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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(jié)合的方法，可對設計階段的柴油機進行機體強度分析和結(jié)構(gòu)優(yōu)化。用有限元法預測機體強度，根據(jù)實驗結(jié)果驗證有限元模型的準確性，進而修正模型，改進機體結(jié)構(gòu)。
本研究采用機體有限元整體分析與子模型分析相結(jié)合技術(shù)，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(jié)合應力測試實驗進一步驗證機體結(jié)構(gòu)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(cè)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(cè)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(jié)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(jié)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(jié)構(gòu)改進設計，將進、排氣側(cè)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(cè)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(cè)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(jié)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(jié)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(cè)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(cè)水套根部測試最大應力值與有限元計算結(jié)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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