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能源与动力工程
动力机械强度与可靠性
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动力机械强度与可靠性

作者：卢耀辉
出版社：科学出版社出版时间：2021-10-01
开本： 16开 页数： 271
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动力机械强度与可靠性 版权信息

  • ISBN：9787030696755
  • 条形码：9787030696755 ; 978-7-03-069675-5
  • 装帧：一般胶版纸
  • 册数：暂无
  • 重量：暂无
  • 所属分类：
    工业技术
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    能源与动力工程

动力机械强度与可靠性 内容简介

本书讲述动力机械动力学、强度与可靠性设计方面的基本理论及方法。全书共五章，主要内容包括：内燃机运动学及动力学分析、动力机械振动、动力机械疲劳强度设计、动力机械强度可靠性设计、以及有限元法在动力机械强度与可靠性分析中的应用等。本书主要以车用内燃机为例展开有关动力学、振动、疲劳强度、可靠性和有限元法应用等方面的研究。 本书为动力机械及工程、能源与动力工程、工程机械、船舶工程和轮机工程等相关专业研究生（或本科生选择部分）的教材，也可供从事动力机械设计、制造和开发的工程技术人员参考。

动力机械强度与可靠性 目录

目录
**章 内燃机运动学及动力学分析 1
**节 中心曲柄连杆机构运动学 1
一、活塞位移 2
二、活塞运动速度 5
三、活塞运动加速度 7
四、连杆的平面运动 9
第二节 曲柄连杆机构受力分析 10
一、气体力 11
二、曲柄连杆机构的惯性力 17
三、曲柄连杆机构各元件的受力分析 21
四、多缸内燃机的发火次序 25
五、多缸内燃机的总切向力曲线 29
六、飞轮惯量的校核 31
第三节 曲轴轴颈和轴承的载荷 33
一、曲柄销的载荷 33
二、连杆轴承载荷 36
三、主轴颈载荷 38
四、主轴承载荷 42
第二章 动力机械振动 44
**节 振动基本理论 44
一、自由振动 44
二、强迫振动 50
第二节 振动响应分析方法 58
一、直接积分法 58
二、振型叠加法 62
第三节 曲轴系统的扭转振动 67
一、扭转振动的基本概念 67
二、曲轴系统的激发力矩 68
三、曲轴系统的强迫振动与共振 71
第四节 内燃机的机体振动 73
一、采用弹性支承的机体振动计算 73
二、机体分体式弹性垂直振动计算 80
第三章 动力机械疲劳强度设计 82
**节 疲劳破坏的特征及断口分析 82
一、疲劳破坏的特征 82
二、疲劳破坏的断口分析 83
第二节 影响疲劳强度的主要因素 91
一、应力集中的影响 92
二、尺寸效应的影响 94
三、表面状态的影响 94
四、温度效应的影响 98
第三节 疲劳强度计算 100
一、交变应力的种类和特性 100
二、材料的疲劳极限 101
三、稳定变应力下的疲劳强度计算 110
四、非稳定交变应力下的疲劳强度计算 114
第四节 疲劳寿命计算 119
一、疲劳有限寿命计算方法 119
二、疲劳裂纹扩展寿命计算 124
第四章 动力机械强度可靠性设计 138
**节 可靠性的基本概念 138
一、可靠性的定义 138
二、可靠性的尺度 139
三、可靠度与失效率的关系 141
四、平均寿命与失效率的关系 143
五、可靠寿命与中位寿命 143
第二节 可靠性设计的常用分布形式 144
一、指数分布 144
二、威布尔分布 145
三、正态分布 150
四、正态分布函数的统计特征值计算 156
第三节 机械强度的可靠性设计 157
一、机械强度概率设计的基本理论 158
二、安全系数的统计分析 161
三、设计变量的统计处理 168
四、结构可靠性计算方法 173
五、疲劳强度的可靠性设计 182
第五章 有限元法在动力机械强度与可靠性分析中的应用 189
**节 弹性力学中的有限元法 189
一、弹性力学基础 189
二、弹性力学平面问题的有限元求解 195
三、等参数单元与数值积分 209
第二节 有限元法的应用 225
一、活塞的热应力分析 225
二、连杆与连杆螺栓的疲劳强度分析 238
三、曲轴的疲劳强度计算分析 261
参考文献 270
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动力机械强度与可靠性 节选

**章 内燃机运动学及动力学分析 内燃机的气缸、活塞、连杆、曲轴以及主轴承组成一个曲柄连杆机构，如图1-1(a)所示。内燃机通过曲柄连杆机构，将活塞的往复运动和曲轴的回转运动联系起来，使气缸燃气推动活塞所做的功转变为曲轴输出的机械功。可见，曲柄连杆机构是内燃机重要的传力机构，对它的运动规律和受力情况进行分析研究是十分必要的。这种分析研究是解决内燃机平衡、振动和总体设计问题的基础，也是对其主要零件的强度、刚度、磨损等问题进行计算和校验的依据。 曲柄连杆机构中，应用*广泛、*典型的是气缸中心线通过曲轴回转中心的曲柄连杆机构。将以此作为研究对象。 **节中心曲柄连杆机构运动学 活塞、曲轴和连杆是曲柄连杆机构的三个运动件，它们分别具有不同的运动形式：活塞——沿气缸中心线做往复直线运动；曲轴——绕曲轴回转中心做旋转运动；连杆——运动情况比较复杂，连杆小头与活塞一起做往复直线运动，连杆大头和曲柄销一起绕曲轴回转中心转动，从而使整个连杆产生复杂的平面摆动。 曲柄连杆机构运动学的主要任务就是分析和研究活塞及连杆的运动规律。 1-活塞销；2-活塞；3-气缸；4-连杆；5-曲柄销；6-曲柄臂；7-主轴承 图1-1 中心曲柄连杆机构简图 在图1-1(b)中，A、B、O三点分别代表活塞销中心、曲柄销中心和曲轴回转中心， OB代表曲柄半径 R，AB代表连杆，其长度为 L，A1和 A2分别代表活塞运动时活塞销中心的上、下极限位置，称为上、下止点。上、下止点间的距离为活塞行程S。 在分析活塞、连杆的运动规律时，取活塞销中心的上止点 A1为直角坐标原点，气缸中心线为 x轴，以指向曲轴方向为正。活塞销中心的瞬时位置 A到上止点 A1的距离为活塞位移 X。α为曲柄转角，从气缸中心线起、顺曲柄转动方向度量，顺时针为正。β为连杆中心线偏离气缸中心线的角度，称为连杆摆角，以连杆在气缸中心线右侧为正。根据上面这些规定，当活塞在上止点位置 A1时，在下止点位置。 曲柄连杆机构的主要结构参数是曲柄半径 R与连杆长度 L，它们的比值是一个很重要的参数，它表征曲柄连杆机构的几何特性，对内燃机的动力性能和总体设计影响很大。一般说来，高、中速内燃机，机车内燃机。从降低内燃机总体高度和重量的要求出发，高速内燃机大多选用较大的λ值，即连杆长度相对较短。 一、活塞位移 当曲柄自OB1位置转过一个α角时，活塞便相应地由上止点 A1移动到 A点。可见，活塞位移 X与曲柄转角α呈一定的函数关系，即。 由图1-1(b)所示的几何关系，可以得到活塞位移： 由直角三角形 ACB和 OCB可知： 所以 (1-1) 式(1-1)为活塞位移的精确公式，计算机运算时采用。为便于分析和讨论有关参数的影响，常采用简化的活塞位移近似公式，其推导如下。在式(1-1)中， X为α、β的二元函数。为消去变量β，使该式变为一元函数，特进行如下变换：在△ABC和△OCB中，有所以而将其代入式(1-1)得 (1-2) 利用牛顿二项式定理将根式项展开成级数得 (1-3) 一般高、中速内燃机的λ值为0.22~0.31，因而λ3的数值已很小，故λ3项及其以后各项可略去不计，取前面两项已够准确，即 将其代入式(1-2)得 因为，所以上式又可写成 (1-4) 式(1-4)就是活塞位移随曲柄转角α而变化的近似公式，它与精确公式的误差一般小于1%，故在工程上广泛使用。从该式可以看出，近似地说，活塞位移 X是由两个简谐函数组成的，它们为 (1-5) 图1-2表示某内燃机 X1和 X2两部分曲线叠加起来形成活塞位移曲线 X的情况。从图中看出，当α=0°及360°时，活塞在上止点位置，其位移为零；当α=180°时，活塞在下止点位置，其位移达到*大值2R。若连杆为无限长，则式(1-5)中的λ=0。此时 X2=0 ，活塞位移曲线 X就变成 X1的简谐曲线。可见， X2表示连杆为有限长时所引起的位移增量。连杆越短，此增量越大。 X2的存在，使得α=90°时，活塞位移已超过冲程的一半，超过的数值为λ2 R。 活塞位移也可用图1-3求得，它是以近似公式为依据的。具体作图步骤如下。 图1-2 活塞位移曲线 图1-3 活塞位移的作图法 选用合适的比例，以O为圆心，以OB=R为半径作圆。自圆心向下止点方向量取得点。从点作∠BOC =α，交圆周于 C点。再从 C点对气缸中心线投影得点，则C′点到 B1点的距离即为该曲柄转角α所对应的活塞位移 X。现对该作图法加以证明。由图1-3中可以看出： 近似地用 BC弦代替 BC短圆弧，并认为，则在直角三角形 BDC中有 而在直角三角形BBO中有 故 又在直角三角形BEC中有 所以 对照式(1-4)，可见即为活塞位移 X。 根据上述作图法，可画出活塞位移曲线。如图1-4所示，在O′点作一组等夹角(可取为10°或15°等)的射线，得各射线与圆周的交点。再从这些交点作垂直于气缸中心线的平行线，分别与 X -α直角坐标对应的垂线相交，连接这些交点，便得到活塞位移曲线。 图1-4 活塞位移曲线的作图法 二、活塞运动速度 活塞运动的速度是随时间不断变化的，在某一瞬时的速度是位移对时间 t的一阶导数，即 式中，为曲柄转动的角速度，在运动学计算中，假设为常数。 将活塞位移的精确式(1-1)代入得 而 该式两边对α求导，得 即 故 (1-6) 式(1-6)是活塞速度的精确公式。若按活塞位移的近似式(1-4)对时间 t进行一阶求导，便可得出活塞速度的近似公式： (1-7) 由式(1-7)可以看出，活塞速度也可近似地认为由两个简谐函数组成： 式中，V2表示连杆为有限长度时所引起的活塞速度增量。图1-5为某内燃机的 V1和 V2叠加的情况。 从图1-5可以看出，活塞在上止点或下止点位置时，速度 V =0，这是因为活塞在这两点改变运动方向。当α=90°时，V =Rω ，活塞速度等于曲柄销中心的圆周速度。由于连杆为有限长度，活塞的*大速度并不在曲柄转角α=90°和270°处，只有当连杆中心线与曲柄半径大致成垂直位置时，活塞速度*大。这个位置取决于λ的数值。对机车内燃机而言，其位置约在上止点前或后的。 图1-5 活塞速度曲线 在实际工作中，还会遇到另外一种活塞速度参数——活塞平均速度 Vm，它是在一个行程内活塞运动速度的平均值。当内燃机的转速为 n(r/ min)时，相应的每秒活塞行程数为 n，则活塞的平均速度为 活塞平均速度Vm反映内燃机的强化程度以及活塞与缸套间的摩擦情况，是表示内燃机性能的重要参数之一。为保证活塞等零件的工作可靠性，高、中速内燃机的活塞平均速

动力机械强度与可靠性 作者简介

卢耀辉，1973年9月生，西南交通大学机械工程学院，博士，教授，博士生导师。主要研究方向：结构振动疲劳；焊接结构疲劳断裂；车辆空气动力学；动力机械强度及可靠性。分别于1998年6月、2003年5月、2011年5月获得西南交通大学机械工程学院内燃机专业学士学位、牵引动力国家重点实验室载运工具运用工程专业硕士和博士学位。美国密歇根大学安娜堡机械系（2013年9月～2014年9月）和英国普利茅斯大学工程学院（2017年7月-2017年8月）访问学者。负责博士生课程：车辆空气动力学；硕士生课程：动力机械强度与可靠性、有限元方法；本科生课程：有限元法基础、发动机设计、车辆有限元法等。以作者发表高水平学术论文60余篇；主持国家自然科学基金面上项目一项，四川省科技厅项目一项，国家重点实验室开放基金项目一项；主研国家自然科学基金面上项目4项等。

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