( L R) ( L cos R cos )
2 2
R(1 cos ) L(1 1 sin )
（精确式）
R x R(1 cos ) (1 cos 2 ) x I x II （近似式） 4
近似式与精确式相比误差很小，如当λ =1/3.5时，曲柄转角为 90度时误差为最大，在0.003R左右，此精度在工程上已足够。
பைடு நூலகம்
（精确式）
1 2 L sin 1 1 3 cos2 （近似式） 2
2
在α =90º 或270º 时达到极值：
Le
2 (1 2 )1 / 2
（精确式）
1 （近似式） 2 摆动角速度和角加速度精确式中分母均近似等于 1 ，因此两者均 随α 近似按简谐规律变化。
L L 1 m j m p m 1 m p m l L 作旋转运动的不平衡质量mr，包括曲柄换算质量mk和连杆换算
L1 mr mk m 2 mk1 2mk 2 mL R L
到大头中心的质量m2，集中作用于曲柄销中心，即
三、曲柄连杆机构作用力和力矩 1、惯性力 、 （1）旋转惯性力 （1）、 往复惯性力
2、活塞速度：
sin( ) v R cos
8V150柴油机曲柄连杆机构的动力学分析
究 ，建立检验体 系 ，能为改善柴油机的相关参数 ，
致使其零部件磨损加重 、噪声升高 、寿命 降低 ，工 作条件恶化 。在周期性变化的动载荷作用下，柴油
机的主要零部件在柴油机工作转速范围内发生强烈 共振 ，严重 影 响柴 油机工 作 的可靠 性 ，在 深人 研究 柴油 机 曲柄 连杆机 构 工作 过程 与原 理基 础 上 ，分析 其 运 动 过 程 和 受 力 情 况 。对 柴 油 机 进 行 动 力 学 研
ｃ ａ ｋ ｒ ａ ｈ ｄ ｉ ｒ ｕ ｕ ｐ ｔ ｈ ａ ｔｒｓ ｃ ； ｏ ｐ ｏ ｉ ｅ ａｒ ｌ ｂ ｅ ｂ ｓｓｆ ｒｂ ｌ ｃｎ ｅ ｉ ｅ ｔ ｌ ｏ ｃ ， ｒｎ ， ｅ ｃ ｅ ｓ ｔ ｑ ｅｏ ｔ ｕ ａ ｃ ｅ ｉ ｉ ｓ Ｔ ｒ ｖｄ ｉ ｌ ａ ｉ ａａ ｉ ｇ ｔ ｎ ｒｉ ｒ ｅ ｔ ｏ ｃ ｒ ｔ ｅ ａ ｏ ｎ ｈ ａｆ ｃ ｍｂ ｎ ｄ ｗｉ ｅ ｏ ｔ ｕ ｅ ｐ ｔ ｅｅ ｍｉ ｅ ｏ ｔ ｕ ｒ ｕ ｉ ｅ ｅ ｔ ｌ ｏ ｆ ｃ ｅ ｔ ｆ ｎ ｆ ｒ ｔ ｓ ｓ ｓｅ ｏ ｉ ｅ ｔ ｔ ｕ ｐ ｔ ｔ ｄ ｔｒ ｎ ｕ ｐ ｔ ｏ ｑ ｅｄ ｆ ｒ ｎ ｉ ｅ ｉ ｉｎ ｉ ｍｉ ｔ ｔ ｙ ｔｍ ｈ ｈ ｓ ｕ ｏ ｔ ｆ ａｃ ｏ ｕ ｏ ｙ ｅ ｔ ｒ ｖｄ ｆ ｒ ｎ ｅ ｒ ｐ ａ ｉ ｇｔ ｅｒ ｌｔ ｄ ｃ ｓ ｓ ｏｐ ｏ ｉ ｅｏｆ ｅ ｃ ｓ ｇ ｄ ｎ ｅａｅ ａ ｅ ． ｅ ｏ ｆ ｕ ｒ ｈ
Ｋ ｙｗｏ ｄ ： ｒ ｎ ｏ ｙ ｔ ｍ ， ｉｅ ａ ｉｓ ｓｍ ｕａｉｎ ｄｆｅ ｅ ｔ Ｉ ｏ ｆｃｅ ｔ ＭＡＴＬ ｅ ｒ ｓ ｃ ａ ｋ ｒｄ ｓ ｓｅ ｋｎ ｍ ｔ ｉ ｌｔ ， ｉ ｒｎ ｉ ｅ ｉｉｎ ， ｃ ｏ ａｃ ＡＢ
曲柄连杆的计算
曲柄连杆的计算曲柄连杆机构是一种常见的机械传动装置，由曲柄和连杆组成，常用于发动机和运动机械中。
它通过转动曲柄来产生直线运动，实现力的传递和转换。
本文将介绍曲柄连杆机构的计算方法和相关概念。
1. 曲柄连杆的基本结构曲柄连杆机构由曲柄、连杆和活塞组成。
曲柄是一个非常重要的零件，它的形状决定了连杆和活塞的运动轨迹。
连杆则连接着曲柄和活塞，通过转动曲柄实现活塞的往复运动。
2. 曲柄的计算曲柄的计算是曲柄连杆机构设计的基础。
在计算曲柄时，需要确定曲柄的长度和转角。
曲柄的长度取决于设计需求和空间限制，一般要考虑活塞往复运动的行程和工作角度的范围。
曲柄的转角是指曲柄从初始位置到末端位置的旋转角度，一般根据实际需求和运动机构的特点确定。
曲柄的计算可以采用几何法或动力学法。
几何法是最常用的方法，通过绘制运动曲线和连杆运动轨迹图来计算曲柄的参数。
动力学法则是通过应用动力学原理和平衡条件来计算曲柄的参数，适用于复杂的曲柄连杆机构。
3. 连杆的计算连杆是曲柄连杆机构中起关键作用的零件，它将曲柄的旋转运动转换为活塞的往复运动。
连杆的计算需要确定连杆长度和连杆角度。
连杆长度一般根据工作行程和曲柄长度来确定。
连杆角度是指连杆与曲柄和活塞的夹角，一般根据设计需求和活塞运动的要求来确定。
连杆的计算可以采用解析法或图解法。
解析法主要是通过应用三角函数和几何关系求解连杆的参数，适用于简单的连杆机构。
图解法则是通过绘制连杆运动轨迹图和使用平行四边形法则来计算连杆的参数，适用于复杂的连杆机构。
4. 活塞的计算活塞是曲柄连杆机构中的另一个重要零件，它接受曲柄的动力传递，实现往复运动。
活塞的计算主要涉及活塞直径和活塞往复行程的确定。
活塞直径一般根据发动机功率和气缸内径来选择。
活塞往复行程一般根据发动机排量和气缸数来确定。
活塞的计算可以通过运动学方法和动力学方法进行。
运动学方法主要是通过几何关系和运动规律来计算活塞的参数，适用于简单的活塞机构。
曲柄连杆机构动力学分析与计算
第一章绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。
汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。
汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。
内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。
由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。
因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。
1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。
这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。
这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。
1867年奥拓（Nicola u s A.Otto，1832~1891 年）和浪琴（EugenLangen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。
这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。
曲柄连杆机构运动及动力特性分析
λ = 0.32 时，近似式算出的 j90 和 j270 比准确值小
0.0178 rω 2 ，相对误差约为 5.3％。对于 λ < 0.32 时 的机构，计算误差更小。 则 记活塞加速度出现极值时的曲轴转角为 α je ， 按式（12）应有
dj α je = sin α je (1 + 4λ cos α je ) = 0 dα
& = λω cos α (1 + λ2 sin 2 α ) β
& 当 α = 0 ,180 时， β max = ± λω
&& = −λ (1 − λ2 )ω 2 β sin α cos 3 β
0 0
1 2
根据达伦伯原理，上述各力应与曲柄连杆机构 的质量惯性力 Pj 和旋转惯性力 Pr 构成平衡力系，既 然 Pg 、 Pj 、 Pr 、N 在同一气缸中心平面，故 K 和 T 也处于同一平面上。为了便于从这些力的平衡关系 解出未知力 K ′ 、 N ′ 、 T ′ 、 M ′ ，可以先利用力的 分解与平移定理将此力系中的 Pg 、 Pj 二力予以转 化。如图 2， Pg 和 Pj 合在一起可以用一个沿连杆中 心线作用的力 S（简称连杆力）和一个垂直于气缸 中心线的侧推力 N 来代替。其中
上止点 N s=2r x
1 因 cos α < 1 ，故第三个加速度值只在 λ > 4 时 才出现。
1.2 连杆的运动分析 连杆的运动是随活塞平移和绕活塞销摆动两种 运动的复合。连杆随活塞平移的速度和加速度就是 活塞的速度和加速度。连杆绕活塞销摆动的角位移 β ，从连杆与气缸中心线重合时算起。在 α = 0°～
1 3 a0 = 1 + λ + λ 3 + LL 4 64 a1 = −1
第三章曲柄机构受力分析
第三章曲柄机构受力分析3.1曲柄连杆机构运动学曲柄连杆机构的任务是将活塞的往复运动转化为曲柄的旋转运动，在往复活塞式汽车发动机中基本上采用两种曲柄连杆机构；中心曲柄连杆机构；偏心曲柄连杆机构。
（l）、中心曲柄连杆机构：其气缸轴线通过曲轴轴线。
这种机构的运动特性完确定，其中r为曲柄半径，L为连杆长度（连杆大小头孔中心间距全由连杆比λ=rι离）（2）、偏心曲柄连杆机构：其气缸轴线偏离曲柄轴线。
这种机构的特性参数除连杆比λ，还有偏心率ξ=℮，其中ℯ为气缸轴线相对曲轴轴γ线的偏移量。
下面讨论应用最广泛的中心曲柄连杆结构的运动学。
3.1.1中心曲柄连杆机构运动学中心曲柄连杆机构在汽车发动机中应用最广泛。
机构简图如图3一1所示。
它在运动时，活塞A作往复直线运动，曲柄OB作旋转运动，连杆AB作平面复合运动。
研究曲柄连杆机构图运动学的重点是研究活塞的运动规律，因为曲柄的运动状态比较简单，连杆的运动虽然较复杂，但可把它看成一部分随活塞A运动，另一部分随连杆轴径B运动，其运动所引起的其他后果对我们所研究的问题影响较小。
图3一2中，O点表示曲轴中心，A点表示活塞销中心位置、也就是活塞的位置，OB表示曲柄半径:，AB表示连杆长度l。
曲柄转角α是从气缸轴线顺着曲柄转动方向度量。
当α二0º时，对应的Aˊ和Βˊ表示活塞和连杆轴径在上止点位置；当α﹦180º时，对应的Aˊ和Βˊ表示活塞和连杆轴径在下止点位置。
β为连杆轴线偏离气缸轴线的角度，称为连杆摆动角，逆时针为正、顺时针为负。
下面分别研究曲柄、活塞和连杆的运动规律：1、曲柄运动通常近似地认为汽车发动机中曲柄是作匀谏转动，其转角α=360π60t=6nt度。
式中t表示时间，n表示汽车发动机转速（转/分）。
角速度ω=dαdt =πn30弧度/秒≈常数。
因为认为曲柄是作匀速转动，所以ω一个参数确定了曲轴的运动状态。
2、活塞位移从图3一2可知，活塞位移：Χ=ΑΑ=ΑΟ−ΑΟ=ΑΟ−ΑC−CO=r+L−r cosα−L cosβ=r1+1λ−cosα+1λcosβ由上式知，位移x与r有关，不同型号的汽车发动机r是不一样的，为了便于比较分析不同大小汽车发动机活塞位移变化规律，常引用无量纲位移（又称位移系数）χ=χr，即用χ与r的相对值表示变化规律。
曲柄连杆机构动力学分析与计算
第一章绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。
汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。
汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。
内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。
由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。
因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。
1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。
这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。
这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。
1867年奥拓（Nicolaus A.Otto，1832~1891年）和浪琴（Eugen Langen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。
这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。
齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。
这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。
由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。
汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析
汽车发动机曲柄连杆机构动力学分析摘要：本文对汽车发动机的曲柄连杆机构的动力学特性进行分析，创建D6114B发动机的仿真动力学模型，利用ANSYS有限元分析软件软件得出发动机曲柄连杆机构的曲轴模态数据，分别对活塞、曲轴、连杆的受力进行分析，研究进油口、润滑油槽位置布置，为发动机机械构造设计提供参考。
关键字：发动机；曲柄连杆机构；动力学曲柄连杆机构的动力学特性对于汽车发动机的可靠性、振动效果、噪声等有很大关联，利用机械系统动力学有限元分析平台（ANSYS）创建D6114B发动机的仿真动力学模型，分析发动机曲柄连杆机构的曲轴、连杆的模态数据，对准确的掌握D6114B发动机曲柄连杆机构的零部件动力学特性具有一定的参考价值。
1. 汽车发动机曲柄连杆机构动力学模型汽车发动机曲柄连杆机构是由缸体、曲轴、连杆、飞轮活塞，构成。
上柴D6114B发动机的曲柄连杆机构的动力学模型结构如图1所示图1上柴D6114B发动机的曲柄连杆机构的动力学模型结构图缸体与曲轴连接铰链中有一条为转动铰链，其余为圆柱铰链，飞轮与曲轴固定，连接杆与曲轴之间的连接采用转动铰链，其大头一端连接曲轴，小头一端连接活塞，活塞与缸体之间采用圆柱铰链连接。
利用以上模型的各个部件的几何位置参数和质量参数建立CAD数据模型，传入给机械系统动力学有限元分析平台（ANSYS）进行分析和计算，活塞1-8作用在各缸体气压力学特性输入ANSYS如图1所示：图1 发动机各缸气体压力特性得出发动机曲柄连杆机构的曲轴模态数据结果如表1所示模态阶数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10频率124.8 149.9 335.4 372.1 398.0 490.7 599.2 632.1841.1 947.2模态阶数11 12 13 14 15 16 17 18 19 20频率1015.3 1264.3 1340.6 1369.2 1413.9 1465 1664 17451862.5 2394.92. 曲柄连杆机构动力学分析当对活塞逐级施加压力0-12/104pa，对应曲轴转速2200r/min，活塞运动其对气缸的侧推力在-7804~6960N之间周期性变化，侧推力对汽缸壁的磨损影响很大。
连杆机构的动力学分析与优化设计
连杆机构的动力学分析与优化设计连杆机构是一种常见的机械传动装置，它由若干个连杆组成，通过铰链连接在一起。
连杆机构广泛应用于各个领域，如发动机、泵浦、机床等，对于实现复杂运动和力学传递起到重要的作用。
本文将对连杆机构的动力学分析与优化设计进行探讨。
一、连杆机构的动力学分析连杆机构的动力学分析是研究其运动规律和受力分布的过程。
在动力学分析中，我们可以通过构建连杆机构的运动学方程和受力方程来描述其运动和受力情况。
1. 运动学方程运动学方程描述了连杆机构中各个连杆的位置和速度之间的关系。
通过连杆机构的几何形状和运动特点，我们可以推导出各个连杆的位置和速度方程。
运动学方程的求解可以帮助我们了解连杆机构的运动规律和运动参数。
2. 受力方程受力方程描述了连杆机构中各个连杆受力的情况。
通过对各个铰链点的受力平衡条件的分析，我们可以得到连杆机构中各个连杆的受力方程。
受力方程的求解可以帮助我们了解连杆机构中各个连杆的力学特性，为优化设计提供基础。
二、连杆机构的优化设计连杆机构的优化设计旨在提高其性能和效率。
在连杆机构的优化设计中，我们可以从以下几个方面进行改进。
1. 结构优化连杆机构的结构优化包括选取合适的连杆尺寸和形状，以及确定连杆的连接方式。
通过对连杆机构结构的优化设计，可以减小其重量和体积，提高其刚度和强度，从而提高整个机构的性能。
2. 运动特性优化连杆机构的运动特性优化包括提高其运动平稳性和运动精度。
在优化设计过程中，可以通过调整连杆的长度比例和位置布局，以及选用合适的铰链点来改善连杆机构的运动特性。
运动特性优化可以使连杆机构实现更加精确和稳定的运动。
3. 动力优化连杆机构的动力优化包括提高其传动效率和降低能耗。
在优化设计过程中，可以选用合适的传动形式和传动参数，以及减小传动过程中的能量损失来改善连杆机构的动力性能。
动力优化可以提高连杆机构的整体效率，并减少对能源的消耗。
三、连杆机构的应用领域连杆机构广泛应用于各个领域，如发动机、泵浦、机床等。
01曲柄连杆机构的运动和受力分析(1)
（1）
赵雨东
清华大学汽车工程系
汽车工程系车辆工程专业课程设置
必修课
汽车概论 汽车构造I（汽车发动机） 汽车构造II（汽车底盘、
车身） 汽车发动机原理 汽车理论 汽车发动机设计 汽车底盘设计 汽车车身设计
选修课
汽车电子学 汽车电器 内燃机燃料供给 内燃机增压 … …
下止点
(1 − λ2 sin 2 ϕ ) −3/ 2 = 1 + 3λ2 sin 2 ϕ + 15λ4 sin 4 ϕ + 35λ6 sin 6 ϕ LL
2
8
16
β
l
φ
rω
曲柄连杆机构运动学
－正置曲柄连杆机构的活塞运动规律（5）
将泰勒展开式代入活塞运动规律表达式，并略去 含λ三次幂以上的各项（ λ最大0.33 ），得
Fj
用两个集中质量组成的非自由质点系近
似等效单元曲柄连杆机构（活塞、连杆
和曲拐）
mj
往复运动质量－受缸筒约束，沿气缸中 心线往复运动
质量 往复惯性力
m j = mhz + mlA Fj = −mj j
Frp = mp ρ pω 2 = mpd rω 2 mpd = mp ρp / r
mp：平衡重质量 ρρ ：平衡重质心旋转半径 mpd ：平衡重当量质量
ρp mp
Frp
曲柄连杆机构中的力和力矩
—连杆的惯性力（1） FjlA
实际连杆
随活塞平动＋绕活塞销摆动 连续体 不便于分析惯性力和惯性力矩
－曲柄连杆机构类型（3）
活塞销负偏置
活塞在上止点前后，受气缸壁之力的推力面会发生变化。 采用活塞销负偏置，在活塞运动到上止点之前，连杆中心线与气缸中心线平行，活塞
曲柄连杆机构动力学分析
sin 1 2 sin 2 3/ 2
（精确式）
L
2 sin 1
1 2
2
1 3cos2
（近似式）
在α=90º或270º时达到极值：
Le
2 (1 2 )1/ 2
（精确式）
Le
21
1 2
2
（近似式）
摆动角速度和角加速度精确式中分母均近似等于1，因此两者均 随α近似按简谐规律变化。
2
sin
2
vI
vII
无量纲加速度（活塞加速度系数）：
（精确式） （近似式）
a
a
2R
cos( cos
)
cos2 cos3
（精确式）
a cos cos2 aI aII
（近似式）
再将不同λ值下上述无量纲量的数值列成表格，以备查用。
二、偏心曲柄连杆机构（偏置曲柄连杆机构）
1、采用偏心曲柄连杆机构的原因 凡是曲轴回转中心线或者活塞销中心线不与气缸中心线相交的曲
柄连杆机构都是偏心机构。根据偏心方向的不同，分为正偏心机构 和负偏心机构。正偏心机构（如图a、图b所示）在活塞下行时连杆 摆角较小，使得作功行程中活塞侧推力有
侧
侧
（a）曲轴正偏心 （b）活塞销正偏心 （c）活塞销负偏心
偏心曲柄连杆机构
负偏心机构广泛应用于车用汽油机中，目的是减轻活塞对气缸壁的 敲击，降低运转噪声。 正偏心机构多用于柴油机，目的是改善散热，减轻主推力边的热负 荷，使顶环隙整个圆周上不积碳。
180
arcsin 1
活塞行程：S R 1/ 12 2
1/
由近似式可得出活塞最大速度
vmax
R (sin v max
曲柄连杆机构分析
43
（3）活塞的变形及采取的相应措施 a、变形原因：热膨胀、侧压力和气体压力。
44
b、变形规律 （1）活塞的热膨胀量大于气缸的膨胀量， 使配缸间隙变小。因活塞温度高于气缸壁， 且铝合金的膨胀系数大于铸铁； （2）活塞自上而下膨胀量由大而小。因温 度上高下低，壁厚上厚下薄； （3）裙部周向近似椭圆形变化，长轴沿销 座孔轴线方向。因销座处金属量多而膨胀量 大，以及侧压力作用的结果。
33
3、气缸垫 1）.作用：保证缸体与缸盖间的密封，防止漏水、漏气、窜油 。 2）.材料：有弹性、耐热性、耐压性 3）.安装时注意方向
4）. 构造 （1） 金属—石棉垫：（见a、b） 外包铜皮和钢片，且在缸口、水 孔、油道口周围卷边加强，内填 石棉（常掺入铜屑或钢丝，以坚 强导热）。 （2） 金属骨架—石棉垫：以编 织的钢丝网（图c）或有孔钢板 （图e）为骨架，外覆石棉，只 在缸口、水孔、油道口处用金属 片包边。 （3） 纯金属垫：（见图e）由 单层或多层金属片（铜、铝或低 碳钢）制成，用于某些强化发动 机。 （4） 安装注意：金属皮的金 属—石棉垫，缸口金属卷边一面 应朝向易修整接触面或硬平面。 因卷边一面会对与其接触的平面 造成压痕变形。
34
4、油底壳 1).功用：贮存和冷却机油并封闭曲轴箱。 2).构造：（1）用薄钢板冲压而成。 (2)内部设有稳油挡板，以防止汽车振动时油底壳油面产生较 大的波动。 (3)最低处有放油塞(磁性) (4) 曲轴箱与油底壳之间有密封衬垫。
35
2.2
活塞连杆组
36
37
1 活塞
1）功用： (1)与气缸盖、气缸壁等共同组成燃烧室； (2)承力传力：承受气体压力，并将此力传给连杆，以推动曲 轴旋转。 2）工作环境： 高温、散热条件差；顶部工作温度高达600-700K，且分 布不均匀；高速，线速度达到10m/s，承受很大的惯性力。活 塞顶部承受最高可达3-5MPa（汽油机）的压力，使之变形， 破坏配合联结。 3）材料： 铝合金：质量小 （约为铸铁活塞的50%～70%）； 导热性好（约为铸铁的三倍）；3. 热膨胀系数大。 灰铸铁
曲柄连杆机构的动力分析
图 中，
￡ —— 连杆长度 ， 指连杆大 、 小头孔 中心 的距离 ；
Ｒ —曲柄半径 ， 曲柄 中心与曲轴旋转 中心的距离 ； — 指 曲轴转 角， 曲轴偏离中心线 的角度 ； 指 连杆摆角 ， 指连杆 中心线在其摆动平 面内偏离气缸
中心线 的角度 ， 曲轴转向而向右偏离气 缸中心线 顺
式柴油机采用偏心式曲柄连杆机构可 以稍微降低整机高度 。 活塞在 气体压力的作用下 ， 作往复运 动 ， 通过连杆将 活塞
的往 复运 动转化 为 曲轴 的旋转 运 动 ， ＩＡ Ａ 、 ２分别 为活 塞上止
点和下止点 。在对 连杆机构进行运动学 、 动力学分 析时 ， 通常 近似地认为 曲轴作 匀速旋转运动 ，以此为条件来推导机构 的
Ｅ ｕｐ ｎ Ｍａ ｕ ａ ｔ ｎ ｃ ｎ ｌｇ ． ， ０ ０ ｑ ｉ ｍｅ ｔ ｎ ｆ ｅｒ ｇＴｅ ｈ ｏ ｏ ｙ Ｎｏ ５ ２ １ ｉ
曲柄连杆 机构 的动 力分析
穆 帅
（ 天津工业大学 机 电学院 ， 天津 ３０ ６ ） ０ １０
摘 要： 曲柄连杆机构是往复式 内燃机的主要工作机构 。动力学仿真结果的 分析 ， 发现曲柄连杆机构偏心距及曲轴质心位置对机构 中 的动 态力有较大影响。笔者在 曲柄连杆机构理论分析 的基础 上， 利用 多体动力 学理论 、 三维造 型软件 Ｐｏ Ｅ对曲柄连杆机构的动力学 ｒ／
曲柄连杆机构是往复式 内燃机 的主要 工作机构 ，是发 动 机实现工作循环 、 完成能量转换的主要运 动零件 。
— —
的口值取正值 ； 曲轴旋转角速度 ， 时针 方向为正。 顺 １２ 偏 心式 曲柄连杆机构 ．
１ 曲柄 连杆 机构 的运 动 分析
曲柄连杆机构在做功 冲程 ，将燃料燃烧 产生 的热 能推动 活塞往 复运 动、 曲轴旋 转运 动 ， 而转变为机 械能 ， 对外 输 出动
发动机曲柄连杆机构动力学分析西安交大理论力学实验报告
理论力学小组作业之动力学：发动机曲柄连杆机构分析小组成员：1.背景分析具体问题：如图所示发动机曲柄连杆机构:求该机构中活塞的运动、各部分的受力以及输出的力矩。
2.建模与分析1.力学模型：2.条件限制：1.不计摩擦；2.不计AB杆重；3.下方转动部分质心在轴O上；4.活塞A受缸内恒定的气体压力F；5.活塞A质量m1,转动部分OB质量m2。
3.运动分析：对活塞A ：cos cos A A x y R L αβ==⋅+⋅ 令R Lλ=，由正弦定理，sin sin R L βα=得cos β=由泰勒公式展开，得224466111cos 1sin sin sin 2816βλαλαλα=----… 而实际中，13λ<，故舍掉高次项，得()22211cos 1sin 11cos 224βλαλα=-=-- 故()01cos 1cos 24A A x y R λααλ=⎡⎤=+--⎢⎥⎣⎦则 sin sin 22A A dy v R dt λωαα⎡⎤==-+⎢⎥⎣⎦ (发动机转速为n 时，匀角速30n πω=) ()2cos cos 2A A dv a R dtωαλλ==-+2 4.受力分析由于不计AB 质量，故AB 杆为二力杆，受力沿杆方向。
活塞A 收到上方气体的压力F ，器壁的反作用力F N ，杆AB 的弹力F T ，自身重力m 1g ，在器壁内做上下往复平动，再引入惯性力F g ：()211cos cos2g A F m a m R ωαλλ==-+2由平衡条件，有10= F sin 0cos x N T y T g FF m g ββ=⋅=⋅=++∑∑ ； F ； F F F解得 ()()2112cos 2cos 2111cos 24g T F m g m R F ωαλαλα+-+=--转轮上B 处受力沿AB 杆方向，将其分解为切向力和法向力：()()sin cos T T n T T F F F F ταβαβ=⋅+=⋅+其中，切向力T F τ提供转动的力矩，法向力n T F 对转轴O 施加压力。
第二章 曲柄连杆机构动力学分析
α =180º 时活塞的加速度已不是最大负向加速度 amin R 2 (1 ) （极大值）
可以看出，对于中低速柴油机其连杆较长，λ 小于1/4，活塞加速 度在360º 范围内只有两个极值；对于高速内燃机，λ 一般大于1/4， 活塞加速度在360º 范围内有四个极值 实际发动机的活塞最大加速度： 汽油机amax=(500-1500)g 柴油机amax=(200-800)g
Le 2 1 2
在曲柄连杆机构运动学计算中，通常将活塞的位移、速度和加速度 分别除以R、Rω 、Rω 2，无量纲化，写成 无量纲位移（活塞位移系数）： x 1 x 1 cos 1 1 2 sin 2 R （精确式）
x 1 cos
1 sin 1 2 2 L cos 1 sin 2 （近似式）
2 2Leabharlann L cos（精确式）
在α =0º 或180º 时达到极值： Le 连杆摆动角加速度ε L： sin 2 2 L 1 3/ 2 2 2 1 sin
cos vmax
L
1
L R 1 2 1 R R 1 2 cos
2 2
由近似式可得出活塞平均速度
cm
1
0
Sn R (sin sin 2 )d R 2 30
2
活塞的最大速度和平均速度之比是反映活塞运动交变程度的一个 指标：
v max R 1 2 2 1 2 cm 2 R
mr R e
2 i
Pj m j a m j R 2 cos m j R 2 cos2 PjI PjII
曲柄和连杆计算公式
曲柄和连杆计算公式曲柄和连杆是机械工程中常见的一种机构，它由曲柄和连杆两部分组成，常用于转动运动和直线运动的转换。
在工程设计中，需要对曲柄和连杆进行计算，以确定其运动参数和结构尺寸，从而保证其正常工作和安全运行。
本文将介绍曲柄和连杆的计算公式及其应用。
一、曲柄和连杆的基本结构。
曲柄和连杆是由曲柄轴、连杆和连杆轴组成的机构。
曲柄轴是一个固定轴，通常与动力源相连，用于提供驱动力。
连杆是连接曲柄轴和连杆轴的零件，其长度和角度决定了连杆轴的运动轨迹。
连杆轴是曲柄和连杆的运动轴，用于支撑和传递运动。
二、曲柄和连杆的运动规律。
曲柄和连杆的运动规律可以通过几何法和动力学方法进行分析。
在几何法中，可以利用三角函数关系和几何关系求解曲柄和连杆的运动参数。
在动力学方法中，可以利用牛顿定律和能量守恒原理求解曲柄和连杆的运动参数。
通常，我们会使用几何法进行初步分析，然后再用动力学方法进行验证和修正。
三、曲柄和连杆的计算公式。
曲柄和连杆的计算公式主要包括曲柄转角、连杆长度、连杆角度、连杆轴速度和加速度等参数。
其中，曲柄转角和连杆长度是曲柄和连杆的基本参数，可以通过几何法和三角函数关系求解。
曲柄转角可以用正弦函数和余弦函数表示，连杆长度可以用余弦定理和正弦定理求解。
连杆角度可以通过三角函数关系和几何关系求解，通常可以用反正弦函数和反余弦函数表示。
连杆轴速度和加速度可以通过动力学方法和能量守恒原理求解，通常可以用牛顿定律和动能定理表示。
四、曲柄和连杆的应用。
曲柄和连杆广泛应用于内燃机、柴油机、汽车发动机、压缩机、泵等机械设备中。
在这些设备中，曲柄和连杆用于将往复运动转换为旋转运动，从而驱动其他部件工作。
在设计这些设备时，需要对曲柄和连杆进行计算，以确定其结构尺寸和运动参数，从而保证其正常工作和安全运行。
此外，曲柄和连杆还广泛应用于机械手、机械臂、摇臂等机械设备中，用于实现复杂的运动轨迹和工作任务。
五、结语。
曲柄和连杆是机械工程中常见的一种机构，它由曲柄和连杆两部分组成，常用于转动运动和直线运动的转换。
第三讲 曲柄连杆机构
（四）构造：
1、连杆小头： 通常为短圆管形，与杆身用 大 园弧连接，小头孔内压入铜套。
2、连杆杆身： 杆身断面形状多采用工字形 断面；也有采用圆形断面。
3、连杆大头： 1) 要求：要求有较高的刚度。因此大头与杆身用较大园弧 过渡，并且要布置加强筋。
2）大头剖分方式： 平切口：多用于汽油机。 斜切口：多用于柴油机。 剖分的另一部分叫连杆盖。 3）大头与连杆盖的定位方式： 平切口：利用螺栓上的精加工 圆柱形部位与精加工螺栓孔 中圆孔部分定位。 斜切口：定位方式有多种。
1）曲轴后端的主轴径处定位： 采用翻边轴瓦，或半圆止推片。 优点：可承受后端传动装置的 轴向力，弯曲变形小。 2）曲轴前端的主轴径处定位： 采用整体式止推环。 优点：可保证配气定时和供油 定时不受影响。 缺点：后端受较大轴向力时， 曲轴产生弯曲变形。 3）曲轴的中间主轴径处定位： 采用翻边轴瓦或止推片。 优点：介于两者之间。
2、材料 对材料的要求：有足够的刚度和强度，耐高温，导热性好， 密度小。 常用材料：铝合金和铸铁。 铝合金的特点：1）重量轻，约为铸铁40% 。 2）传热性能良好。 3） 线膨胀系数大。 3、构造 整个活塞可根据所起作用的不同 而分为顶部、头部（又叫防漏部或环 槽部）和裙部。
1）活塞顶部 活塞顶部的形状多种多样，其形状根据机型和燃烧室而定。
3、构造 内燃机中使用的轴承结构形式多种多样，但对于连杆大头 轴承，曲轴主轴承多做成分开式，其分开两片称为轴瓦。 为了使轴瓦在工作中不转动或轴向移动，在轴瓦上制出定 位凸键。且为了润滑，轴瓦开有油槽或油孔。 轴瓦一般由1~3毫米厚的 钢带和0.3~0.7毫米的减摩合 金层组成。
四、连杆螺栓（或连杆螺钉）
一、气体力 ：Fg Fg=(P1－P2) 二、惯性力 ：
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第一章绪论1.1内燃机概述汽车自19世纪诞生至今，已经有100多年的历史了。
汽车工业从无到有，以惊人的速度在发展着，汽车工业给人类的近代文明带来翻天覆地的变化，在人类的文明进程中写下了宏伟的篇章。
汽车工业是衡量一个国家是否强大的重要标准之一，而内燃机在汽车工业中始终占据核心的地位。
内燃机是将燃料中的化学能转变为机械能的一种机器。
由于内燃机的热效率高（是当今热效率最高的热力发动机）、功率范围广、适应性好、结构简单、移动方便、比质量（单位输出功率质量）轻、可以满足不同要求等特点，已经广泛的应用于工程机械、农业机械、交通运输（陆地、内河、海上和航空）和国防建设事业当中。
因此，内燃机工业的发展对整个国民经济和国防建设都有着十分重要的作用。
1.1.1世界内燃机简史内燃机的出现和发明可以追溯到1860年，来诺伊尔（J.J.E.Lenoir1822~1900年）首先发明了一种叫做大气压力式的内燃机，这种内燃机的大致工作过程是：空气和煤气在活塞的上半个行程被吸入气缸内，然后混合气体被火花点燃；后半个行程是膨胀行程，燃烧的煤气推动着活塞下行，然后膨胀做功；活塞上行时开始排气。
这种内燃机和现代主流的四冲程内燃机相比，在燃烧前没有压缩行程，但基本思想已经有了雏形。
这种内燃机的热效率低于5%，最大功率只有4.5KW，1860~1865年间，共生产了约5000台。
1867年奥拓（Nicolaus A.Otto，1832~1891年）和浪琴（Eugen Langen，1833~1895年）发明了一种更为成功的大气压力式内燃机。
这种内燃机是利用燃烧所产生的缸内压力，随着缸内压力的升高，在膨胀行程时加速一个自由活塞和齿条机构，他们的动量将使得缸内产生真空，然后大气压力推动活塞内行。
齿条则通过滚轮离合器和输出轴相啮合，然后输出功率。
这种发动机的热效率可以达到11%，共生产了近5000台。
由于煤气机必须使用气体燃料，而当时的气体燃料的来源非常困难，这从某种意义上讲就阻碍了煤气机的进一步发展。
1885年德国人戈特利布·戴姆勒（Gottlieb ·Daimler）仿照四冲程煤气机的工作原理，成功地制造了第一台汽油机，并于1886年搭载这台汽油机驱动汽车问世。
由于这种内燃机的体积小、重量轻、价格便宜;起动性好,最大功率时的转速高，工作中的噪声和振动小，运转平稳等优点，迅速在运输车辆上得到了广泛的应用。
紧接着，在1890年英国的克拉克（Dugald Clerk，1854~1913年）和罗宾逊（James Robson 1833~1913年）、德国的卡尔·奔驰（Karl Benz，1844~1929年）成功的发明了二冲程内燃机，即在膨胀行程末期和压缩行程初期进行进气和排气行程。
二冲程内燃机和四冲程内燃机相比，二冲程内燃机具有较高的单位容积功率和比较均匀的扭矩，并且结构简单、使用和维修方便；二冲程的燃油及润滑油耗量较高，冷却比较困难，耐用性较差。
目前二冲程内燃机多用于摩托车、割草机、大型船舶等，而四冲程内燃机多用于汽车行业，并且比较广泛。
1892年德国工程师鲁道夫·迪塞尔（Rudolf Diesel，1858~1913年）提出了一种新型的内燃机，即在压缩终了时，将液体燃料喷人缸内，利用压缩终了的气体高温将燃料点燃。
这种内燃机可以采用大的压缩比和膨胀比，没有爆燃，热效率可以比当时其他的内燃机高出一倍。
迪塞尔的构想在5年后终于变成了现实，一种崭新的压燃式发动机——柴油机。
之后，学者们曾提出了各种各样的回转式内燃机的结构方案，但直到1957年才由汪克尔（F.Wankel）成功地实验了他发明的转子发动机。
这种发动机通过多年的努力和发展，在解决了密封和缸体震纹之后，也在一定领域获得了较好的应用。
现代汽车企业中，马自达仍有转子发动机技术，马自达官方说是技术储备了,但并不是不再研究了,是因为就现在的科技来讲满足不了转子发动机的用钢需求。
1.1.2内燃机的燃料燃料在内燃机的发展中起着非常重要的作用。
内燃机最早使用的燃料是煤气，1900年之后，原油中的轻溜分油（汽油）成为商品，出现了将这种油料汽化并与空气混合的化油器。
在1905年之前，为了避免爆燃（由于气体压力和温度过高，在燃烧室内离点燃中心较远处的末端可燃混合气自燃而造成的一种不正常的燃烧），压缩比用得普遍较低，汽油机的性能与供应都存在问题，高挥发性的油料使发动机起动容易，在寒冷地区使用有较好的性能。
在1907~1915年，汽油的需求量增加了5倍。
第一次世界大战以后，随着对内燃机工业的进一步发展，人们对爆燃问题有了进一步的理解，通用汽车公司发明了四乙铅的抗爆作用，1923年美国便开始将它作为汽油的添加剂。
尤金·赫德莱（Eugene Houdry）发明了催化裂化法，这种方法既提高了发动机的动力性能，同时又使汽油的抗爆性能更好，从而使发动机的压缩比不断增加。
后来他提出了增加缸内压力的发明专利，也就是后来说的机械增压。
1907年美国宾夕法尼亚的一家工厂试制成功了世界上第一台增压发动机。
第二次世界大战后，增压技术开始在压燃式发动机中得到广泛应用，并且逐步扩展到汽油机中。
近30年来，影响发动机设计和运行的主要因素则是控制发动机排放对环境的污染。
20世纪40年代，在美国洛杉矶出现了由汽车排放物行成的空气污染事件后，1952年哈琴·施密特（A.J.Haagen Smit）阐明了光化学烟雾，它是来自日照下氮氧化合物和碳氢化合物的化学反应，而碳氢化合物、氮氧化合物以及一氧化碳主要都来自汽车排气。
柴油机则是微粒和氮氧化合物的主要来源。
于是美国在加州建立了世界上首个汽车排放标准。
内燃机和汽车给世界带来了现代物质文明，在经过了超过一个世纪的发展之后，它的发展远远没有达到其顶点，在动力性、经济性和排放性上还可以不断地改善。
新材料的出现给内燃机带来的是进一步轻质量、降低成本和热损失。
目前内燃机主要使用压缩天然气（Compressed Natural Gas—CNG）、液化天然气（Liquified Natural Gas—LNG）、液化石油气（Liquified Petrol Gas—LPG）。
各种新型模式内燃机都将会有更好的应用和美好的前景。
1.1.3中国内燃机工业简史中国内燃机工业从1908年广州均和安机器厂制造成第一台煤气机开始，1915年广州协同和机器厂制造成第一台烧球式柴油机起至今已经有近百余年的历史，中国内燃机的发展历史可以概括为内燃机工业创建阶段、内燃机体系建设阶段和内燃机工业体系成形和发展阶段。
内燃机工业创建阶段从1908年到1957年。
最先在上海由外国人带入汽车，并且把内燃机也作为商品开始进入我国口岸，特别是在上海先后有20多个洋行推销英、法、德、美等国的30多种型号的内燃机。
由于内燃机在性能上比蒸汽机优越，有市场需求，因此得到了推广和应用。
1949年新中国成立后，内燃机工业得到了回复和发展。
上海柴油机厂试制成功110系列柴油机，天津、长春等地也相继有产品成功问世，到1957年全国内燃机产量达到50万台，内燃机工业已初具规模。
1958~1966年，中国的内燃机工业发展迅速，农业机械部的成立对我国内燃机工业的规划和发展起了重要的作用。
在这段时期中，上海柴油机厂试制成功了可与汽车、工程机械、船舶、农业机械、大电机等多种用途配套的135系列柴油机，它是我国由仿制到自行设计、由小批量转化为大批量生产的第一个中小功率柴油机系列。
在拖拉机与农用柴油机方面，1959年建成了洛阳第一拖拉机厂，生产东方红54型履带式拖拉机与4125型柴油机。
该厂从苏联引进了柴油机的先进技术。
在农业机械部的领导下，有关工厂还先后研发了多种型号（165、175、195系列）的小型单杠农用柴油机，推动了我国农业机械化进程。
我国也研发了如12V180大功率柴油机及6250Z船舶与发电用的发动机。
1966年开始的文化大革命使内燃机工业遭到严重的破坏，基本停滞，甚至倒退的地步，从而拉大了我国与世界内燃机水平的差距。
1979年十一届三中全会后，拨乱反正，内燃机工业进行了一系列的整顿工作。
通过引入市场机制，推行全面管理，引进国外先进技术和对企业进行技术改造等，我国的内燃机水平有了明显的提高。
为减少汽车与内燃机对日益短缺的石油燃料的依赖以及对环境的保护，国家鼓励发展代用清洁燃料汽车。
中国加入WTO后，汽车与内燃机产品面临着更加激烈的国际市场竞争，这将进一步推动我国内燃机工业的进步。
我国内燃机现状是：自己能产，与世界先进水平有一定差距，大多为仿制和合资的形式的生产模式。
1.1.4评价内燃机指标内燃机的设计性指标：内燃机的设计应该满足使用和制造方面的一系列要求。
其中主要包括动力性指标（有效功率、转速、最大转矩和最大转矩）、经济性指标（燃油消耗率、机油消耗率）、可靠性、耐久性指标、质量、外形尺寸指标、低公害指标（噪声、有害气体排放）、制造、使用、维护指标。
总的来讲就是设计一台好的内燃机，动力性能满足使用的要求；燃油和机油的消耗较低；工作安全可靠、平稳；工作适应性好；维修方便；排污少、噪音小；工艺性好，制造方便廉价。
事实上。
一台内燃机要满足上述要求是很困难的，因为其中有些要求是相互矛盾的。
例如，为了设计重量轻的内燃机，就必须采用优质的材料来保证较高的制造精度和使用寿命，但这样会增加制造的成本。
随着内燃机的具体用途不同，这些重要性也不同。
又如，提高内燃机的转速可以使功率提高，从而使单位功率体积减小、重量减轻。
但是转速的提高会导致惯性力的增加，从而导致机械负荷增加，还使得内燃机的平衡、振动问题突出，噪声增加；转速增加还会导致工作频率增加，从而导致活塞、气缸盖、汽缸套、排气门等零件的热负荷增加。
因此，内燃机要根据不同用途，保证良好动力性前提下，折中考虑其他设计因素，然后尽量满足其他要求。
内燃机的设计中，在保证良好的动力性前提下，外形尺寸，整个动力装置体积和工作可靠性之间的矛盾最为突出。
内燃机的外形尺寸小、整个动力装置的体积小，会受到工作可靠性的限制。
内燃机的紧凑性指标通常是指内燃机的重量和外形尺寸指标。
内燃机设计的中心任务就是在保证足够动力和可靠性的前提下，外形尺寸尽量小，质量尽量轻，结构紧凑。
内燃机的可靠性是指在规定运转条件下，以规定的时间内，具有持续工作、不会因为故障而影响内燃机正常运转的能力。
在我国，可靠性指标通常是以在保证期（有的称为保险期）内不停车故障次数、停车故障次数以及更换主要和次要零件的数目来表示。
内燃机是由大量的零部件有机的结合在一起，来完成规定功能的一个整体。
因此，内燃机的可靠性取决于各个零部件的可靠度，且大多数零部件为串联的，用乘法原则计算可靠性。