关键字：气缸体 有限元 子模型 疲劳分析

　　采用Pro／E和HyperMesh对改进后的某车用柴油机气缸体进行了三维实体建模和网格划分，基于ABAQUS分析平台计算了改进后的机体应力分布情况；同时结合凸轮轴孔子模型，采用Fatigue软件进行高周疲劳分析。计算结果表明：改进后凸轮轴孔处的疲劳安全系数均大于1．1，满足疲劳强度设计要求。

　　机体作为安置气缸和曲柄连杆机构以及其它辅助机构的主体骨架构件，承受着极为复杂的载荷，其刚度、强度以及动态特性对发动机的动力性、经济性和可靠性有着很大的影响。随着欧Ⅲ、欧Ⅳ柴油机的研制和生产，不断提高的爆发压力和强化指标，对柴油机机体的刚度、强度和动力特性都提出了更加严格的要求。
　　有限元法作为一种通用的数值分析方法，是目前研究机体类复杂结构受力最为可靠和有效的方法。本文采用有限元子模型技术及ABAQUS软件中的非线性接触分析模块，对改进后的某车用柴油机气缸体进行有限元强度分析，结合疲劳分析软件MSC．Fatigue重点考察凸轮轴孔子模型的疲劳安全强度，对改进措施进行分析和评价。
1 有限元模型的建立

图1 机体有限元模型

　　采用Pro／E和HyperMesh对该车用柴油机前三缸气缸体、框架、主轴瓦、凸轮轴瓦、主轴承螺栓等进行三维实体建模和网格划分。为了保证有限元计算的准确性，仅对计算精度影响较小的螺钉孔和销钉孔进行适当简化，划分网格后的机体有限元模型如图1所示。为重点考察改进后凸轮轴孔处的强度，取凸轮轴孔部位建立计算子模型，以获得较为精确的结果。
    有限元模型采用10节点四面体单元，各零部件的单元数目和节点数目如表1所示。

表1 机体计算模型中各零件的单元数与节点数

2 载荷与边界条件
　　由于重点考察主轴承力对机体尤其是凸轮轴孔的影响，故对机体顶面节点进行约束。机体、框架、轴承和螺栓互相之间建立接触或者约束方程。
　　为了确定发动机在一个工作循环内最小的疲劳强度安全系数，采用三种计算载荷工况：螺栓预紧力、轴瓦过盈、气体力引起的曲轴力以及各工况的组合。约束边界条件与载荷如图2所示。

图2 计算边界条件

3 计算结果分析
3．1 整机模型计算结果
　　螺栓预紧力作用下的最大主应力分布如图所示。

图3 螺栓预紧力作用下最大主应力

　　螺栓预紧力和轴瓦过盈共同作用下的最大主应力分布如图4所示。在此工况下进行子模型计算，计算结果作为疲劳强度计算的低工况。

图4 预紧力和轴瓦过盈共同作用最大主应力

　　机体在13．5 MPa、16．5 MPa、18 MPa三种爆发压力下的最大主应力分布如图5所示。以此工况下子模型的计算结果作为疲劳计算的高工况。

3．2 凸轮轴孔子模型计算结果
　　螺栓预紧力和轴瓦过盈作用下的凸轮轴孔子模型的计算结果如图6所示。

图5 预紧力、轴瓦过盈和气体力共同作用时最大主应力分布

图6 螺栓预紧力和轴瓦过盈作用下的主应力分布

　　该工况下凸轮轴孔处的最大主应力的最大值为40．4MPa，将这个结果作为低工况计算疲劳安全系数。
　　螺栓预紧力、轴瓦过盈和气体力(13．5Mpa)共同作用下的凸轮轴孔子模型的计算结果如图7所示。

图7 螺栓预紧力、轴瓦过盈和13．5 MPa气体力作用下的主应力分布

图8 凸轮轴孔疲劳安全系数

　　该工况下凸轮轴孔处的最大主应力的最大值为97．16Mpa；16．5MPa和18．OMPa气体力作用下最大主应力的分布与图7相似，最大值分别为106．0MPa和110．5MPa，以上述结果作为高工况计算疲劳安全系数。
3．3 凸轮轴孔疲劳安全系数计算
　　采用MSC．Fatigue软件计算的三种最大爆发压力作用下的凸轮轴孔疲劳安全系数分布如图8所示。
　　从图8中可以看出，凸轮轴孔与油孔交界处应力最大，相应的疲劳安全系数最低。三种最大爆发压力作用下的疲劳安全系数如表2所示。

表2 凸轮轴孔应力和疲劳安全系数比较

　　随着最大爆发压力的增加，凸轮轴孔处的第一主应力的最大值呈增大趋势，而疲劳安全系数呈下降趋势。由于高周疲劳计算考虑了几乎所有的影响因素，故将最小的安全系数设定为1．1，由于三种爆发压力下的疲劳安全系数均大于1．1，因此可认为改进后凸轮轴孔处是安全的。
4 结束语
　　计算了改进后的某车用柴油机气缸体应力分布情况，重点考察了凸轮轴孔处的疲劳安全强度。计算结果表明，凸轮轴孔与油孔交界处应力最大，在三种不同最大爆发压力下凸轮轴孔处疲劳安全系数均大于1．1，满足疲劳强度设计要求。

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