運(yùn)用大型通用有限元分析軟件“ANSYS”利用有限元計(jì)算的方法對(duì)某型發(fā)動(dòng)機(jī)的主軸承座追加了回油孔后的強(qiáng)度進(jìn)行校核，根據(jù)計(jì)算的結(jié)果，進(jìn)行了實(shí)機(jī)的應(yīng)力測試.實(shí)機(jī)應(yīng)力測試的結(jié)果確認(rèn)在主軸承座追加回油孔后并不會(huì)出現(xiàn)強(qiáng)度不足的情形，與運(yùn)用有限元分析的結(jié)果較為一致，說明了有限元模型的精度基本能夠滿足強(qiáng)度校核的要求。

　　對(duì)于每一個(gè)零件的設(shè)計(jì)變更，設(shè)計(jì)者都需要了解變更對(duì)于整個(gè)系統(tǒng)的影響，也就是驗(yàn)證機(jī)械結(jié)構(gòu)在受到外力載荷時(shí)的反應(yīng)。通過該反應(yīng)可知道機(jī)械結(jié)構(gòu)系統(tǒng)受到外力載荷后的狀態(tài)，進(jìn)而判斷是否符合設(shè)計(jì)要求。但一般機(jī)械系統(tǒng)的幾何結(jié)構(gòu)相當(dāng)復(fù)雜，受的載荷也相當(dāng)多，完全真實(shí)的理論分析往往無法進(jìn)行，想要得到解答，必須先簡化結(jié)構(gòu)，采用數(shù)值模擬的方法進(jìn)行分析。

　　有限元分析是利用數(shù)學(xué)近似的方法對(duì)真實(shí)物理系統(tǒng)(幾何和載荷工況)進(jìn)行模擬，通過劃分簡單而又相互作用的元素，即單元，用有限數(shù)量的單元去逼近無限未知量的真實(shí)系統(tǒng)的一種分析方法。

　　對(duì)于每一個(gè)離散的“單元”都有確定的方程來描述它在一定載荷下的響應(yīng)，模型中所有單元的響應(yīng)的集合就是設(shè)計(jì)模型的總體響應(yīng)。一個(gè)模擬模型中包含的被確定方程約束的“單元”越多，該模型就越接近于真實(shí)系統(tǒng)，在與高速發(fā)展的計(jì)算機(jī)技術(shù)相互融合后，運(yùn)用計(jì)算機(jī)進(jìn)行“有限元分析”輔助設(shè)計(jì)相比較單獨(dú)的實(shí)體試驗(yàn)更節(jié)約費(fèi)用，又可縮短設(shè)計(jì)開發(fā)的時(shí)間，創(chuàng)造出更高品質(zhì)、更可靠的產(chǎn)品。

　　1 問題描述

　　為對(duì)應(yīng)某型發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸后油封漏油現(xiàn)象，需在該款發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸第五軸承座位置追加一個(gè)回油孔，如圖1所示位置以降低其周圍機(jī)油壓力，從而降低機(jī)油從后油封位置漏出的可能性.由于軸承座在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中承受著經(jīng)由活塞連桿和曲軸傳遞來的強(qiáng)大載荷，所以鉆孔后的軸承座的強(qiáng)度是否能夠滿足發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)的要求是必須考慮的因素，因此，在制造實(shí)體零件之前，先利用ANSYS軟件運(yùn)用有限元分析的方法對(duì)設(shè)計(jì)方案的模型進(jìn)行強(qiáng)度校核。 

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　　2 創(chuàng)建有限元模型

　　首先將在CATIA中繪制完成的打孔后第五軸承座的三維實(shí)體模型導(dǎo)入到ANSYS分析軟件中，如圖2所示: 

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　　并選擇軟件中的結(jié)構(gòu)分析模塊，這樣結(jié)果將以各單元格的應(yīng)力和應(yīng)變來體現(xiàn)，并在軟件的功能選項(xiàng)中選擇運(yùn)用諧函數(shù)來解決模型中較為復(fù)雜的有限元分析問題；選擇劃分單元格的類型為“10節(jié)點(diǎn)四面體單元”，因?yàn)樵撔桶l(fā)動(dòng)機(jī)的軸承座材質(zhì)為HD2 or HS1-T4(鋁材)，所以設(shè)置材料屬性的彈性模量為68Gpa，泊松比為0.34(各向同性);最后設(shè)置智能劃分等級(jí)的精度，默認(rèn)為6級(jí)，本次分析選擇3級(jí)(級(jí)數(shù)越低，精度越高，運(yùn)算量越大)，得到節(jié)點(diǎn)數(shù)為136657，單元格數(shù)為88415如圖3所示:

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　　3 計(jì)算并加載

　?、儆?jì)算活塞傳遞給曲軸的最大載荷

　　根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式，發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行時(shí)的最大爆發(fā)壓力出現(xiàn)在曲軸轉(zhuǎn)角為11度時(shí)，大小等于(壓縮比x8-5)。將壓縮比和活塞直徑代入得到活塞承受的最大壓力N約為33000牛。 

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　　圖4為曲軸連桿機(jī)構(gòu)簡圖，MT為曲軸曲柄半徑T0為連桿長度，MN為曲軸和缸孔的偏心距，點(diǎn)L為活塞上止點(diǎn)位置，LMT等于11度。設(shè)此時(shí)MT與豎直方向的夾角即為偏心角β，則活塞經(jīng)連桿傳遞給曲軸的最大壓力
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　　求解圖4中三角形可得

　　P=32000(牛)，P =15.5(度).

　?、谟?jì)算軸承座上的載荷分布

　　軸承座上的載荷分布如圖5所示

　　P為活塞經(jīng)連桿傳遞來的最大壓力，β為偏心角，a為偏位角，θ為變量。

　　滑動(dòng)軸承在軸承孔與軸頸之間形成一個(gè)環(huán)形縫隙，油液在環(huán)形縫隙中的流動(dòng)是靠軸頸與軸承孔的相對(duì)運(yùn)動(dòng)而形成的剪切流動(dòng)。

　　滑動(dòng)軸承內(nèi)的壓強(qiáng)分布為: 

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　　首先根據(jù)軸承的特性參數(shù)來確定軸承的偏心率εe特性參數(shù)

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　　可以得出εe，將其代入公式2，并將公式2的函數(shù)關(guān)系導(dǎo)入到MATLAB計(jì)算軟件中就可以得出壓力隨角度的變化關(guān)系曲線，再由 

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　　可計(jì)算出偏位角。由于此次分析的是軸承座的強(qiáng)度，即只需計(jì)算圖5中x軸下方的力的分布情況，經(jīng)過起點(diǎn)變換后，可得出在軸承座上的壓力隨角度變化的分布情況如圖6所示: 

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　　首先對(duì)模型中螺栓孔的底端進(jìn)行全自由度的約束，然后軸承座的受力情況按圖6中力的分布形式進(jìn)行離散式的加載，力加載在軸承座面的各個(gè)節(jié)點(diǎn)上如圖7所示: 

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　　4 計(jì)算的最后求解

　　選擇將模型中各個(gè)節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力以云圖的方式顯示如圖8所示: 

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由應(yīng)力云圖可以清楚的看出主軸承座上所受的最大等效應(yīng)力并非出現(xiàn)在新鉆的回油孔附近，而是出現(xiàn)在螺栓孔位置，其大小為d1而軸承座材料的抗拉強(qiáng)度極限為422Mpa,屈服極限為275Mpa，故安全系數(shù)為d21xd3。回油孔附近的最大應(yīng)力為0.28 Xd3，安全系數(shù)為d4=9.82。

　　5 實(shí)機(jī)的應(yīng)力確認(rèn)

　　為了驗(yàn)證有限元計(jì)算的結(jié)果，對(duì)實(shí)機(jī)主軸承座回油孔附近的應(yīng)力情況進(jìn)行了確認(rèn)。確認(rèn)的方法通過對(duì)軸承座的回油孔附近布置四組應(yīng)變花，應(yīng)變花的布置方式如圖9所示：

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　　通過測定該四組應(yīng)變片的應(yīng)力，再采用線性外推的方法得到回油孔周圍的應(yīng)力值如圖10所示：

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　　回油孔周圍的最大應(yīng)力為25.97MPa，與有限元計(jì)算的28MPa的數(shù)據(jù)較為吻合，其偏差為7.25％,基本可以滿足精度要求。

　　6、結(jié)論

　　1、經(jīng)過上述的有限元數(shù)值模擬分析，驗(yàn)證了新設(shè)計(jì)的零件的強(qiáng)度仍然滿足要求，為新實(shí)體的強(qiáng)度提供了理論的預(yù)測。

　　2、實(shí)機(jī)應(yīng)力測試的結(jié)果與理論計(jì)算的結(jié)果基本能夠吻合。

　　3、該有限元模型的簡化計(jì)算結(jié)果基本能夠滿足預(yù)測實(shí)體強(qiáng)度的精度要求。