2024年4月22日发(作者：)
62
机械设计与制造
酝葬糟澡蚤灶藻则赠阅藻泽蚤早灶驭酝葬灶怎枣葬糟贼怎则藻
第2期
圆园19年2月
两气门柴油机缸盖火力面热边界条件的确定方法
赵高岩，张威望，董非，贾和坤
（江苏大学汽车与交通工程学院，江苏镇江212013）
摘要：为了在两气门柴油机缸盖传热的计算过程中
，
确定有效的缸盖火力面热边界条件
，
以快速、准确得计算出缸盖温度场
，
在建立缸盖传热计算模型时，
提出一种新的两气门柴油机缸盖火力面热边界条件的确定方法。采用径向分区的思想施加缸盖火
力面初始热边界条件
，
通过结合缸盖底部测点实测温度数据
，
研究得到缸盖火力面径向各区域最终换热系数值，进而拟合出缸
盖火力面上换热系数随半径变化的函数关系式，将此函数关系式和当量循环燃气温度一起作为两气门柴油机缸盖火力面的热
边界条件。最后以某两气门柴油机为例
，
建立整机流固耦合传热模型
，
对该方法进行了验证
，
计算结果表明
：
拟合公式法较常用
的分区计算法具有更好的精度表现，为同类型的两气门柴油机缸盖传热计算提供了新的火力面热边界条件确定方法。
关键词：缸盖
；
火力面
；
热边界条件
；
拟合；换热系数
中图分类号：TH16；TK421文献标识码：A文章编号：员园园员-3997（圆园19）02-0062-04
DeterminationMethodforThermalBoundaryConditionofthe
Two-ValveDieselCylinderHeadFireDeck
（SchoolofAutomobileandTrafficEngineering，JiangsuUniversity，JiangsuZhenjiang212013，China）
粤遭泽贼则葬糟贼：Inordertoapplyeffectivethermalboundaryconditionsintheheattransfercalculationoftwo-valvedieselengine
hethoughtofdividingcylinderheadfiredeckradial
cylinder，andcomputethetemperaturefieldofthecylinderheadfastandaccurately，anoveldeterminationmethodforthermal
ZHAOGao-yan，ZHANGWei-wang，DONGFei，JIAHe-kun
areastosetinitialthermalboundaryconditionswhenestablishingthewholeenginefluid-solidcalculationmodelcoupledwithheat
ationshipbetweenheattransfercoefficientandradiusontheradialplaneofcylinderheadfiredeckwasfitted，The
functionandequivalentcirculatinggastemperaturearetreatedthethermalboundaryconditionoftwo-valvedieselcylinderheadfire
heattransfercoefficientofcylinderheadfiredeckradialregionswasdeterminedthroughtheexperimental
y，avalidationwascarriedouultsshow
thatthismethodpresenteddisplayshigherprecisioncomparedwiththecomputationalaccuracyofconventionalsubareamethod，
andprovideanewdeterminationmethodforfiredeckthermalboundaryconditionoftwo-valvedieselcylinderhead.
KeyWords：CylinderHead；FireDeck；ThermalBoundaryCondition；Fit；HeatTransferCoefficient
1引言
少，主要开展了以下工作
：
文献
[7]
取一个工作循环内的等效换热系
数和等效燃气温度作为整个缸盖火力面的热边界条件
；
文献
[8]
将
缸内燃烧模拟计算得到的壁面对流换热系数和温度信息映射至
实体有限元面网格上，以此作为整机传热计算的三维热边界条
件
；
文献
[9]
采用缸盖火力面分区方法
，
各区域采用不同的换热系
数，并引入数学关系式作为制约
，
文献
[10]
在其基础上
，
总结了一系
列有利于确定各区域换热系数的经验；以上学者的工作，无疑大
大地推动了对缸盖火力面热边界条件的研究，但仍有待于进一步
完善
：
采用现有的二维热边界条件时
，
将整个火力面或者各个子
区域看作均匀的传热面
，
与实际传热情况存在一定偏差
，
不能有
效地反映出火力面上非均匀的传热特性；而采用三维的热边界条
件研究周期长、过程过于繁琐
，
不利于工程上的快速分析及应用
。
随着当前柴油机强化程度的不断提高
，
缸盖所承载的热负
荷正日益增大
[1-2]
。有研究表明：过高的温度会恶化缸盖的工作可
靠性
[3]
。为此
，
获得准确的缸盖温度场
，
评价其热状态以提高缸盖工
作可靠性，是柴油机强化过程中必需解决的重大问题之一
[4]
。而如何
鉴于缸
获得准确的缸盖温度场是开展热负荷及可靠性研究的关键
。
盖结构复杂，直接开展温度场试验过程繁琐、成本高，且测点布置数
量有限
，
很难全面了解温度场分布状况
，
所以利用计算流体动力学
技术进行缸盖传热模拟被国内外研究人员及工程技术人员所广泛
采用
[5]
。鉴于缸盖底部火力面与缸内高温燃气直接接触
，
此处热边界
条件的确定对于最终的温度场计算结果极为重要
[6]
。
国内外针对两气门柴油机缸盖火力面热边界条件的研究较
来稿日期：2018-08-07
基金项目：国家自然科学基金（51406070）；江苏省自然科学基金（BK20140548）
（
1991-）作者简介：赵高岩
，
，男，河南商丘人，硕士研究生，主要研究方向：内燃机传热传质
；
董非，（1982-），男，江苏常州人，博士研究生，硕士生导师
，
副教授，主要研究方向：内燃机传热传质
第2期
赵高岩等：两气门柴油机缸盖火力面热边界条件的确定方法
63
为了能够快速、准确得计算出缸盖温度场
，
为分析缸盖热负
荷及可靠性打下良好的基础
，
提出一种新的两气门柴油机缸盖火
力面热边界条件的确定方法
，
以某款两气门柴油机作为计算案
例，建立整机流固耦合传热模型，结合缸盖温度场试验结果，研究
得到了缸盖底部火力面上换热系数沿喷油器中心的分布规律
，
并
将其嵌入模拟软件进行缸盖温度场计算
，
通过与分区计算法结果
的
2
对
拟
比
，
对该方法的准确性进行了验证
。
两气
合
门
公
柴油
式
机
法
缸盖
热
火力
边
面
界
中
条
：
鼻
件
梁三角区和喷油器附近热
负荷较高、沿半径方向由中心向边缘换热系数呈减小的趋势
、火
力面余隙区域中换热系数较低
[11]
。另外
，
换热系数分布受喷油器的
位置影响较为明显，在喷油器附近换热系数较高。由此作出假设，以
喷油器为中心
，
换热系数分布随径向距离呈现出一定的数学规律
。
因此
，
提出采用火力面上换热系数的分布规律与当量循环燃气温度
作为两气门柴油机缸盖火力面的第三类热边界条件
。
火力面换热系
数分布规律的确定方法流程图，如图1所示。为了研究得到两气门
柴油机缸盖火力面上换热系数以喷油器为中心的分布规律
，
这里采
用公式拟合的方法。
为此，
以喷油器为中心
，
将整个缸盖火力面分为
N个区域。为各区域施加当量循环燃气温度及初始换热系数作为缸
盖火力面的初始热边界条件
，
在此基础上
，
建立缸盖传热计算模型
。
根据缸盖测点计算值与试验值的误差情况
，
调整火力面各区域换热
系数的取值
，
以此循环计算。
当缸盖底部
M个测点的温度计算值T
ic
和试验值T
ie
的相对误差绝对值都满足一定的精度要求时，输出各
区域换热系数的最终取值。
通过采用拟合方法，
可得到缸盖火力
面上换热系数沿喷油器中心分布的函数关系式
。
N
初始
个区
局
域
当
换热系
部
数
平
量
均
循
温
环
度
缸盖温度场计算
缸
M
盖
试
个
底部
验
测
数
点
据
更新各
换热系
区
数
域
max
T
ic
T
-T
ie
ie
燮啄
各
换
区
热
域最
系数
终
数据处理及拟合
换
分
热
布
系
的
数在
函数
火力
关系
面
式
上
Fig.1Flow
图1
Diagram
火力面上
Heat
for
换
Transfer
Determination
热系数分布规律
Coefficient
Method
的确定
inFire
of
方
Deck
Distribution
法流程图
Lawof
3拟
针对
合
上述
公
方
式
法
法
的提出
热边
，
这
界
里以
条
一
件
台两
的计
气门直
算
喷水冷
案例
柴油机
的标定工况下整机传热计算为例
，
展开详细的说明
。样机主要技
术参数
，如表
1所示
。
3.1缸盖火力面的初始热边界条件
通过AVL-Boost软件仿真
，
获得标定工况下缸内燃气瞬时
温度及换热系数随曲轴转角的变化关系
，
并积分计算得到相应工
况
960W/
下的
当量循
（
当
环
m
量
2
循环燃气温度和当量循环换热系数
[12]
：T
g
·K）。对于整个缸盖火力面表面
，
始终统一
=1068K
使用求
，
得
h
g
的
=
燃气温度T
g
火力面为例
，
以喷油器
=1068K
为中心
作
，
将
为
整
温
个
度
缸
边
盖
界
火力
。以
面
样
划
机
分
缸
成
盖第
7个同
二缸
心区域
，
如图2所示
。
表1发动机参数
Tab.1SpecificationsoftheEngine
参数名称参数值
缸径r/mm95
行程L/mm115
排量V/L
压缩比着
c
吸气方式
18.5
3.26
增
：1
标定转速n/r·min
-1
标定功率p/kW
2600
压
72
柴油机型式直列、水冷、四冲程、直喷式
遇
吁
郁
芋
喷油器
域
玉
电热塞
进期门
排气门
图2
喻
表
Fig.2
2缸盖火
Subareas
力面各
of
缸
Cylinder
盖火力面
区域初始局
Head
分区
部
Fire
换热
Deck
系数
Tab.2Initial
of
Heat
Fire
Transfer
DeckinCylinder
Coefficient
Head
inSubareas
圆环区域编号
2-1
玉
初始换热系数
1220
h
i
/W·（m
·K）
域
芋
1060
郁
1100
吁
1200
遇
1120
喻
960
480
对于各区域初始换热系数的取值，是通过查阅同类型缸盖
传热计算文献作为参考
[8，13]
，同时应始终满足公式
[14]
：
式中
：
移
n
i=1
琢
i
y
i
=1（1）
琢
i
—区域的面积占比
，
即琢
i
越s
i
/s；s
i
—相应区域的面积
；
S—火
力面总面积；y
i
—该区域的无量纲换热系数，即y
i
=h
i
/h
g
，h
i
—
相应区域的换热系数值
；
h
g
—火力面当量循环换热系数值。
缸
盖火力面各区域初始换热系数具体数值
，如表
2所示
。
3.2几何与网格模型
这里开展缸盖传热研究采用整机耦合有限元模型，其几何
模型包括缸盖、机体、
缸垫、缸套四部分，
如图3所示
：
（a）气缸套（b）气缸垫
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机械设计与制造
No.2
Feb.2019
（c）气缸盖（d）机
采用CFD计算
Fig.3
图3零部件几何模型
体
软件
Geometric
SC/Tetra
Models
自适应
of
网格
Parts
划分技术，建立内燃
机固体-流体域耦合系统三维网格模型
。该模型中网格总数约为
1230
总数为
万，
266
其中
万
水
，
流
腔
体域以及
流体域网
固
格
体域
为400
各零
万
部
，
固
件
体域
自适
网
应
格
后所
为
得
830
网
万
格
，
模型
节点
，
如图4所示。计算中涉及的各零部件材料物性参数
，
如表3所示
。
流体域网格
固体域网格
Fig.4Meshes
图4固
of
体
Coupling
-流体域
System
耦合系统
of
网
Solid-Liquid
格
Tab.3Physical
表
Property
3材料物性
Parameter
参数
ofMaterial
零件材料密度籽/kg·m
-3
比热/J·（kg·K）
-1
导热系数姿/W·（m·K）
-1
缸盖HT2.7
机体HT25.7
缸套硼铜铸铁755042045
缸垫镀锡薄钢795046023
3.3其它边界条件
采用试验测量的方法
，
确定进排气壁面的温度边界条件
：
进
气温度为T
i
道
307.3W
内换
·
热
（
系
=307K
m
数为h
，排气温度为T
0
=535K。通过
道
经
内
验
换
公
热
式
系
确
数
定进
为h
气
pi
=118.9W·（m
2
·K）
-1
，排气
po
2
·K）
-1
。气缸盖、机体等暴露在环境空间中的表面温度
=
设为T
m
计
=307K
算时对
，换
整
热
体
系
水
数
腔
为
入口采
h
m
=35W
用质
·（
量入
m
2
·K）
-1
。
口边界条件
，
质量流量
为Q
0.047m
m
=1.87kg
2
·s
-2
，湍
·s
-1
。另外
，
进口冷却水温度为T
W
动耗散率着=0.482m
2
·s
-3
。在缸盖水
=60
腔出
益，
口
湍
的
动
位
能
置
k
定
=
义压力出口边界条件为静压为p
3.4温度场试验
0
=0Pa。
为了能够在开展缸盖传热计算时
，
调试出准确的各区域换
热系数值
，
需要准确的样机缸盖温度场试验结果作为参照
。因此，
开展了样机标定工况下缸盖温度场试验，试验中采用美国
OMEGA
测量
，
其参
公司
数，
生
如
产
表
的
4所示
5sc-gg-k-30-72
。
热电偶传感器对温度进行
Tab.4Parameter
表4热电偶
ofThermocouple
传感器参数
Sensor
项目内容
类型K
外绝缘材料玻璃纤维
外部尺寸/mm0.9伊1.3
反应时间t/s0.3
精度依2.2益，<293益；依0.75%，逸293益
缸盖底部火力面区域中
：
温度最大值出现在鼻梁区和喷油器
附近
；
排气门周围受燃气流动冲击很大，热负荷会较高
；
进气门周围
受进气冷却的影响
，
温度要比排气周围略低一些
；
火力面边缘区域
因为接近气缸冷却水套
，
受燃气冲击较小
，
温度相对较低
[15-16]
。所以
为了试验得到较为准确的缸盖热负荷状况，在鼻梁区和喷油器附
近布置测点1、2、3，排气门附近布置测点4、7、9，进气门附近布置
测点5、6，边缘区域布置测点8，其测点位置
[17-19]
，如图5所示
。
第二缸
8
5
2
17
6
3
4
9
Fig.5Measuring
图5缸盖底面测点编号
Tab.5
表
Point
5第
Numbers
二缸测点
ofCylinder
温度试验值
HeadBottomSurface
Measuring
Experimental
Pointin
Temperature
theSecondCylinder
Valueof
测
1
点温度
395.38
值T
ie
/益
2
3
394.01
4
345.95
5
246.13
6
219.03
7
196.44
8
329.32
9
111.06
200.11
利用温度采集系统等试验设备
，
开展了样机标定工况稳定运
行下缸盖底部温度场试验，记录并整理了所有测点的温度数据。由
于发动机在稳定运行时
，
各测点温度仍有小幅波动
，
为了减小温度
波动所造成的影响
，
最终采用的试验测点温度值均为同一时间段内
各测点温度的平均值，样机第二缸测点试验结果，如表5所示。
3.5缸盖火力面各区域最终换热系数的确定
基于以上工作的开展
，
建立样机的整机流固耦合传热模型
，
对标定工况下不同计算域内的传热过程进行求解
，
获得缸盖的初
步温度场
，
同时结合温度场试验数据对缸盖火力面的各区域换热
系数进行调试。当缸盖底部所有测点温度计算误差小于10%时
，
输出缸盖火力面各区域的最终换热系数，具体数值，如表6所示。
表6缸盖火力面各区域最终换热系数
Tab.6Final
of
Heat
Fire
Transfer
DeckinCylinder
Coefficient
Head
inSubareas
区
玉
域最终换热系数h
f
/W·（m
2
·K）
-1
域
芋
1030.2
899.6
郁
1153.7
吁
1216.2
遇
1143.1
喻
862.1
438.3
No.2
Feb.2019
机械设计与制造
65
3.6缸盖火力面换热系数分布规律的研究
为研究方便
，
这里将各区域换热系数和半径分别转化为相
应的无量纲换热系数和无量
系。其中
，
无量纲半径x
i
=r
i
大半径
，
r
/r，
纲
式
半
中
径
r
，
是
并
火力
建立
面
两
上
者
以
之间
喷油器
的
中
数
心
学关
圆心的最
为
i
为火力面上某区域边界的径向中点与喷油器
中心的距离
。根据图
2中各区域所处位置进行上述计算
，
得到与
缸盖火力面上7个区域相对应的无量纲半径与无量纲换热系数
的取值，具体数值，如表7所示。
Tab.7
表7无量纲半径与无量纲换热系数的取值
Dimensionless
ValuesofDimensionless
HeatTransfer
Radius
Coefficient
and
区
玉
域无量
0.094765
纲半径x无量纲
域
0.937
换热系数y
芋
0.1850181.073
郁
0.3023471.202
吁
0.4341161.267
遇
0.6110111.191
喻
0.783394
0.927798
0.898
0.457
建立以无量纲半径为横坐标、无量纲换热系数为纵坐标的
坐标系
，
绘出相应的7个坐标点，采用线性
2
回归分析的方法
，
进行
曲线拟合，如图6所示
。
此时
，
决定系数R等于1，代表其可靠性
达到最高
，
表明此时的拟合函数可以作为表征样机缸盖火力面上
无量纲换热系数随无量纲半径变化的关系式，即：
y=-1.324x
32
式中
：
y—无量纲换
-1.207
热系
x
数
+1.927
；
x—无
x
量
+0.766
纲半径
。
（2）
因此
蓘
，样机缸
蓸
盖底
蔀
3
部火力面上换热系数的分布函数为：
h
x
=
-1.324
r
r
x
-1.207
r
r
x
+1.927
r
r
x
+0.766
伊h
g
（3）
式中
：
r
x
—火力面上任意一点和
蓸
喷油
蔀
2
器中心
蓸
的距
蔀
离
；
r—喷油
蓡
器中
心距火力面的边界的最大距离
；
h
g
—火力面当量循环换热
系数值。
1.4
1.2
0.8
1
0.6
0.4
32
0.2
y=-1.324x
-1.207
R
2
x
=1
+1.927x+0.766
0
00.20.4
无量纲半径
0.6
x
0.81
Fig.6Fitted
图6无
Relationship
量纲换热系数与无量纲半径的拟合关系式
4对比验证
Coefficientand
Between
Dimensionless
Dimensionless
Radius
HeatTransfer
为了证明文中所述新方法的准确性
，
保持其他边界条件不
变，而只对缸盖火力面热边界条件做出改变，采用UDF自编译程
序，将缸盖火力面换热系数分布关系式嵌入SC/Tetra软件中
，
再
次开展样机标定工况下的缸盖温度场计算
，
并将此结果与采用火
力面各区域最终换热系数时的结果进行对比验证
。文中缸盖火力
面采用各区域最终换热系数时的计算结果在这里称之为分区计
算值
，
嵌入缸盖火力面换热系数分布关系式计算得到的结果在这
里称之为拟合公式计算值，缸盖测点的拟合公式计算值与分区计
算值之间的对比，如图7所示
。
从图7中可以看出
，
鼻梁区等高温
区域各测点计算精度较好
，
其他区域测点计算精度相对较差
，
分
区计算法平均误差为5.4%，最大误差9.7%，拟合计算值平均误差
为4.2%，最大误差8.7%，除测点6外
，
其余测点的拟合计算值误
差均小于分区计算值误差
。由此可以看出，
拟合公式计算法较常
用的分区计算法具有更好的精度表现
。
12
拟合公式计算法误差
10
分区计算法误差
8
6
4
2
0
1234
测点
5
编号
6789
Fig.7Comparison
图7测点温度的试验值与计算值对比
5结论
Between
of
Test
Measuring
andCalculation
PointTemperature
以某款两气门柴油机缸盖为例
，
阐述了一种缸盖火力面热
边界条件的确定方法
，
并将该方法与常用的分区计算法进行了对
比验证
，
结果表明：拟合公式计算法较常用的分区计算法具有更
好的精度表现，能够为两气门缸盖传热计算提供新的较为合理的
火力面热边界条件
。
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3
崔
）：
国
253
起
原
援基
257.
于
）
VOF两相流的缸盖过冷沸腾模型及试验
验证
［
J］援内燃机学报
，
2014，32（4）：372原376援
（
VOF
GuFang，WuHua-jie，ledboilingmodelbasedon
5］
ad
花仕洋
［J］
two-phase
.Transactions
flowmethodandexperimentverification
，黄荣华
，李
of
智
CSICE
援基于沸腾
，2014
模型
，32（
的
4）
内
：
燃
372
机
原
缸
376.
盖
）
oncylinderhe-
多场耦合传热
［
J］援
内燃机学报
，
2014，32（4）：364原371援
（
ansfer
HuaShi-yang
incylinder
，Huang
head
Rong-hua
ofinternal
，Li
combustion
-Fieldconjugatingheattr-
6］王
model
家武
［J］
，姚秀
.Transactions
功
，李建
of
鹏
CSICE
援气缸盖
，2014
温度
，
场
32（
仿
4）
真
：
对
364
engines
边
原
界
371.
based
条
）
onboiling
件的敏度分析
［J］援Cad/cam与制造业信息化
，
2012（12）：51原53援
（
field
Wang
simulation
Jia-wu，Yao
onthe
Xiu-gong
sensitivity
，er
analysis
headtemperature
DigitalManufacturingIndustry，2012（12）：51原
of
53.
boundary
）
（下转第
conditions
69
［
页
J］
）
.
［
［
［
［
［
［
No.2
Feb.2019
机械设计与制造
nalprofiles［J］.JournalofMaterialsProcessingTechnology，2001，109（1）：
30-37.
扭矩不断增大，平键连接分配的扭矩相应减少，平键上的最大等
［2］CitarellaR，designofapolygonalshaft-hubcoupling
效应力逐渐减小
。
［J］.FratturaEdIntegrit伽Strutturale，2015，9（34）：554-563.
［3］CroccoloD，AgostinisMD，nceoftheengagementratioon
4.3轴毂合理过盈量范围
thejointstrengthofpressfittedandadhesivelybondedspecimens［J］.
进行轴毂过盈量的设计时
，
应保证所有零件上的等效应力均
InternationalJournalofAdhesion&Adhesives，2014，53（3）：80-88.
未达到自身屈服强度。针对PPB260减速机中的轴毂复合连接，优
［4］GallioG，MarcuccioG，ftheinterferencecontribution
ontheperformanceofanadhesivebondedpress-fittedcylindricaljoint
先考虑以平键连接传递扭矩
，
过盈连接只起到辅助作用来确保平键
［J］.InternationalJournalofAdhesion&Adhesives，2014，53（5）：89-96.
连接不会失效
，
因此只需确定满足条件时轴毂之间的最小过盈量。
［5］谢中灏.重载复合连接扭矩传递特性的研究
［
D］.杭州：浙江大学，2014.
（chontorquetransmissioncharacteristicsofthe
通过分析各个零件上最大等效应力的变化规律
，
在仿真的五组轴毂
compositehubconnectionunderheavyload［D］.Hangzhou：ZhejiangUn-
过盈量中
，
每个零件上的最大等效应力均未达到其自身屈服强度
。
iversity，2014.）
平键材料为45钢
，
经过调质后屈服强度为370MPa，为保证平键连
［6］isoffatiguefailureonthekeywayofthereduc-
tiongearinputshaftconnectingadieselenginecausedbytorsionalvib-
接足够安全
，
取安全系数为1.2，则平键上最大等效应力不得大于
ration［J］.EngineeringFailureAnalysis，2014（44）：285-298.
308.33MPa。根据图中拟合的曲线
，
为保证平键上最大等效应力不
周晓军
.圆柱面过盈连接的力学特性及设计方法
［
J］［7］滕瑞静，张余斌
，
.
大于308.33MPa，应控制轴毂之间过盈量逸0.068mm。最终确定轴
机械工程学报，2012（13）：160-166.
（TengRui-jing，ZhangYu-bin，icalpropertiesand
毂过盈配合采用基孔制的公差代号为H7/s6。
designmethodofcylindricalinterferencefit［J］.JournalofMechanical
Engineering，2012（13）：160-166.）
［
D］.大连：大连交通大学，2015.
采用大型有限元分析软件ABAQUS对轴毂复合连接模型
［8］刘雨.圆柱过盈连接有限元仿真分析
（elementsimulationofcylindricalinterferenceconnection
进行仿真分析
，
探究轴毂过盈量大小同扭矩分配比例以及等效应
［D］.Dalian：DalianJaotongUniversity，2015.）
赵俊生
.压气机叶轮过盈配合研究及合理过盈量的确定
［
J］.
力最大值之间的关系，结论如下：（1）在外加扭矩不变的情况下，
［9］黄新忠，
机械设计与制造，2012（4）：24-26.
随着轴毂之间过盈量的增大，过盈连接所产生的摩擦力矩占总扭
（HuangXin-zhong，ntheinterferencefitofco-
（
2）矩的比例也随之增大，且为线性增长
。
轴毂之间过盈量的大小
mpressorimpellerandthedeterminationofareasonableamountofinte-
rference［J］.MachineryDesignandManufacture，2012（4）：24-26.）
对所有零件上的等效应力均有较大影响
，
平键上的最大等效应力
［
J］.机械设计，
随轴毂过盈量的增大不断减小。（3）为保证复合连接中平键连接
［10］魏延刚.轴毂过盈联接的应力分析和接触边缘效应
2004（1）：36-39.
的可靠
，
应控制轴毂之间的过盈量逸0.068mm。
（chonstressanalysisandcontactingedgeeffectfor
参考文献
interferencefitjointofhub［J］.JournalofMachineDesign，2004（1）：36
［1］CitarellaR，ysisofshaft–hubcouplingswithpolygo原
-39.）
69
所示。外加扭矩一定
，
随着轴毂过盈量的增加
，
过盈连接所传递的
5结论
（上接第65页）
［7］ShojaefardMH，GhaffarpourMR，mechanicalan-
alysisofanenginecylinderhead［J］.Pro-ceedingsoftheInstitutionofMe-
chanicalEngineers，PartD：JournalofAutomobileEngineering，2006，
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［9］LiuQi，OuyangGuangyao，isofthermal-mechanism
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［10］董非援考虑沸腾传热的内燃机流—固耦合及热负荷问题的数值模拟
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谢斌
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