肖克輝 李俊坡

摘 要：本文研究對象是EH42型單缸柴油機的機體，首先利用Solidworks軟件建立該型柴油機機體的實體模型；在Hypermesh軟件中，導入機體實體模型進行手動網(wǎng)格劃分，并對網(wǎng)格優(yōu)化，提高劃分質(zhì)量，建立了機體的有限元模型；最后，將機體的有限元模型導入ANSYS軟件中，施加了機體在最大爆發(fā)壓力工況下所受的載荷與約束，得出了機體在該工況下最大應力值、應變值及其分布狀況。分析結(jié)果達到了對機體強度校核的目的，驗證了該型柴油機機體結(jié)構(gòu)的設(shè)計是安全的。

關(guān)鍵詞：柴油機 機體 建模 有限元 靜力分析

機體是柴油機中結(jié)構(gòu)、最復雜、最重要的零部件之一。機體的受力非常復雜，它承受著柴油機工作時氣缸內(nèi)的氣體壓力和活塞往復慣性力等動載荷，也承受緊固其他零部件的螺栓產(chǎn)生的預緊力，在設(shè)計柴油機機體時，必須使其具有足夠的剛度和強度。因此，對機體進行有限元靜力分析，保證機體設(shè)計和結(jié)構(gòu)優(yōu)化的可靠性，是當前整個柴油機設(shè)計過程中必不可少的重要環(huán)節(jié)。

本文以EH42型柴油機的機體為研究對象，用有限元分析對其機體進行靜力分析。分析的結(jié)果較為真實的反映了柴油機機體的應力、應變，為柴油機的設(shè)計、結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了相關(guān)的計算依據(jù)，其部分參數(shù)如表1所示。

1.機體的有限元模型

1.1機體實體模型的建立

本文根據(jù)EH42型柴油機的機體圖紙尺寸，用Solidworks軟件建立了三維實體模型，主要建模思路是：首先繪制機體的整體輪廓，EH42型柴油機機體的整體尺寸為長629mm，寬199mm，高370mm；接著在創(chuàng)建機體內(nèi)腔、主軸承孔及其凸臺、齒輪室等；再對機體氣缸體部分創(chuàng)建的同時需要完成氣缸孔、冷卻水道、氣缸體外形輪廓及安裝凸臺的創(chuàng)建；最后再創(chuàng)建機體各個面上的螺紋孔和直孔。在建立機體實體模型時，對機體進行了簡化：（1）忽略一些如凸臺、油道、水道、銷孔局部性細小結(jié)構(gòu)；（2）對螺栓、螺紋孔進行簡化處理。經(jīng)過以上簡化處理后機體的實體模型見圖1、圖2。

1.2機體有限元模型的建立

有限元網(wǎng)格的好壞直接關(guān)系到計算和分析的準確度，本文用HyperMesh軟件建立機體的有限元網(wǎng)格模型。在機體的實體模型導入HyperMesh的過程中可能會出現(xiàn)一些幾何特征的缺陷，需要對其進行幾何清理和拓撲修補。建立有限元網(wǎng)格模型，首先要選定網(wǎng)格單元的類型。對于柴油機機體這種實體模型比較復雜的結(jié)構(gòu)，如果采用相同密度的10節(jié)點四面體單元其精度與六面體相當，故本文采用四面體單元Solid187。

EH42型柴油機機體的材料為HT200鑄鐵，HT200的力學性能參數(shù)有：彈性模量1.13×1011Pa，泊松比0.24密度，7.0×103kg/m3。

本文中以手動方式對機體整體進行網(wǎng)格劃分，總體上網(wǎng)格單元的尺寸設(shè)定為5mm，然后對機體的主軸承孔、平衡軸孔和缸頭螺栓孔等受力關(guān)鍵部位進行網(wǎng)格細化，得到130592個節(jié)點和507226個單元。生成的有限元模型見圖3—圖5。

三維網(wǎng)格質(zhì)量評估標準如圖1.6所示。單元質(zhì)量檢查后，如檢查出不符合規(guī)定要求的單元，運用HyperMesh軟件自帶的工具找出這部分單元，然后對其重新劃分網(wǎng)格或進行調(diào)整，以達到標準。

2.機體的主要載荷與位移邊界條件的確定

2.1機體載荷的施加

機體主要受曲軸對主軸承孔的壓力、螺栓對缸頭的拉力、平衡軸對平衡軸孔的壓力。本文主要計算分析機體在氣缸最大爆發(fā)壓力（即活塞行至上止點）工況下的機體應力和位移狀況。表2為機體在最大爆發(fā)壓力工況下所受的主要載荷。

如果將軸承載荷簡化為集中力作用在軸承孔上，將會產(chǎn)生很大的應力集中。因此，必須對軸承載荷精確加載。在此，按照一般的經(jīng)驗：假設(shè)軸承和軸頸之間的作用力按余弦分布，有主軸承端蓋側(cè)（大孔）受力分布角為180°，齒輪室側(cè)主軸承孔（小孔）受力分布角140°軸承孔面。對平衡軸孔上所受力的施加也是如此，作用力按余弦分布，分布角為180°。

對于缸頭，螺栓力作用到柴油機機體時，各螺紋承擔的載荷并不相等，模型計算分析表明，螺栓前六個螺紋齒承擔了大約96%的載荷。因此，在本次柴油機機體強度計算中缸蓋螺栓力只施加在螺栓孔前六個螺紋齒上，約12mm長的部分。考慮到研究對象是柴油機整個機體，且對缸體的頂面應力并不十分關(guān)注，故在本文計算中將不考慮螺栓預緊力（螺栓預緊力產(chǎn)生的接觸壓力僅對缸體頂面的應力大小有所影響），對缸頭周圍的六個螺紋孔施加均勻的節(jié)點力載荷。

施加后的載荷如圖7所示。

2.2 機體位移邊界條件的確定

本文中，實際工況下，通過機體底部的四個螺栓孔將機體固定在機座上，為此將四個螺栓孔的 x、y、z向施加位移約束，結(jié)果見圖7。

3.機體變形及應力的計算結(jié)果及分析

本文選擇柴油機在氣缸最大爆發(fā)壓力工況下，運用ANSYS中靜力分析模塊（Static Structural）實現(xiàn)對機體的應力分布和變形情況進行分析。機體的應力和應變云圖分布如圖8—圖9所示，從計算結(jié)果看：

（1）由于主軸承載荷、平衡軸載荷、螺栓軸向力的綜合作用，機體變形從機體正面方向上整體呈現(xiàn)出前小后大的形式。機體位移最大值為0.137mm，出現(xiàn)在機體前端的虹蓋螺栓孔處，主軸承孔及平衡軸孔處的變形也比較大。機體變形總體上有沿氣缸軸方向被拉長、垂直氣缸軸方向有被壓縮的趨勢。機體氣缸套頂平面螺栓孔附近區(qū)域均有不同程度的隆起，這是因為螺栓軸向力的作用使氣缸套頂面整體受力不均造成的結(jié)果。地腳螺栓對機體的位移有很大的影響，尤其在機體底部地腳螺栓孔處位移幾乎為零。

（2）由材料力學知，鑄鐵類脆性材料的其許用應力為[σ]=σb/nb，其中，σb為材料的強度極限，對于機體所用的HT200灰鑄鐵材料而言，強度極限σb=200MPa；nb為材料的安全系數(shù)，在靜載荷情況下，通常根據(jù)經(jīng)驗安全系數(shù)取nb=1.3-2.0。在本論文中，安全系數(shù)nb取得1.3，機體材料的靜許用應力為[σ]=153.85MPa。

從機體的應力分布圖可知，應力集中區(qū)主要集中在主軸承孔、氣缸體螺栓孔以及平衡軸孔處，機體其余的地方的應力值均很低，并且應力值都低于材料的許用極限，最大值未超過153.85MPa，小于材料的靜許用應力[σ]。機體最大應力處在主軸承安裝軸承蓋螺孔處，其應力值為102.96MPa，未超過材料的靜許用應力[σ]。

4.結(jié)論

本論文結(jié)合基于有限元理論的分析技術(shù)等現(xiàn)代化設(shè)計手段，首先分析和計算了EH42型柴油機在最大爆發(fā)工況下機體的載荷和固定約束力；再建立機體的有限元模型，施加了與實際爆發(fā)工況相符的載荷和邊界條件，通過ANSYS軟件計算得到了機體在該工況下的應力云圖和位移云圖；通過對結(jié)果的分析可知該型柴油機機體的強度滿足要求，同時為以后優(yōu)化該型柴油機的設(shè)計提供了計算依據(jù)。

參考文獻：

[1]賀李平，龍凱，肖介平.ANSYS 13. 0與HyperMesh 11. 0聯(lián)合仿真有限元分析[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012.

[2]王鈺棟，金磊，洪清泉.HyperMesh&HyperView;應用技巧與高級實例[M].北京：機械工業(yè)出版社，2012.

[3]閻文兵，姜紹忠，陳越.不同網(wǎng)格密度對柴油機前托架有限元模態(tài)分析的影響[J].機械與電子，2011， （9）： 72-74.

[4]陸修涵.柴油機原理，結(jié)構(gòu)，動力學[M].北京.中國鐵道出版社，1986.

[5]楊志慧.汽車發(fā)動機機體有限元分析[D].武漢理工大學，2007.