運用大型通用有限元分析軟件“ANSYS”利用有限元計算的方法對某型發(fā)動(dòng)機的主軸承座追加了回油孔后的強度進(jìn)行校核，根據計算的結果，進(jìn)行了實(shí)機的應力測試.實(shí)機應力測試的結果確認在主軸承座追加回油孔后并不會(huì )出現強度不足的情形，與運用有限元分析的結果較為一致，說(shuō)明了有限元模型的精度基本能夠滿(mǎn)足強度校核的要求。

　　對于每一個(gè)零件的設計變更，設計者都需要了解變更對于整個(gè)系統的影響，也就是驗證機械結構在受到外力載荷時(shí)的反應。通過(guò)該反應可知道機械結構系統受到外力載荷后的狀態(tài)，進(jìn)而判斷是否符合設計要求。但一般機械系統的幾何結構相當復雜，受的載荷也相當多，完全真實(shí)的理論分析往往無(wú)法進(jìn)行，想要得到解答，必須先簡(jiǎn)化結構，采用數值模擬的方法進(jìn)行分析。

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

　　對于每一個(gè)離散的“單元”都有確定的方程來(lái)描述它在一定載荷下的響應，模型中所有單元的響應的集合就是設計模型的總體響應。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，在與高速發(fā)展的計算機技術(shù)相互融合后，運用計算機進(jìn)行“有限元分析”輔助設計相比較單獨的實(shí)體試驗更節約費用，又可縮短設計開(kāi)發(fā)的時(shí)間，創(chuàng )造出更高品質(zhì)、更可靠的產(chǎn)品。

　　1 問(wèn)題描述

　　為對應某型發(fā)動(dòng)機曲軸后油封漏油現象，需在該款發(fā)動(dòng)機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?chē)鷻C油壓力，從而降低機油從后油封位置漏出的可能性.由于軸承座在發(fā)動(dòng)機運轉過(guò)程中承受著(zhù)經(jīng)由活塞連桿和曲軸傳遞來(lái)的強大載荷，所以鉆孔后的軸承座的強度是否能夠滿(mǎn)足發(fā)動(dòng)機高速運轉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軟件運用有限元分析的方法對設計方案的模型進(jìn)行強度校核。 

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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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　　并選擇軟件中的結構分析模塊，這樣結果將以各單元格的應力和應變來(lái)體現，并在軟件的功能選項中選擇運用諧函數來(lái)解決模型中較為復雜的有限元分析問(wèn)題；選擇劃分單元格的類(lèi)型為“10節點(diǎn)四面體單元”，因為該型發(fā)動(dòng)機的軸承座材質(zhì)為HD2 or HS1-T4(鋁材)，所以設置材料屬性的彈性模量為68Gpa，泊松比為0.34(各向同性);最后設置智能劃分等級的精度，默認為6級，本次分析選擇3級(級數越低，精度越高，運算量越大)，得到節點(diǎn)數為136657，單元格數為88415如圖3所示:

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　　3 計算并加載

　?、儆嬎慊钊麄鬟f給曲軸的最大載荷

　　根據經(jīng)驗公式，發(fā)動(dòng)機運行時(shí)的最大爆發(fā)壓力出現在曲軸轉角為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為曲軸連桿機構簡(jiǎn)圖，MT為曲軸曲柄半徑T0為連桿長(cháng)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).

　?、谟嬎爿S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(lái)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運動(dòng)而形成的剪切流動(dòng)。

　　滑動(dòng)軸承內的壓強分布為: 

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　　首先根據軸承的特性參數來(lái)確定軸承的偏心率εe特性參數

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

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　　可計算出偏位角。由于此次分析的是軸承座的強度，即只需計算圖5中x軸下方的力的分布情況，經(jīng)過(guò)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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　?、哿Φ募虞d

　　首先對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)節點(diǎn)上如圖7所示: 

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　　4 計算的最后求解

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

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由應力云圖可以清楚的看出主軸承座上所受的最大等效應力并非出現在新鉆的回油孔附近，而是出現在螺栓孔位置，其大小為d1而軸承座材料的抗拉強度極限為422Mpa,屈服極限為275Mpa，故安全系數為d21xd3?；赜涂赘浇淖畲髴?.28 Xd3，安全系數為d4=9.82。

　　5 實(shí)機的應力確認

　　為了驗證有限元計算的結果，對實(shí)機主軸承座回油孔附近的應力情況進(jìn)行了確認。確認的方法通過(guò)對軸承座的回油孔附近布置四組應變花，應變花的布置方式如圖9所示：

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　　通過(guò)測定該四組應變片的應力，再采用線(xiàn)性外推的方法得到回油孔周?chē)膽χ等鐖D10所示：

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　　回油孔周?chē)淖畲髴?5.97MPa，與有限元計算的28MPa的數據較為吻合，其偏差為7.25％,基本可以滿(mǎn)足精度要求。

　　6、結論

　　1、經(jīng)過(guò)上述的有限元數值模擬分析，驗證了新設計的零件的強度仍然滿(mǎn)足要求，為新實(shí)體的強度提供了理論的預測。

　　2、實(shí)機應力測試的結果與理論計算的結果基本能夠吻合。

　　3、該有限元模型的簡(jiǎn)化計算結果基本能夠滿(mǎn)足預測實(shí)體強度的精度要求。