如前所述，受热机件的工作温度和温差是衡量机件热负荷大小的直接标淮，但在许多情况下，机件的工作温度和温差与通过这些机件内部的热流量有密切关系。例如，对于最典型的受热机件——缸筒上部来说，如果因发动机运行工况改变而使得通过缸壁的传热热流量值增大。则必然造成壁面的最高工作温度Tw1值升高，缸壁内外两侧的温差Tw1—Tw2增大；这时，热流量的增加直接代表了热负荷的增大。又如，对于两台类型相同并且尺寸相近的发动机，如果其性能指标强化程度不同，则平均有效压力pe较高或转速n较高的发动机缸壁通过的热流量值必然较大，平均壁面温度Tw1及壁内外温差?Tw也必然较大；这表明平均热流量较大的发动机工作热负荷也较大。
　　但是，这种关系并非是永远正确的。例如，当发动机运行工况不变而增大缸壁厚度时，通过缸壁的传热热流量值将下降，同时壁面温度Tw1将上升，温差?Tw将加大；这时，热流量虽然减少，但热负荷却是增大。因此，利用传热热流量作为指标来分析受热机件的热负荷大小只适用于一定的条件。
　　总结起来、热流量的大小可以代表热负荷的悄况有：
　　内燃机类型、尺寸相近而性能指标(强化程度)不同时，用热流量比较各发动机机件的平均热负荷；在具体发动机结构不变的情况下，分析比较各运行调整参数（如转速、负荷、空燃比、点火或喷油角度以及压缩比等)对整机热负荷的影响；针对发动机的某些局部缸壁表面或燃烧室壁表面，利用劈面的局部热流量分析机件的局部热负荷及其可能造成的过热。
　　热流量的大小不能代表热负荷大小的情况有：
　　对于型式、结构、尺寸差异很大的发动机进行热负荷比较；当改变发动机某些受热机件的尺寸(例如厚度)或材料(导热系数)时，希望预测该机件的热负荷变化。
　　总之，应用传热热流量分析发动机的热负荷必须十分注意这种方法的适用场合。
　　为了在发动机设计中进行热负荷分析，一些研究者需试图找出某些综合指标来评价不同尺寸内燃机机型的热负荷大小，其中最常用的几种指标是：
　　(1)额定功率工况的单位活塞回积功率(Ne/D2)
　　由内燃机性能指标的表达式可知
　　Ne/D2∝penVh/D2τ∝pecm/τ (9-24)式中 D——缸径(m)；
　　Vh——单缸工作容积(m3)；
　　cm——额定工况的活寒平均速度(m/s)；
　　τ——行程数。
　　其物理含义是缸壁表面的平均热流密度。因为，若假设发动机的整体散热量Q大致与其有效功率Ne成正比，而发动机的行程、缸径比S/D值又大致呈一定比例，则D2就可以代表整个气缸的散热表面积，结果，Ne/D2就可以近似代表缸壁表面的平均热流密度q。此外，由燃气对壁面的换热过程看，pe可以近似地代表燃气的平均温度Tg，cm可以反映换热系数αk的大小，结果pecm就在一定程度上表征了机件受热的程度。
　　这一指标一般用来比较类型和尺寸相近的发动机，类型和尺寸相差过大时不宣应用。
　　(2)竿位缸径的功率(Ne/D)
　　由内燃机的性能表达式知 Ne/D∝pecmD/τ (9-25)其物理含义是壁面的温度及温差，因为 Ne/D∝Neb/D2此处，b：缸壁或燃烧室壁的厚度。
　　如前所述，Ne/D2巳可代表缸壁表面的平均热流密度q，如果进一步假设发动机各部分尺寸均成一定比例，如S/D、b/D等，则可得到Ne/D∝qb (9-26)其数值就代表了传热过程中壁面的温度Tw1和温差?Tw。
　　这一指标可用来比较类型相同而尺寸未必相同的发动机。但由于实际发动机在结构尺寸按比例增大时，其冷却散热量并不随发动机有效功成比例增加，而且结构间的差别也可能很大，因此在实际应用中也有局限性。
　　除以上指标之外，一些研究者还曾分别提出过一些更符合实际的评估指标，但由于指标形式比较复杂，在实用中推广有困难。

发动机受热零件表面的局部热流量一般代表了这一零件表面在燃气作用下形成的热负荷，因此局部热流量分析往往直接关系到零件的局部温度及工作应力。
　　在机件的稳定热负荷分析中，表面局部热流量和热流密度q可以由稳态传热方程直接得到，即 q＝αg(Tg－Tw1)或 q＝λ/?b(Tw1－Tw)
　　式中 Tg——壁面附近的燃气平均等效温度；
　　αg——壁面附近的平均等效换热系数；
　　Tw1——壁面的局部平均温度；
　　Tw——沿壁面法线方向深入壁内?b距离处的平均温度。
　　如果利用实测的壁面温度Tw1值结合示功图计算得到的Tg，αg值代入式中，则可方便地得到缸壁的局部热流密度q，但由于示功图计算得到的Tg，αg值很难代表壁面附近的局部情况，因此计算结果精度较差。如果能利用微型热偶同时测出壁面温度Tw1及内部深度?b处的温度Tw，则也可按公式算出壁面的局部热流密度q，由于所测数值可以直接代表壁面及壁内的局部温度，因此计算结果精度较高。但测量中要注意选取较小的?b值(例如?b＝1—2mm)，使热流方向尽量保持壁面的法线方向，以便能利用上述的一维稳定导热方程。图9—53示出用测量壁面和壁内温度的方法计算出的一柴油机缸盖底板平面上的热流密度分布，由图可以看出，进、排气门与分隔燃烧室间的三角区是传热热流量最高的区域，也是缸盖底板热负荷最高的区域。
　　在机件的高频热负荷分析中，为了求得壁画局部的瞬态热流密度变化，可以利用一维不稳定传热微分方程，同时求解壁面、壁内温度Tw的变化情况以及通过劈面的瞬时热流密度q的变化情况。但是为了使所得结果更加符合实际，常用的具体作法是先利用表面热偶测出局部壁面的温度波动曲线，然后再以此作为边界条件求解壁内的温度变化和热流密度变化。利用这种方法求解的关键是要得到准确的壁面温度波动测值。图9—54示出用装于活塞顶面的薄膜热偶测出的活塞表面的温度波动曲线以及由此导出的活塞表面的局部热流密度波动曲线。对照(a)(b)两图可以看出，在热流密度的峰值出现以后才出现表面温度的峰值，而当热流数值已很快下降后温度数值才缓慢下降；这说明壁面温度的升高是受到燃气加热的结果，而当壁面一旦受热以后，由于向内导热需要一定时间，因而壁面温度不可能很快下降。
　　此外，在实际工作中，有时也可近似地利用稳态传热方程计算壁面的瞬时热流密度变化，但这时的燃气温度、换热系数以及壁面温度都需采用瞬时测值。例如，可由实测示功图算出Tg、αk的变化，再与实测的壁面温度变化相对应，借用稳态传热方程计算其瞬时热流密度变化。这种方法的误差一方面在于示功图计算结果往往不能代表局部壁面附近的燃气参数，另一方面由燃气向壁面的换热也非稳态过程，因此所得结果只能是近似的。

发动机的整体散热量即冷却介质的散热量是通过发动机各受热机件热流量的总和。它不但与发动机工作循环的热效率有关，而且与发动机整体机件的热负荷有关，因此需要同时由两方面结合起来进行分析。
　　根据发动机运行中的热平衡情况可知，为了保证各受热机件的工作条件(温度和温差)不超过其可靠性和耐久性所能承受的极限，必须允许有一部分燃烧释放的热量经过机件内部传递给冷却介质。这一热量的数值与发动机的运行条件有关，也与发动机的结构型式有关。
　　过去一些研究者利用实验归纳的方法总结出了许多整机散热量的经验公式，其中使用较为方便的是以下的几个公式。
　　对于汽油机
　　Q＝1100D1.73s0.575n0.71(1＋1.5·S/D)(ε－1) ˉ0.286 (W) (9—27)对于柴油机
　　Q＝740D1.73s0.575n0.71(1十1.5·S/D) (w) (9-28)式中 Q：发动机满负荷时每缸单位时间散给冷却水的热量；D：气缸直径(m)；
　　S：活塞行程(m)；
　　n：发动机工作转运(r/min)；
　　ε：压缩比；
　　公式反映了一些因素对发动机整体散热量的影响，但还不够全面。一般讲，发动机尺寸(D及s)增加时，散热量增加，但并非与工作容积成比例，因为散热表面与体积之比相对减小；发动机负荷pe及转速n增加时，由于缸内燃气温度及其换热系数增大而散热量增加；压缩比ε提高时，缸内燃气温度增高但排气温度降低，结果使发动机的散热量变化不大；进气温度及压力增高时，缸内气体温度升高而且一般是循环放热量加大，散热量要增加。此外，发动机的整体散热量与发动机的冷却系统结构型式有很大关系。例如，冷却介质温度升高，必然使发动机的整体散热量降低，风冷发动机的散热量就少于水冷；燃烧室或排气道的冷却表面加大，也会使散热量明显增加。
　　图9-55示出车用汽油机和柴油机热平衡的统计数据。由图中比例可以看出，发动机的冷却散热量约占发动机燃料燃烧放热量总值的20％—30％，其数量是相当可观的。此外，由发动机冷却散热量传出途径的统计资料看，由活塞顶通过环和缸壁等散出的热量约占总散热量的30％—40％；由缸盖底面以及气门座、排气道表面直接散给冷却介质的热量约占40％一50％；由缸壁直接散给冷却介质的热量约占10—20％。由此看来，活塞组件及缸盖是发动机工作中热负荷最高的两个组件。
　　如前所述，发动机的传热热流量在一定条件下就代表了发动机的热负荷，因此，如果知道发动机的整体散热量Q以及发动机气缸和燃烧室全部表面积之和A，则可以用Q/A值来评估和比较发动机的热负荷。

发动机冷却散热量的存在并非内燃机热力循环的必要内容，而是为了保证机件工作可靠所提出的要求；因此，多年来内燃机的研究设计者们都希望在保证发动机机件工作可靠的前提下尽量减少冷却散热量，以提高发动机的热效率。所谓绝热发动机或低散热发动机的概念就是这种没想的一种具体体现。但是需要注意的是，根据发动机的热力循环计算，即使将内燃机的燃烧室及汽缸表面完全作成绝热，使冷却介质的散热量Q＝0，这时节省下来的25%左右的热量也不可能全部转化为有效功。因为，这部分热量的利用也要遵从热力学第二定律的规定，对于没有其他附加装置的自然吸气发动机，只有这部分热量中的30％一40%，也就是相当于燃烧总放热量的9％左右，可以转化为有用功。考虑到在实际发动机设计中，要想作到壁面绝热，还存在许多目前还很难控制的因素，例如绝热时可能出现的换热系数αk增高的现象，以及其他结构实施上的困难，对于没有其他附加装置的自然吸气发动机，实际得到的有效功增加大约只相当于燃烧放热量的3％—5％，其他由绝热节省下来的热量大多转入到排气带走的热量中。因此，要想利用绝热发动机的概念提高发动机的热效率，必须把发动机的绝热和发动机排气能量的利用结合起来，也就是采用涡轮增压、涡轮复合以及底循环热利用等技术使转入排气中的热量变为有用功。
　　按照发动机受热机件热负荷分析方法可以看出，在燃气温度Tg和冷却介质温度Tc不变的情况下，采用导热性能较差的陶瓷材料制造整个缸壁零件，将使缸壁燃气侧的温度Tw1升高并且使缸壁内外两侧的温差?Tw加大(图9—25(d))；如果采用导热性能较差的陶瓷喷涂在原有金属壁的燃气侧表面上，则由于整个缸壁热阻的加大，陶瓷表面的温度T′w1c将升高而同时原有金属壁的内表面温度T′w1将降低(图9—57)。因此，当发动机采用绝热或低散热措施时，缸壁内表面的热负荷将明显加大，而解决这一问题的办法就是要求陶瓷材料能够承受更高的工作温度以及一定的工作应力。就目前国内外采用的内燃机陶瓷零件(活塞顶、缸盖底板、缸套上段镶圈、进排气门、燃烧室镶块以及排气道内壁等)看，其工作可靠性问题还没有完全解决，最主要的问题是有些陶瓷材料的抗热冲击性能较差，以及成批制造时质量分散性太大。但是陶瓷材料的高硬度和高耐磨性早已证明是一种较理想的发动机摩擦机件材料，因此，陶资材料在发动机上应用的意义就不仅在于绝热或低散热概念的实施，而是有着更广泛的应用前景。
　　尽管绝热发动机的全面实现目前还是一个有争议和有待努力的问题，但是在发动机设计中力求减少冷却散热量以改善发动机的使用经济性还是有现实意义的。因为，如果能够减少发动机缸壁和燃烧室壁的散热量，除掉有可能利用这部分热量转化为有用功外，还可以在一定程度上减少缸壁润滑的粘性摩擦损失，特别是减少冷却系统部件消耗的机械摩擦损失，从而达到改善经济性的目的。一些发动机设计研究者用模拟的办法预测了采用不同隔热方案时可能达到的发动机经济性改善(图9-58)，图中表明，采用较厚的陶瓷制造活塞顶和缸盖底板有可能比单纯采用陶瓷涂层效果更好。还有一些设计者在具体发动机设计中只用冷却介质冷却缸盖燃烧室附近的高温部位。而不冷却温度较低的气缸；还有一些发动机在设计中取消水冷，而只对喷油器和缸筒上部高温区用润滑油流冷却，同时在活塞下部喷油冷却(图9-59)。这些措施都是为了减少发动机的冷却散热量，以实现低散热发动机的设想。但是，不论是上述哪种措施，都必然会导致发动机活塞与缸筒部分的工作温度升高，热负荷加大，因此必须配合相应的措施解决由此引起的热负荷问题，否则就不可能达到预期的提高热效率的目的。