張輝平++胡在雙

摘 要：該文運(yùn)用有限元法對(duì)某通用小型汽油機(jī)箱體進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度與剛度分析，結(jié)果表明右箱體主軸承位置最大變形量過(guò)大，剛度較差。為此對(duì)右箱體主軸承區(qū)域進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化。優(yōu)化方式為：增加右箱體主軸承處加強(qiáng)筋數(shù)量、增加壁面厚度以及在壁面上添加加強(qiáng)條。通過(guò)計(jì)算表明，該優(yōu)化方式能使箱體的最大應(yīng)力與應(yīng)變大大下降，使其強(qiáng)度剛度有了較大提升，箱體的結(jié)構(gòu)更趨合理。

關(guān)鍵詞：通用小型汽油機(jī) 有限元法 應(yīng)力分析 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

中圖分類號(hào)：TK411 文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A 文章編號(hào)：1674-098X（2014）10（a）-0096-04

A universal small gasoline engine frame finite element analysis and structure optimization

ZHANG Hui ping HU Zai shuang

（Chongqing Vehicle Test & Research Institute Co.Ltd.，Chongqing 401122，China）

Abstract：This paper analyzed the structural strength and stiffness of a general small gasoline engine box by finite element method（FEM）.The results show that the maximum deformation in right box body main bearing position is too large.The reason is poor rigidity of the region.So topology optimization on right box body main bearing position.The optimization methods are increase the number of stiffeners around the box body main bearing， increase the thickness of the wall and add stiffener on the wall.The results show that the maximum stress and maximum strain greatly reduced by the optimization methods . The strength stiffness of engine box was increased greatly.The structure of engine box is more reasonable.

Key words：Universal small gasoline engine FEM stress analysis Structure optimization

箱體是通用小型汽油機(jī)的主要受力部件，通常采用鋁合金壓鑄成型，既要實(shí)現(xiàn)動(dòng)力傳遞、潤(rùn)滑油輸送，又要起安裝定位作用，故結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜。由于箱體主軸承要承受氣體爆發(fā)壓力的作用，如果強(qiáng)度剛度不夠會(huì)導(dǎo)致軸承座位置變形過(guò)大，從而導(dǎo)致油膜失效，曲軸偏磨加劇從而運(yùn)轉(zhuǎn)偏心率增大，汽油機(jī)運(yùn)行會(huì)越來(lái)越不穩(wěn)定，功率和扭矩都會(huì)降低并出現(xiàn)較大波動(dòng)[1-2]。該文針對(duì)某一通用小型汽油機(jī)箱體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，采用UG建立通用小型汽油機(jī)箱體的三維模型，運(yùn)用有限元建模軟件Hypermesh進(jìn)行前處理，然后用ANSYS軟件進(jìn)行求解，得到了箱體在某一惡劣工況下的應(yīng)力、應(yīng)變?cè)茍D，根據(jù)計(jì)算結(jié)果對(duì)原有結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，將有限元和結(jié)構(gòu)優(yōu)化技術(shù)結(jié)合，可以實(shí)現(xiàn)機(jī)械零件在真正意義上的計(jì)算機(jī)輔助設(shè)計(jì)，更重要的是可以得到產(chǎn)品的最佳性價(jià)比[3-4]。

1 箱體有限元模型建立

1.1 幾何模型的建立

該文采用UG建立通用小型汽油機(jī)箱體的三維模型。通用小型汽油機(jī)箱體結(jié)構(gòu)非常復(fù)雜，包括左右兩個(gè)部分，左箱體包含了氣缸、燃燒室、扇熱片和進(jìn)排氣道等結(jié)構(gòu)；右箱體主要包含了支撐盤。箱體上分布有多種凸臺(tái)、螺栓孔和油道，為了增加強(qiáng)度和剛度，減少變形，箱體的軸承座四周設(shè)有許多加強(qiáng)筋，如圖1所示。

1.2 網(wǎng)格劃分

該文采用Hypermesh對(duì)箱體進(jìn)行網(wǎng)格劃分，由圣維南局部影響原理可知，物體表面某微面積上作用的外力力系，若被一個(gè)靜力等效力系所替代，那么物體內(nèi)部導(dǎo)致局部應(yīng)力的改變?cè)诰嚯x力的作用點(diǎn)較遠(yuǎn)處，其影響可忽略不計(jì)[5]；同時(shí)為了減低網(wǎng)格數(shù)量，更加高效劃分網(wǎng)格，使計(jì)算更快捷，在進(jìn)行網(wǎng)格劃分時(shí)對(duì)原始模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化，包括對(duì)不必要的螺栓孔的填充，去掉部分對(duì)結(jié)構(gòu)影響不大的倒角[6]。同時(shí)為了缸壓的加載封堵了進(jìn)排氣道。該模型共生成261291個(gè)網(wǎng)格單元，網(wǎng)格模型如下圖2所示。

1.3 材料定義

采用Hypermesh對(duì)通用小型汽油機(jī)箱體材料進(jìn)行材料定義，曲軸箱體為鋁合金具體的材料參數(shù)如下表1所示。

鋁合金的強(qiáng)度極限位210 MPa，對(duì)于塑性材料安全系數(shù)取1.2到2.5，該文取安全系數(shù)為2，則許用應(yīng)力為105 MPa。

2 箱體載荷與約束的確定

2.1 箱體受力分析

箱體所受力包括：氣體爆發(fā)壓力對(duì)燃燒室頂面作用力和左右箱體主軸承受到的力。其中左右箱體主軸承所受合力是由：氣體爆發(fā)壓力、活塞組與連桿小頭集中質(zhì)量往復(fù)慣性、曲軸不平衡質(zhì)量與連桿大頭集中質(zhì)量旋轉(zhuǎn)慣性力疊加而成[7-8]。

（1）氣體壓力。

氣缸內(nèi)氣體壓力Pg是內(nèi)燃機(jī)對(duì)外作功的主動(dòng)力，氣缸內(nèi)工質(zhì)作用在活塞上的總壓力為：

（1）

式中Pg—缸內(nèi)絕對(duì)壓力，bar（1bar= 1×105Pa）；endprint

P0—大氣壓力，一般取P0=1bar；

Fh—活塞面積，cm2。

（2）機(jī)構(gòu)慣性力。

機(jī)構(gòu)的慣性力是由于集中質(zhì)量在加減速運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生的。為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力，首先需要將機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為當(dāng)量質(zhì)量機(jī)構(gòu)，通常將連續(xù)分布質(zhì)量的曲柄連桿機(jī)構(gòu)離散成用往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mj和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mr構(gòu)成的等效的當(dāng)量系統(tǒng)來(lái)代換。經(jīng)簡(jiǎn)化后，整個(gè)曲柄連桿機(jī)構(gòu)變成了由只有剛性而無(wú)質(zhì)量的桿件連接的兩個(gè)集中質(zhì)量，包括活塞組與連桿小頭集中質(zhì)量，曲柄不平衡質(zhì)量與連桿大頭集中質(zhì)量，其中：

往復(fù)質(zhì)量

（2）

旋轉(zhuǎn)質(zhì)量

（3）

式中 mp-活塞組集中質(zhì)量（包含活塞、活塞環(huán)、活塞銷及其卡環(huán)）；

m1-連桿小頭集中質(zhì)量；

m2-連桿大頭集中質(zhì)量（包括連桿螺栓質(zhì)量）；

mcr-曲軸不平衡質(zhì)量（曲柄銷質(zhì)量與兩曲柄臂不平衡部分以及兩平衡重?fù)Q算到曲柄銷中心質(zhì)量之和）求得了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)質(zhì)量mj和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量mr，就可以計(jì)算往復(fù)慣性力Pj和旋轉(zhuǎn)慣性力（離心力）Pr。

a、往復(fù)慣性力

（4）

式中為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度，為曲軸旋轉(zhuǎn)半徑，為曲軸與連桿長(zhǎng)度比值，為曲軸轉(zhuǎn)角。

b、旋轉(zhuǎn)慣性力

（5）

（3）左右主軸承所受合力。

通用小型汽油機(jī)箱體左右主軸承所受合力就是以上氣體力、往返慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力疊加而成：

（6）

該文選用的計(jì)算工況為4000轉(zhuǎn)時(shí)，活塞位于上止點(diǎn)，最大爆發(fā)壓力為4 MPa，缸徑57 mm則可計(jì)算得氣體力Pg=9952 N；根據(jù)UG測(cè)得的的各零部件的質(zhì)量和質(zhì)心可求得：連桿小頭集中質(zhì)量與活塞組質(zhì)量往復(fù)慣性力=-613 N；連桿大頭集中質(zhì)量和曲軸不平衡質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力=304 N；其中負(fù)值表示里的方向豎直向上，這就就可得到通用小型汽油機(jī)箱體最終豎直向下的和力為：=9967 N。由于左右兩主軸承到氣缸中心線水平距離不相等，其中左箱體主軸承中心線到氣缸中心線水平距離L1=45 mm，右軸承到氣缸中心線水平距離L2=70 mm，則根據(jù)力矩平衡原理

Pz=P1+P2 （7）

P1L2=P2L1 （8）

式中P1為左箱體軸承受力大小，P2為右箱體軸承受力大小。Pz為兩個(gè)軸承所受合力，由此求得左箱體主軸承受力P1=5871N，右箱體主軸承受力P2=3774N。

2.2 載荷與約束的施加

該文載荷與約束的施加都在Hyper mesh中進(jìn)行，對(duì)于燃燒室頂面安均勻大小力進(jìn)行載荷施加；對(duì)左右箱體主軸承位置施加載荷時(shí)受載面為對(duì)曲軸與軸承接觸的120度范圍以內(nèi)，徑向?yàn)橛嘞曳植剂9]，軸向?yàn)榫剂?，如圖3所示。

約束：對(duì)右邊箱體支撐盤上的三個(gè)螺栓孔進(jìn)行固定約束。限制其6個(gè)方向的自由度。

該通用小型汽油機(jī)載荷和約束的施加如圖4所示。

計(jì)算結(jié)果及分析（圖5）

由圖5可以看出：在右箱體軸承座上1、2、3號(hào)加強(qiáng)筋底部區(qū)域出現(xiàn)了應(yīng)力集中，等效應(yīng)力最大值為83 MPa。究其原因?yàn)橛蚁潴w軸承座區(qū)域剛度較差，導(dǎo)致加強(qiáng)筋底部受力狀況惡化，出現(xiàn)較大的應(yīng)力值。鑒于JFV100鋁合金材料的δb=210 MPa及其安全系數(shù)一般選擇2～3，許用應(yīng)力為105 MPa，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求。（圖6）

從圖6中可以明顯看到，由于右邊箱體整體剛性較低，在主軸承處出現(xiàn)較大不合理變形，變形量約為0.106 mm，這種大的應(yīng)變會(huì)導(dǎo)致油膜失效同時(shí)曲軸磨損也會(huì)加劇，曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)的偏心率會(huì)增大，汽油機(jī)運(yùn)行會(huì)越來(lái)越不穩(wěn)定、功率和扭矩都會(huì)降低并出現(xiàn)較大波動(dòng)，為此必須對(duì)該區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，減小最大變形量。

3 箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 優(yōu)化方案的提出

根據(jù)以上分析得出右箱體主軸承區(qū)域剛度較差，為此對(duì)右箱體主軸承區(qū)域進(jìn)行拓?fù)浠蛊鋸?qiáng)度和剛度增強(qiáng)。本文采用增加加強(qiáng)筋數(shù)目和增大軸承座壁面厚度以及在壁面添加加強(qiáng)條的優(yōu)化方案。

如圖7所示：右箱體軸承座位置的加強(qiáng)筋原本有三條及1、2、3號(hào)加強(qiáng)筋，為了增加軸承座位置的強(qiáng)度，在軸承座正下方添加4號(hào)加強(qiáng)筋，再在軸承座上方增加與1號(hào)加強(qiáng)筋成對(duì)稱分布的5號(hào)加強(qiáng)筋，同時(shí)增加了壁面厚度，壁面厚度由原來(lái)的3 mm增加到3.5 mm，還在壁面上添加了若干條加強(qiáng)條。

3.2 優(yōu)化方案計(jì)算結(jié)果及分析

通過(guò)應(yīng)力云圖看以看到，優(yōu)化后應(yīng)力集中的區(qū)域還是集中在加強(qiáng)筋底端，但是由于加強(qiáng)筋數(shù)目增加，原有加強(qiáng)筋的受力被大大的分擔(dān)，加上壁面加厚，最大應(yīng)力值大大減小，優(yōu)化后的箱體最大等效應(yīng)力為75 MPa，相比優(yōu)化前降低了10%，因此優(yōu)化設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)更加滿足強(qiáng)度要求。

從修改后的箱體應(yīng)變圖中可以明顯看到，由于右箱體軸承座支撐做了加強(qiáng)，壁面加厚，因而整體剛度得到較大提高，最大變形量為0.063 mm相比優(yōu)化前提高了40%。由此表明優(yōu)化方案合理，大大增強(qiáng)了箱體的剛度，最大變形量過(guò)大的問(wèn)題得到有效解決。

4 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)有限元分析，表明該通用小型汽油機(jī)原始模型存在受力薄弱環(huán)節(jié)及右箱體主軸承區(qū)域變形量過(guò)大。通過(guò)采用增加右箱體主軸承周圍加強(qiáng)筋數(shù)量，增加壁面厚度以及在壁面上添加加強(qiáng)條的拓?fù)鋬?yōu)化方法，使箱體的應(yīng)力與應(yīng)變有較大下降，其中最大應(yīng)力減小了10%，最大變形減小了40%，大大提高了箱體的強(qiáng)度和剛度，箱體的結(jié)構(gòu)更趨合理。

參考文獻(xiàn)

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P0—大氣壓力，一般取P0=1bar；

Fh—活塞面積，cm2。

（2）機(jī)構(gòu)慣性力。

機(jī)構(gòu)的慣性力是由于集中質(zhì)量在加減速運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生的。為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力，首先需要將機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為當(dāng)量質(zhì)量機(jī)構(gòu)，通常將連續(xù)分布質(zhì)量的曲柄連桿機(jī)構(gòu)離散成用往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mj和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mr構(gòu)成的等效的當(dāng)量系統(tǒng)來(lái)代換。經(jīng)簡(jiǎn)化后，整個(gè)曲柄連桿機(jī)構(gòu)變成了由只有剛性而無(wú)質(zhì)量的桿件連接的兩個(gè)集中質(zhì)量，包括活塞組與連桿小頭集中質(zhì)量，曲柄不平衡質(zhì)量與連桿大頭集中質(zhì)量，其中：

往復(fù)質(zhì)量

（2）

旋轉(zhuǎn)質(zhì)量

（3）

式中 mp-活塞組集中質(zhì)量（包含活塞、活塞環(huán)、活塞銷及其卡環(huán)）；

m1-連桿小頭集中質(zhì)量；

m2-連桿大頭集中質(zhì)量（包括連桿螺栓質(zhì)量）；

mcr-曲軸不平衡質(zhì)量（曲柄銷質(zhì)量與兩曲柄臂不平衡部分以及兩平衡重?fù)Q算到曲柄銷中心質(zhì)量之和）求得了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)質(zhì)量mj和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量mr，就可以計(jì)算往復(fù)慣性力Pj和旋轉(zhuǎn)慣性力（離心力）Pr。

a、往復(fù)慣性力

（4）

式中為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度，為曲軸旋轉(zhuǎn)半徑，為曲軸與連桿長(zhǎng)度比值，為曲軸轉(zhuǎn)角。

b、旋轉(zhuǎn)慣性力

（5）

（3）左右主軸承所受合力。

通用小型汽油機(jī)箱體左右主軸承所受合力就是以上氣體力、往返慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力疊加而成：

（6）

該文選用的計(jì)算工況為4000轉(zhuǎn)時(shí)，活塞位于上止點(diǎn)，最大爆發(fā)壓力為4 MPa，缸徑57 mm則可計(jì)算得氣體力Pg=9952 N；根據(jù)UG測(cè)得的的各零部件的質(zhì)量和質(zhì)心可求得：連桿小頭集中質(zhì)量與活塞組質(zhì)量往復(fù)慣性力=-613 N；連桿大頭集中質(zhì)量和曲軸不平衡質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力=304 N；其中負(fù)值表示里的方向豎直向上，這就就可得到通用小型汽油機(jī)箱體最終豎直向下的和力為：=9967 N。由于左右兩主軸承到氣缸中心線水平距離不相等，其中左箱體主軸承中心線到氣缸中心線水平距離L1=45 mm，右軸承到氣缸中心線水平距離L2=70 mm，則根據(jù)力矩平衡原理

Pz=P1+P2 （7）

P1L2=P2L1 （8）

式中P1為左箱體軸承受力大小，P2為右箱體軸承受力大小。Pz為兩個(gè)軸承所受合力，由此求得左箱體主軸承受力P1=5871N，右箱體主軸承受力P2=3774N。

2.2 載荷與約束的施加

該文載荷與約束的施加都在Hyper mesh中進(jìn)行，對(duì)于燃燒室頂面安均勻大小力進(jìn)行載荷施加；對(duì)左右箱體主軸承位置施加載荷時(shí)受載面為對(duì)曲軸與軸承接觸的120度范圍以內(nèi)，徑向?yàn)橛嘞曳植剂9]，軸向?yàn)榫剂Γ鐖D3所示。

約束：對(duì)右邊箱體支撐盤上的三個(gè)螺栓孔進(jìn)行固定約束。限制其6個(gè)方向的自由度。

該通用小型汽油機(jī)載荷和約束的施加如圖4所示。

計(jì)算結(jié)果及分析（圖5）

由圖5可以看出：在右箱體軸承座上1、2、3號(hào)加強(qiáng)筋底部區(qū)域出現(xiàn)了應(yīng)力集中，等效應(yīng)力最大值為83 MPa。究其原因?yàn)橛蚁潴w軸承座區(qū)域剛度較差，導(dǎo)致加強(qiáng)筋底部受力狀況惡化，出現(xiàn)較大的應(yīng)力值。鑒于JFV100鋁合金材料的δb=210 MPa及其安全系數(shù)一般選擇2～3，許用應(yīng)力為105 MPa，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求。（圖6）

從圖6中可以明顯看到，由于右邊箱體整體剛性較低，在主軸承處出現(xiàn)較大不合理變形，變形量約為0.106 mm，這種大的應(yīng)變會(huì)導(dǎo)致油膜失效同時(shí)曲軸磨損也會(huì)加劇，曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)的偏心率會(huì)增大，汽油機(jī)運(yùn)行會(huì)越來(lái)越不穩(wěn)定、功率和扭矩都會(huì)降低并出現(xiàn)較大波動(dòng)，為此必須對(duì)該區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，減小最大變形量。

3 箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 優(yōu)化方案的提出

根據(jù)以上分析得出右箱體主軸承區(qū)域剛度較差，為此對(duì)右箱體主軸承區(qū)域進(jìn)行拓?fù)浠?，使其?qiáng)度和剛度增強(qiáng)。本文采用增加加強(qiáng)筋數(shù)目和增大軸承座壁面厚度以及在壁面添加加強(qiáng)條的優(yōu)化方案。

如圖7所示：右箱體軸承座位置的加強(qiáng)筋原本有三條及1、2、3號(hào)加強(qiáng)筋，為了增加軸承座位置的強(qiáng)度，在軸承座正下方添加4號(hào)加強(qiáng)筋，再在軸承座上方增加與1號(hào)加強(qiáng)筋成對(duì)稱分布的5號(hào)加強(qiáng)筋，同時(shí)增加了壁面厚度，壁面厚度由原來(lái)的3 mm增加到3.5 mm，還在壁面上添加了若干條加強(qiáng)條。

3.2 優(yōu)化方案計(jì)算結(jié)果及分析

通過(guò)應(yīng)力云圖看以看到，優(yōu)化后應(yīng)力集中的區(qū)域還是集中在加強(qiáng)筋底端，但是由于加強(qiáng)筋數(shù)目增加，原有加強(qiáng)筋的受力被大大的分擔(dān)，加上壁面加厚，最大應(yīng)力值大大減小，優(yōu)化后的箱體最大等效應(yīng)力為75 MPa，相比優(yōu)化前降低了10%，因此優(yōu)化設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)更加滿足強(qiáng)度要求。

從修改后的箱體應(yīng)變圖中可以明顯看到，由于右箱體軸承座支撐做了加強(qiáng)，壁面加厚，因而整體剛度得到較大提高，最大變形量為0.063 mm相比優(yōu)化前提高了40%。由此表明優(yōu)化方案合理，大大增強(qiáng)了箱體的剛度，最大變形量過(guò)大的問(wèn)題得到有效解決。

4 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)有限元分析，表明該通用小型汽油機(jī)原始模型存在受力薄弱環(huán)節(jié)及右箱體主軸承區(qū)域變形量過(guò)大。通過(guò)采用增加右箱體主軸承周圍加強(qiáng)筋數(shù)量，增加壁面厚度以及在壁面上添加加強(qiáng)條的拓?fù)鋬?yōu)化方法，使箱體的應(yīng)力與應(yīng)變有較大下降，其中最大應(yīng)力減小了10%，最大變形減小了40%，大大提高了箱體的強(qiáng)度和剛度，箱體的結(jié)構(gòu)更趨合理。

參考文獻(xiàn)

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P0—大氣壓力，一般取P0=1bar；

Fh—活塞面積，cm2。

（2）機(jī)構(gòu)慣性力。

機(jī)構(gòu)的慣性力是由于集中質(zhì)量在加減速運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生的。為了確定機(jī)構(gòu)的慣性力，首先需要將機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)化為當(dāng)量質(zhì)量機(jī)構(gòu)，通常將連續(xù)分布質(zhì)量的曲柄連桿機(jī)構(gòu)離散成用往復(fù)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mj和旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)質(zhì)量mr構(gòu)成的等效的當(dāng)量系統(tǒng)來(lái)代換。經(jīng)簡(jiǎn)化后，整個(gè)曲柄連桿機(jī)構(gòu)變成了由只有剛性而無(wú)質(zhì)量的桿件連接的兩個(gè)集中質(zhì)量，包括活塞組與連桿小頭集中質(zhì)量，曲柄不平衡質(zhì)量與連桿大頭集中質(zhì)量，其中：

往復(fù)質(zhì)量

（2）

旋轉(zhuǎn)質(zhì)量

（3）

式中 mp-活塞組集中質(zhì)量（包含活塞、活塞環(huán)、活塞銷及其卡環(huán)）；

m1-連桿小頭集中質(zhì)量；

m2-連桿大頭集中質(zhì)量（包括連桿螺栓質(zhì)量）；

mcr-曲軸不平衡質(zhì)量（曲柄銷質(zhì)量與兩曲柄臂不平衡部分以及兩平衡重?fù)Q算到曲柄銷中心質(zhì)量之和）求得了曲柄連桿機(jī)構(gòu)的往復(fù)質(zhì)量mj和旋轉(zhuǎn)質(zhì)量mr，就可以計(jì)算往復(fù)慣性力Pj和旋轉(zhuǎn)慣性力（離心力）Pr。

a、往復(fù)慣性力

（4）

式中為曲軸旋轉(zhuǎn)角速度，為曲軸旋轉(zhuǎn)半徑，為曲軸與連桿長(zhǎng)度比值，為曲軸轉(zhuǎn)角。

b、旋轉(zhuǎn)慣性力

（5）

（3）左右主軸承所受合力。

通用小型汽油機(jī)箱體左右主軸承所受合力就是以上氣體力、往返慣性力、旋轉(zhuǎn)慣性力疊加而成：

（6）

該文選用的計(jì)算工況為4000轉(zhuǎn)時(shí)，活塞位于上止點(diǎn)，最大爆發(fā)壓力為4 MPa，缸徑57 mm則可計(jì)算得氣體力Pg=9952 N；根據(jù)UG測(cè)得的的各零部件的質(zhì)量和質(zhì)心可求得：連桿小頭集中質(zhì)量與活塞組質(zhì)量往復(fù)慣性力=-613 N；連桿大頭集中質(zhì)量和曲軸不平衡質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)慣性力=304 N；其中負(fù)值表示里的方向豎直向上，這就就可得到通用小型汽油機(jī)箱體最終豎直向下的和力為：=9967 N。由于左右兩主軸承到氣缸中心線水平距離不相等，其中左箱體主軸承中心線到氣缸中心線水平距離L1=45 mm，右軸承到氣缸中心線水平距離L2=70 mm，則根據(jù)力矩平衡原理

Pz=P1+P2 （7）

P1L2=P2L1 （8）

式中P1為左箱體軸承受力大小，P2為右箱體軸承受力大小。Pz為兩個(gè)軸承所受合力，由此求得左箱體主軸承受力P1=5871N，右箱體主軸承受力P2=3774N。

2.2 載荷與約束的施加

該文載荷與約束的施加都在Hyper mesh中進(jìn)行，對(duì)于燃燒室頂面安均勻大小力進(jìn)行載荷施加；對(duì)左右箱體主軸承位置施加載荷時(shí)受載面為對(duì)曲軸與軸承接觸的120度范圍以內(nèi)，徑向?yàn)橛嘞曳植剂9]，軸向?yàn)榫剂?，如圖3所示。

約束：對(duì)右邊箱體支撐盤上的三個(gè)螺栓孔進(jìn)行固定約束。限制其6個(gè)方向的自由度。

該通用小型汽油機(jī)載荷和約束的施加如圖4所示。

計(jì)算結(jié)果及分析（圖5）

由圖5可以看出：在右箱體軸承座上1、2、3號(hào)加強(qiáng)筋底部區(qū)域出現(xiàn)了應(yīng)力集中，等效應(yīng)力最大值為83 MPa。究其原因?yàn)橛蚁潴w軸承座區(qū)域剛度較差，導(dǎo)致加強(qiáng)筋底部受力狀況惡化，出現(xiàn)較大的應(yīng)力值。鑒于JFV100鋁合金材料的δb=210 MPa及其安全系數(shù)一般選擇2～3，許用應(yīng)力為105 MPa，箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)滿足強(qiáng)度要求。（圖6）

從圖6中可以明顯看到，由于右邊箱體整體剛性較低，在主軸承處出現(xiàn)較大不合理變形，變形量約為0.106 mm，這種大的應(yīng)變會(huì)導(dǎo)致油膜失效同時(shí)曲軸磨損也會(huì)加劇，曲軸運(yùn)轉(zhuǎn)的偏心率會(huì)增大，汽油機(jī)運(yùn)行會(huì)越來(lái)越不穩(wěn)定、功率和扭矩都會(huì)降低并出現(xiàn)較大波動(dòng)，為此必須對(duì)該區(qū)域進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，減小最大變形量。

3 箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

3.1 優(yōu)化方案的提出

根據(jù)以上分析得出右箱體主軸承區(qū)域剛度較差，為此對(duì)右箱體主軸承區(qū)域進(jìn)行拓?fù)浠?，使其?qiáng)度和剛度增強(qiáng)。本文采用增加加強(qiáng)筋數(shù)目和增大軸承座壁面厚度以及在壁面添加加強(qiáng)條的優(yōu)化方案。

如圖7所示：右箱體軸承座位置的加強(qiáng)筋原本有三條及1、2、3號(hào)加強(qiáng)筋，為了增加軸承座位置的強(qiáng)度，在軸承座正下方添加4號(hào)加強(qiáng)筋，再在軸承座上方增加與1號(hào)加強(qiáng)筋成對(duì)稱分布的5號(hào)加強(qiáng)筋，同時(shí)增加了壁面厚度，壁面厚度由原來(lái)的3 mm增加到3.5 mm，還在壁面上添加了若干條加強(qiáng)條。

3.2 優(yōu)化方案計(jì)算結(jié)果及分析

通過(guò)應(yīng)力云圖看以看到，優(yōu)化后應(yīng)力集中的區(qū)域還是集中在加強(qiáng)筋底端，但是由于加強(qiáng)筋數(shù)目增加，原有加強(qiáng)筋的受力被大大的分擔(dān)，加上壁面加厚，最大應(yīng)力值大大減小，優(yōu)化后的箱體最大等效應(yīng)力為75 MPa，相比優(yōu)化前降低了10%，因此優(yōu)化設(shè)計(jì)的結(jié)構(gòu)更加滿足強(qiáng)度要求。

從修改后的箱體應(yīng)變圖中可以明顯看到，由于右箱體軸承座支撐做了加強(qiáng)，壁面加厚，因而整體剛度得到較大提高，最大變形量為0.063 mm相比優(yōu)化前提高了40%。由此表明優(yōu)化方案合理，大大增強(qiáng)了箱體的剛度，最大變形量過(guò)大的問(wèn)題得到有效解決。

4 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)有限元分析，表明該通用小型汽油機(jī)原始模型存在受力薄弱環(huán)節(jié)及右箱體主軸承區(qū)域變形量過(guò)大。通過(guò)采用增加右箱體主軸承周圍加強(qiáng)筋數(shù)量，增加壁面厚度以及在壁面上添加加強(qiáng)條的拓?fù)鋬?yōu)化方法，使箱體的應(yīng)力與應(yīng)變有較大下降，其中最大應(yīng)力減小了10%，最大變形減小了40%，大大提高了箱體的強(qiáng)度和剛度，箱體的結(jié)構(gòu)更趨合理。

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