肖克輝 李俊坡

摘 要：本文研究對(duì)象是EH42型單缸柴油機(jī)的機(jī)體，首先利用Solidworks軟件建立該型柴油機(jī)機(jī)體的實(shí)體模型；在Hypermesh軟件中，導(dǎo)入機(jī)體實(shí)體模型進(jìn)行手動(dòng)網(wǎng)格劃分，并對(duì)網(wǎng)格優(yōu)化，提高劃分質(zhì)量，建立了機(jī)體的有限元模型；最后，將機(jī)體的有限元模型導(dǎo)入ANSYS軟件中，施加了機(jī)體在最大爆發(fā)壓力工況下所受的載荷與約束，得出了機(jī)體在該工況下最大應(yīng)力值、應(yīng)變值及其分布狀況。分析結(jié)果達(dá)到了對(duì)機(jī)體強(qiáng)度校核的目的，驗(yàn)證了該型柴油機(jī)機(jī)體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)是安全的。

關(guān)鍵詞：柴油機(jī) 機(jī)體 建模 有限元 靜力分析

機(jī)體是柴油機(jī)中結(jié)構(gòu)、最復(fù)雜、最重要的零部件之一。機(jī)體的受力非常復(fù)雜，它承受著柴油機(jī)工作時(shí)氣缸內(nèi)的氣體壓力和活塞往復(fù)慣性力等動(dòng)載荷，也承受緊固其他零部件的螺栓產(chǎn)生的預(yù)緊力，在設(shè)計(jì)柴油機(jī)機(jī)體時(shí)，必須使其具有足夠的剛度和強(qiáng)度。因此，對(duì)機(jī)體進(jìn)行有限元靜力分析，保證機(jī)體設(shè)計(jì)和結(jié)構(gòu)優(yōu)化的可靠性，是當(dāng)前整個(gè)柴油機(jī)設(shè)計(jì)過程中必不可少的重要環(huán)節(jié)。

本文以EH42型柴油機(jī)的機(jī)體為研究對(duì)象，用有限元分析對(duì)其機(jī)體進(jìn)行靜力分析。分析的結(jié)果較為真實(shí)的反映了柴油機(jī)機(jī)體的應(yīng)力、應(yīng)變，為柴油機(jī)的設(shè)計(jì)、結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了相關(guān)的計(jì)算依據(jù)，其部分參數(shù)如表1所示。

1.機(jī)體的有限元模型

1.1機(jī)體實(shí)體模型的建立

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

1.2機(jī)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(jì)算和分析的準(zhǔn)確度，本文用HyperMesh軟件建立機(jī)體的有限元網(wǎng)格模型。在機(jī)體的實(shí)體模型導(dǎo)入HyperMesh的過程中可能會(huì)出現(xiàn)一些幾何特征的缺陷，需要對(duì)其進(jìn)行幾何清理和拓?fù)湫扪a(bǔ)。建立有限元網(wǎng)格模型，首先要選定網(wǎng)格單元的類型。對(duì)于柴油機(jī)機(jī)體這種實(shí)體模型比較復(fù)雜的結(jié)構(gòu)，如果采用相同密度的10節(jié)點(diǎn)四面體單元其精度與六面體相當(dāng)，故本文采用四面體單元Solid187。

EH42型柴油機(jī)機(jī)體的材料為HT200鑄鐵，HT200的力學(xué)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(dòng)方式對(duì)機(jī)體整體進(jìn)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(duì)機(jī)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(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，得到130592個(gè)節(jié)點(diǎn)和507226個(gè)單元。生成的有限元模型見圖3—圖5。

三維網(wǎng)格質(zhì)量評(píng)估標(biāo)準(zhǔn)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(yùn)用HyperMesh軟件自帶的工具找出這部分單元，然后對(duì)其重新劃分網(wǎng)格或進(jìn)行調(diào)整，以達(dá)到標(biāo)準(zhǔn)。

2.機(jī)體的主要載荷與位移邊界條件的確定

2.1機(jī)體載荷的施加

機(jī)體主要受曲軸對(duì)主軸承孔的壓力、螺栓對(duì)缸頭的拉力、平衡軸對(duì)平衡軸孔的壓力。本文主要計(jì)算分析機(jī)體在氣缸最大爆發(fā)壓力（即活塞行至上止點(diǎn)）工況下的機(jī)體應(yīng)力和位移狀況。表2為機(jī)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(jiǎn)化為集中力作用在軸承孔上，將會(huì)產(chǎn)生很大的應(yīng)力集中。因此，必須對(duì)軸承載荷精確加載。在此，按照一般的經(jīng)驗(yàn)：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(duì)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(duì)于缸頭，螺栓力作用到柴油機(jī)機(jī)體時(shí)，各螺紋承擔(dān)的載荷并不相等，模型計(jì)算分析表明，螺栓前六個(gè)螺紋齒承擔(dān)了大約96%的載荷。因此，在本次柴油機(jī)機(jī)體強(qiáng)度計(jì)算中缸蓋螺栓力只施加在螺栓孔前六個(gè)螺紋齒上，約12mm長(zhǎng)的部分?？紤]到研究對(duì)象是柴油機(jī)整個(gè)機(jī)體，且對(duì)缸體的頂面應(yīng)力并不十分關(guān)注，故在本文計(jì)算中將不考慮螺栓預(yù)緊力（螺栓預(yù)緊力產(chǎn)生的接觸壓力僅對(duì)缸體頂面的應(yīng)力大小有所影響），對(duì)缸頭周圍的六個(gè)螺紋孔施加均勻的節(jié)點(diǎn)力載荷。

施加后的載荷如圖7所示。

2.2 機(jī)體位移邊界條件的確定

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

3.機(jī)體變形及應(yīng)力的計(jì)算結(jié)果及分析

本文選擇柴油機(jī)在氣缸最大爆發(fā)壓力工況下，運(yùn)用ANSYS中靜力分析模塊（Static Structural）實(shí)現(xiàn)對(duì)機(jī)體的應(yīng)力分布和變形情況進(jìn)行分析。機(jī)體的應(yīng)力和應(yīng)變?cè)茍D分布如圖8—圖9所示，從計(jì)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(jī)體變形從機(jī)體正面方向上整體呈現(xiàn)出前小后大的形式。機(jī)體位移最大值為0.137mm，出現(xiàn)在機(jī)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(jī)體變形總體上有沿氣缸軸方向被拉長(zhǎng)、垂直氣缸軸方向有被壓縮的趨勢(shì)。機(jī)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?yàn)槁菟ㄝS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(duì)機(jī)體的位移有很大的影響，尤其在機(jī)體底部地腳螺栓孔處位移幾乎為零。

（2）由材料力學(xué)知，鑄鐵類脆性材料的其許用應(yīng)力為[σ]=σb/nb，其中，σb為材料的強(qiáng)度極限，對(duì)于機(jī)體所用的HT200灰鑄鐵材料而言，強(qiáng)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(yàn)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(jī)體材料的靜許用應(yīng)力為[σ]=153.85MPa。

從機(jī)體的應(yīng)力分布圖可知，應(yīng)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(jī)體其余的地方的應(yīng)力值均很低，并且應(yīng)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(yīng)力[σ]。機(jī)體最大應(yīng)力處在主軸承安裝軸承蓋螺孔處，其應(yīng)力值為102.96MPa，未超過材料的靜許用應(yīng)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(jì)手段，首先分析和計(jì)算了EH42型柴油機(jī)在最大爆發(fā)工況下機(jī)體的載荷和固定約束力；再建立機(jī)體的有限元模型，施加了與實(shí)際爆發(fā)工況相符的載荷和邊界條件，通過ANSYS軟件計(jì)算得到了機(jī)體在該工況下的應(yīng)力云圖和位移云圖；通過對(duì)結(jié)果的分析可知該型柴油機(jī)機(jī)體的強(qiáng)度滿足要求，同時(shí)為以后優(yōu)化該型柴油機(jī)的設(shè)計(jì)提供了計(jì)算依據(jù)。

參考文獻(xiàn)：

[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(jī)械工業(yè)出版社，2012.

[2]王鈺棟，金磊，洪清泉.HyperMesh&HyperView;應(yīng)用技巧與高級(jí)實(shí)例[M].北京：機(jī)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(duì)柴油機(jī)前托架有限元模態(tài)分析的影響[J].機(jī)械與電子，2011， （9）： 72-74.

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

[5]楊志慧.汽車發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體有限元分析[D].武漢理工大學(xué)，2007.