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車用采油機機體是發(fā)動機的骨架，為了保證活塞、連桿、曲軸及凸輪軸等高速運動件運行的可靠性、耐久性和安全性，要求機體不僅要有足夠的幾何精度，而且本身應具備足夠的剛度、強度和動力特性。近年來，不斷提高的爆發(fā)壓力和對柴油機振動噪聲的限制，對車用柴油機機體的靜態(tài)強度和動態(tài)特性設計提出了更加嚴格的要求。
采用有限元分析和實驗研究相結合的方法，可對設計階段的柴油機進行機體強度分析和結構優(yōu)化。用有限元法預測機體強度，根據(jù)實驗結果驗證有限元模型的準確性，進而修正模型，改進機體結構。
本研究采用機體有限元整體分析與子模型分析相結合技術，建立某車用柴油機機體三維實體模型和有限元模型，以大型非線性有限元軟件ABAQUS為分析平臺，計算原機機體的靜態(tài)強度，查找氣缸體的薄弱部位，對改進前后的水套根部子模型進行疲勞分析，結合應力測試實驗進一步驗證機體結構改進方案。
應用ABAQUS軟件對某直列六缸車用柴油機機體進行靜態(tài)強度計算，重點考察氣缸體進氣側水套根部應力分布情況。
為了控制有限元計算規(guī)模，采用Pro/E軟件和前處理軟件HyperMesh分別對原機第4、6缸的氣缸體、氣缸蓋、缸蓋螺栓及第4、5缸進氣側水套根部進行三維實體建模和網(wǎng)格劃分。為了保證有限元分析結果的準確性，僅忽略不起主要作用的倒角和過渡弧，對計算精度影響小的螺釘孔和銷釘孔進行適當簡化。分析采用10節(jié)點的四面體單元，劃分網(wǎng)格后的氣缸體有限元模型及子模型。載荷與邊界條件(1)約束氣缸體下端與框架接觸處Y方向的自由度。(2)在第5缸缸蓋火力面上施加氣體爆發(fā)壓力16. 5 M Pa。(3)對缸蓋主螺栓施加最大預緊力112 kN。
有限元靜強度計算結果表明氣缸體水套根部存在明顯的應力集中，為了增加此處的強度，對氣缸體進行結構改進設計，將進、排氣側水套根部交接處的圓弧半徑加大，并增設兩條加強筋。
為了考察改進效果，對1~3缸柴油機氣缸體進行有限元計算，采用疲勞分析軟件MSC. Fatige對改進前后的排氣側水套根部子模型進行高循環(huán)疲勞分析。
對原機第1~3缸的氣缸體、氣缸蓋、缸蓋螺栓及改進前后的排氣側水套根部進行三維實體建模和網(wǎng)格劃分。取包含水套根部的應力集中區(qū)域建立子模型，采用1.5~2 mm的有限元網(wǎng)格密度，以獲得較為精確的計算結果。氣缸體有限元模型采用10節(jié)點四面體單元，缸蓋采用10節(jié)點和4節(jié)點混合四面體單元。
采用螺栓預緊力和氣體載荷計算工況，計算13.5，16.5及18.0 MPa，3種不同最大爆發(fā)壓力時的機體應力分布情況。
可見，隨著最大爆發(fā)壓力的升高，水套根部第一主應力的最大值是升高的。水套根部加筋改進后，3種爆發(fā)壓力作用下的最大主應力均有較大幅度的降低。根據(jù)子模型計算結果，采用MSC.Fatige。軟件分別計算3種不同爆發(fā)壓力下的排氣側水套根部疲勞安全系數(shù)。以最大爆發(fā)壓力16. 5 MPa為例，計算所得原機與改進后子模型的疲勞安全系數(shù)對比。
原機子模型在最大爆發(fā)壓力為13. 5 MPa時的疲勞安全系數(shù)為1.22，當爆發(fā)壓力提高為16.5 MPa和18.0 MPa時，此處疲勞安全系數(shù)分別降至1.08和1.02，小于高周疲勞分析的最小安全系數(shù)1.10，趨于不安全。采用加筋改進方案后，上述疲勞安全系數(shù)分別升至1.44和1.36，趨于安全。
有限元計算表明，機體第一主應力在水套根部存在明顯的應力集中現(xiàn)象，高循環(huán)疲勞分析顯示高爆壓時水套根部疲勞安全系數(shù)不足，存在安全隱患。加筋改進方案能夠有效地降低水套根部應力，將16.5 MPa，18.0 MPa。兩種高爆發(fā)壓力下的疲勞安全系數(shù)提高至安全范圍。第5缸加壓時原機進氣側水套根部測試最大應力值與有限元計算結果僅差2.7%，驗證了有限元模型的準確性。氣缸體加筋改進后，水套根部交接位置應力值降低11%-46%，整體剛度和強度有所加強。
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