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動力機械強度與可靠性 版權信息
- ISBN：9787030696755
- 條形碼：9787030696755 ; 978-7-03-069675-5
- 裝幀：一般膠版紙
- 冊數：暫無
- 重量：暫無
- 所屬分類：>
動力機械強度與可靠性 內容簡介
本書講述動力機械動力學、強度與可靠性設計方面的基本理論及方法。全書共五章，主要內容包括：內燃機運動學及動力學分析、動力機械振動、動力機械疲勞強度設計、動力機械強度可靠性設計、以及有限元法在動力機械強度與可靠性分析中的應用等。本書主要以車用內燃機為例展開有關動力學、振動、疲勞強度、可靠性和有限元法應用等方面的研究。 本書為動力機械及工程、能源與動力工程、工程機械、船舶工程和輪機工程等相關專業研究生（或本科生選擇部分）的教材，也可供從事動力機械設計、制造和開發的工程技術人員參考。
動力機械強度與可靠性 目錄
目錄
**章 內燃機運動學及動力學分析 1
**節 中心曲柄連桿機構運動學 1
一、活塞位移 2
二、活塞運動速度 5
三、活塞運動加速度 7
四、連桿的平面運動 9
第二節 曲柄連桿機構受力分析 10
一、氣體力 11
二、曲柄連桿機構的慣性力 17
三、曲柄連桿機構各元件的受力分析 21
四、多缸內燃機的發火次序 25
五、多缸內燃機的總切向力曲線 29
六、飛輪慣量的校核 31
第三節 曲軸軸頸和軸承的載荷 33
一、曲柄銷的載荷 33
二、連桿軸承載荷 36
三、主軸頸載荷 38
四、主軸承載荷 42
第二章 動力機械振動 44
**節 振動基本理論 44
一、自由振動 44
二、強迫振動 50
第二節 振動響應分析方法 58
一、直接積分法 58
二、振型疊加法 62
第三節 曲軸系統的扭轉振動 67
一、扭轉振動的基本概念 67
二、曲軸系統的激發力矩 68
三、曲軸系統的強迫振動與共振 71
第四節 內燃機的機體振動 73
一、采用彈性支承的機體振動計算 73
二、機體分體式彈性垂直振動計算 80
第三章 動力機械疲勞強度設計 82
**節 疲勞破壞的特征及斷口分析 82
一、疲勞破壞的特征 82
二、疲勞破壞的斷口分析 83
第二節 影響疲勞強度的主要因素 91
一、應力集中的影響 92
二、尺寸效應的影響 94
三、表面狀態的影響 94
四、溫度效應的影響 98
第三節 疲勞強度計算 100
一、交變應力的種類和特性 100
二、材料的疲勞極限 101
三、穩定變應力下的疲勞強度計算 110
四、非穩定交變應力下的疲勞強度計算 114
第四節 疲勞壽命計算 119
一、疲勞有限壽命計算方法 119
二、疲勞裂紋擴展壽命計算 124
第四章 動力機械強度可靠性設計 138
**節 可靠性的基本概念 138
一、可靠性的定義 138
二、可靠性的尺度 139
三、可靠度與失效率的關系 141
四、平均壽命與失效率的關系 143
五、可靠壽命與中位壽命 143
第二節 可靠性設計的常用分布形式 144
一、指數分布 144
二、威布爾分布 145
三、正態分布 150
四、正態分布函數的統計特征值計算 156
第三節 機械強度的可靠性設計 157
一、機械強度概率設計的基本理論 158
二、安全系數的統計分析 161
三、設計變量的統計處理 168
四、結構可靠性計算方法 173
五、疲勞強度的可靠性設計 182
第五章 有限元法在動力機械強度與可靠性分析中的應用 189
**節 彈性力學中的有限元法 189
一、彈性力學基礎 189
二、彈性力學平面問題的有限元求解 195
三、等參數單元與數值積分 209
第二節 有限元法的應用 225
一、活塞的熱應力分析 225
二、連桿與連桿螺栓的疲勞強度分析 238
三、曲軸的疲勞強度計算分析 261
參考文獻 270
**章 內燃機運動學及動力學分析 1
**節 中心曲柄連桿機構運動學 1
一、活塞位移 2
二、活塞運動速度 5
三、活塞運動加速度 7
四、連桿的平面運動 9
第二節 曲柄連桿機構受力分析 10
一、氣體力 11
二、曲柄連桿機構的慣性力 17
三、曲柄連桿機構各元件的受力分析 21
四、多缸內燃機的發火次序 25
五、多缸內燃機的總切向力曲線 29
六、飛輪慣量的校核 31
第三節 曲軸軸頸和軸承的載荷 33
一、曲柄銷的載荷 33
二、連桿軸承載荷 36
三、主軸頸載荷 38
四、主軸承載荷 42
第二章 動力機械振動 44
**節 振動基本理論 44
一、自由振動 44
二、強迫振動 50
第二節 振動響應分析方法 58
一、直接積分法 58
二、振型疊加法 62
第三節 曲軸系統的扭轉振動 67
一、扭轉振動的基本概念 67
二、曲軸系統的激發力矩 68
三、曲軸系統的強迫振動與共振 71
第四節 內燃機的機體振動 73
一、采用彈性支承的機體振動計算 73
二、機體分體式彈性垂直振動計算 80
第三章 動力機械疲勞強度設計 82
**節 疲勞破壞的特征及斷口分析 82
一、疲勞破壞的特征 82
二、疲勞破壞的斷口分析 83
第二節 影響疲勞強度的主要因素 91
一、應力集中的影響 92
二、尺寸效應的影響 94
三、表面狀態的影響 94
四、溫度效應的影響 98
第三節 疲勞強度計算 100
一、交變應力的種類和特性 100
二、材料的疲勞極限 101
三、穩定變應力下的疲勞強度計算 110
四、非穩定交變應力下的疲勞強度計算 114
第四節 疲勞壽命計算 119
一、疲勞有限壽命計算方法 119
二、疲勞裂紋擴展壽命計算 124
第四章 動力機械強度可靠性設計 138
**節 可靠性的基本概念 138
一、可靠性的定義 138
二、可靠性的尺度 139
三、可靠度與失效率的關系 141
四、平均壽命與失效率的關系 143
五、可靠壽命與中位壽命 143
第二節 可靠性設計的常用分布形式 144
一、指數分布 144
二、威布爾分布 145
三、正態分布 150
四、正態分布函數的統計特征值計算 156
第三節 機械強度的可靠性設計 157
一、機械強度概率設計的基本理論 158
二、安全系數的統計分析 161
三、設計變量的統計處理 168
四、結構可靠性計算方法 173
五、疲勞強度的可靠性設計 182
第五章 有限元法在動力機械強度與可靠性分析中的應用 189
**節 彈性力學中的有限元法 189
一、彈性力學基礎 189
二、彈性力學平面問題的有限元求解 195
三、等參數單元與數值積分 209
第二節 有限元法的應用 225
一、活塞的熱應力分析 225
二、連桿與連桿螺栓的疲勞強度分析 238
三、曲軸的疲勞強度計算分析 261
參考文獻 270
展開全部
動力機械強度與可靠性 節選
**章 內燃機運動學及動力學分析 內燃機的氣缸、活塞、連桿、曲軸以及主軸承組成一個曲柄連桿機構，如圖1-1(a)所示。內燃機通過曲柄連桿機構，將活塞的往復運動和曲軸的回轉運動聯系起來，使氣缸燃氣推動活塞所做的功轉變為曲軸輸出的機械功。可見，曲柄連桿機構是內燃機重要的傳力機構，對它的運動規律和受力情況進行分析研究是十分必要的。這種分析研究是解決內燃機平衡、振動和總體設計問題的基礎，也是對其主要零件的強度、剛度、磨損等問題進行計算和校驗的依據。 曲柄連桿機構中，應用*廣泛、*典型的是氣缸中心線通過曲軸回轉中心的曲柄連桿機構。將以此作為研究對象。 **節中心曲柄連桿機構運動學 活塞、曲軸和連桿是曲柄連桿機構的三個運動件，它們分別具有不同的運動形式：活塞——沿氣缸中心線做往復直線運動；曲軸——繞曲軸回轉中心做旋轉運動；連桿——運動情況比較復雜，連桿小頭與活塞一起做往復直線運動，連桿大頭和曲柄銷一起繞曲軸回轉中心轉動，從而使整個連桿產生復雜的平面擺動。 曲柄連桿機構運動學的主要任務就是分析和研究活塞及連桿的運動規律。 1-活塞銷；2-活塞；3-氣缸；4-連桿；5-曲柄銷；6-曲柄臂；7-主軸承 圖1-1 中心曲柄連桿機構簡圖 在圖1-1(b)中，A、B、O三點分別代表活塞銷中心、曲柄銷中心和曲軸回轉中心， OB代表曲柄半徑 R，AB代表連桿，其長度為 L，A1和 A2分別代表活塞運動時活塞銷中心的上、下極限位置，稱為上、下止點。上、下止點間的距離為活塞行程S。 在分析活塞、連桿的運動規律時，取活塞銷中心的上止點 A1為直角坐標原點，氣缸中心線為 x軸，以指向曲軸方向為正。活塞銷中心的瞬時位置 A到上止點 A1的距離為活塞位移 X。α為曲柄轉角，從氣缸中心線起、順曲柄轉動方向度量，順時針為正。β為連桿中心線偏離氣缸中心線的角度，稱為連桿擺角，以連桿在氣缸中心線右側為正。根據上面這些規定，當活塞在上止點位置 A1時，在下止點位置。 曲柄連桿機構的主要結構參數是曲柄半徑 R與連桿長度 L，它們的比值是一個很重要的參數，它表征曲柄連桿機構的幾何特性，對內燃機的動力性能和總體設計影響很大。一般說來，高、中速內燃機，機車內燃機。從降低內燃機總體高度和重量的要求出發，高速內燃機大多選用較大的λ值，即連桿長度相對較短。 一、活塞位移 當曲柄自OB1位置轉過一個α角時，活塞便相應地由上止點 A1移動到 A點。可見，活塞位移 X與曲柄轉角α呈一定的函數關系，即。 由圖1-1(b)所示的幾何關系，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)為活塞位移的精確公式，計算機運算時采用。為便于分析和討論有關參數的影響，常采用簡化的活塞位移近似公式，其推導如下。在式(1-1)中， X為α、β的二元函數。為消去變量β，使該式變為一元函數，特進行如下變換：在△ABC和△OCB中，有所以而將其代入式(1-1)得 (1-2) 利用牛頓二項式定理將根式項展開成級數得 (1-3) 一般高、中速內燃機的λ值為0.22~0.31，因而λ3的數值已很小，故λ3項及其以后各項可略去不計，取前面兩項已夠準確，即 將其代入式(1-2)得 因為，所以上式又可寫成 (1-4) 式(1-4)就是活塞位移隨曲柄轉角α而變化的近似公式，它與精確公式的誤差一般小于1%，故在工程上廣泛使用。從該式可以看出，近似地說，活塞位移 X是由兩個簡諧函數組成的，它們為 (1-5) 圖1-2表示某內燃機 X1和 X2兩部分曲線疊加起來形成活塞位移曲線 X的情況。從圖中看出，當α=0°及360°時，活塞在上止點位置，其位移為零；當α=180°時，活塞在下止點位置，其位移達到*大值2R。若連桿為無限長，則式(1-5)中的λ=0。此時 X2=0 ，活塞位移曲線 X就變成 X1的簡諧曲線。可見， X2表示連桿為有限長時所引起的位移增量。連桿越短，此增量越大。 X2的存在，使得α=90°時，活塞位移已超過沖程的一半，超過的數值為λ2 R。 活塞位移也可用圖1-3求得，它是以近似公式為依據的。具體作圖步驟如下。 圖1-2 活塞位移曲線 圖1-3 活塞位移的作圖法 選用合適的比例，以O為圓心，以OB=R為半徑作圓。自圓心向下止點方向量取得點。從點作∠BOC =α，交圓周于 C點。再從 C點對氣缸中心線投影得點，則C′點到 B1點的距離即為該曲柄轉角α所對應的活塞位移 X。現對該作圖法加以證明。由圖1-3中可以看出： 近似地用 BC弦代替 BC短圓弧，并認為，則在直角三角形 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 對照式(1-4)，可見即為活塞位移 X。 根據上述作圖法，可畫出活塞位移曲線。如圖1-4所示，在O′點作一組等夾角(可取為10°或15°等)的射線，得各射線與圓周的交點。再從這些交點作垂直于氣缸中心線的平行線，分別與 X -α直角坐標對應的垂線相交，連接這些交點，便得到活塞位移曲線。 圖1-4 活塞位移曲線的作圖法 二、活塞運動速度 活塞運動的速度是隨時間不斷變化的，在某一瞬時的速度是位移對時間 t的一階導數，即 式中，為曲柄轉動的角速度，在運動學計算中，假設為常數。 將活塞位移的精確式(1-1)代入得 而 該式兩邊對α求導，得 即 故 (1-6) 式(1-6)是活塞速度的精確公式。若按活塞位移的近似式(1-4)對時間 t進行一階求導，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認為由兩個簡諧函數組成： 式中，V2表示連桿為有限長度時所引起的活塞速度增量。圖1-5為某內燃機的 V1和 V2疊加的情況。 從圖1-5可以看出，活塞在上止點或下止點位置時，速度 V =0，這是因為活塞在這兩點改變運動方向。當α=90°時，V =Rω ，活塞速度等于曲柄銷中心的圓周速度。由于連桿為有限長度，活塞的*大速度并不在曲柄轉角α=90°和270°處，只有當連桿中心線與曲柄半徑大致成垂直位置時，活塞速度*大。這個位置取決于λ的數值。對機車內燃機而言，其位置約在上止點前或后的。 圖1-5 活塞速度曲線 在實際工作中，還會遇到另外一種活塞速度參數——活塞平均速度 Vm，它是在一個行程內活塞運動速度的平均值。當內燃機的轉速為 n(r/ min)時，相應的每秒活塞行程數為 n，則活塞的平均速度為 活塞平均速度Vm反映內燃機的強化程度以及活塞與缸套間的摩擦情況，是表示內燃機性能的重要參數之一。為保證活塞等零件的工作可靠性，高、中速內燃機的活塞平均速
動力機械強度與可靠性 作者簡介
盧耀輝，1973年9月生，西南交通大學機械工程學院，博士，教授，博士生導師。主要研究方向：結構振動疲勞；焊接結構疲勞斷裂；車輛空氣動力學；動力機械強度及可靠性。分別于1998年6月、2003年5月、2011年5月獲得西南交通大學機械工程學院內燃機專業學士學位、牽引動力國家重點實驗室載運工具運用工程專業碩士和博士學位。美國密歇根大學安娜堡機械系（2013年9月～2014年9月）和英國普利茅斯大學工程學院（2017年7月-2017年8月）訪問學者。負責博士生課程：車輛空氣動力學；碩士生課程：動力機械強度與可靠性、有限元方法；本科生課程：有限元法基礎、發動機設計、車輛有限元法等。以作者發表高水平學術論文60余篇；主持國家自然科學基金面上項目一項，四川省科技廳項目一項，國家重點實驗室開放基金項目一項；主研國家自然科學基金面上項目4項等。
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