 Open Journal of Transportation Technologies 交通技术, 2013, 2, 74-78 http://dx.doi.org/10.12677/ojtt.2013.21014 Published Online February 2013 (http://www.hanspub.org/journal/ojtt.html) Strength Analysis of the Gasoline Crankcase Based on ANSYS Pan Ding, Xiaowan Ma Shenyang Ligong University, Shenyang Email: dingpanyan@126.com Received: Nov. 27th, 2012; revised: Dec. 20th, 2012; accepted: Dec. 30th, 2012 Abstract: This article based on one gasoline engine which has the problem of crankcase intensity in homo- geneity, the ANSYS software is used to establish the mode of it, made the simulation of the model. Com- pleted the strength of the cylinder body distribution analysis, when third cylinder works most explosive and has the maximum thrust to the side of cylinder body. Keywords: Crankshaft Box; Finite Element Method; Strength Analysis 基于 ANSYS 的汽油机曲轴箱强度分析 丁 攀，马晓婉 沈阳理工大学，沈阳 Email: dingpanyan@126.com 收稿日期：2012 年11 月27 日；修回日期：2012年12 月20 日；录用日期：2012年12 月30 日 摘 要：本文针对某型号的汽油机曲轴箱强度不均匀的问题，基于 ANSYS 软件对其进行了建模仿真。 完成了在第三缸做功时爆发力最强和侧推力最大的工况时，缸体的强度分布分析，并通过计算分析了 仿真结果。 关键词：曲轴箱；有限元；强度分析 1. 引言 随着计算机技术的发展，利用有限元方法解决复 杂结构零部件的静强度分析计算成为一种有效的辅 助设计手段和方法，有限元方法伴随着计算机软硬件 技术的高速发展，越来越广泛地应用在汽车设计工程 领域[1]。 在国外，有限元结构分析法在各种零部件总成的 设计中都得到了广泛应用，如美国通用公司在才有机 的设计开发中已经将有限元结构分析扩展到分析极 限变形、热应力分布等诸多静动态分析上[2]；又如美 国SAE 学报、比利时鲁汶大学、美国哈弗大学等很多 研究机构，就发动机缸体有限元模型的建立作了很多 研究，特别是结合静态分析和实验模态分析等方法， 对缸体的修正和完善做出了突出的贡献[3]。 在国内，我国汽车行业现也已在有限元分析方面 做了大量的研究和应用。如江苏理工大学李建康在柴 油机上所进行的气缸体模态试验研究及动静态有限 元分析为缸体的有限元分析提供了很多有益的借鉴 [4]；华中理工大学、浙江大学、哈尔滨船舶工程学院 等也都在有限元分析技术在内燃机的设计方面的应 用公开了大量的研究成果，在动态响应激励力的确 定、发动机有限元分析中边界条件的确定以及振动响 应分析有限元模型的建立等方面都有专项的论文发 表[5]。 Copyright © 2013 Hanspub 74  基于 ANSYS 的汽油机曲轴箱强度分析 现阶段利用计算机进行模拟分析除了计算机本 身技术的发展，高性能计算机的出现之外，一些大型 商用建模软件和计算软件在实践中得以完善，并不断 成熟。由于商业化 CAE 软件的有效并行实现，它的 应用日益广泛。在有限元分析软件中，ANSYS 是较 为应用广泛的一种，同时也是经济性较好的一种[6]。 2. 缸体有限元模型的建立 如图 1所示为某 1.8 T汽油机缸体原始模型，综 合考虑到计算机的计算能力，对缸体进行如下简化： 1) 缸体内部的细小油道孔和螺栓孔，其余螺孔用 圆孔代替； 2) 缸体上的铸造圆角，发动机缸体的特点，气缸 套是一种悬置结构，缸套部分构成一个悬臂梁的结 构； 3) 不改变缸体主要结构尺寸的前提下，建立如图 2所示缸体； 4) 得到各部件的受力变形及应力分布情况，分别 单独的对缸体、缸套进行强度分析。 Figure 1. Curve: The origin model of gasoline engine cylinder 图1. 汽油机缸体原始模型 Figure 2. Curve: The element model of engine cylinder 图2. 缸体有限元模型 3. 载荷边界条件的计算 根据以往发动机工作时所得到的相关数据和经 验累积，当第三缸爆发时，第四缸处于压缩行程，这 一行程的应力状态是发动机各个状态中最恶劣的。因 此选择了第三缸做功活塞侧推力最大的时刻可能出 现最大破坏力的工况作为计算对象。在计算中主要考 虑以下几种载荷：缸盖螺栓孔处的预紧力及气缸盖所 受的气体压力，气缸壁所受的活塞侧推力，气缸壁所 受的气体压力。 3.1. 缸体受力分析 根据发动机工作原理可以知道，缸体的受力主要 来自混合燃气在缸体内燃烧时产生的压力和各部件 运转时产生的惯性力。 1) 缸体内燃气压力：如图3所示为该发动机实际 试验得到的发动机 p 示功图(纵坐标 P为缸内平均 有效压力 MPa、横坐标 为对应的曲轴转角)，则对 于气缸在曲柄转角 下的缸压Pg为： 2 1 π 4 gg pppD (3.1) 其中： P 取自然计算结果，即修正后的实际缸内压力 值，也就是 P 图中的压力值，每隔 1度曲轴转角 取一个。 1 g P为曲轴箱内的气体压力，近似取 100 千 帕，D是缸径。可以根据P与 的关系及公式3.1 计 算活塞对气缸的侧推力、气体对缸盖的作用力等随曲 轴转角的变化值。 2) 惯性力：分析活塞的惯性力时，把活塞组件中 Figure 3. Curve: Engine ork sketch map 图3. 发动机示功图 Copyright © 2013 Hanspub 75  基于 ANSYS 的汽油机曲轴箱强度分析 所有零件，包括活塞、活塞环、活塞销和活塞销卡环 的惯性力一起考虑为活塞组件的惯性力。 jhs hs Pm (3.2) 式中： 是整个活塞组件的质量、 hs m 为活塞的加速 度与曲轴转角有关。 对于连杆的惯性力，按照《内燃机设计》的方法 等效成双质量系统，即小头质量mA和大头质量 mB， 设连杆质心到大小头孔中心的距离分别为 lA和lB，连 杆的总质量是m。则连杆的往复惯性力为： 2 B jh l Pmm ls r (3.3) 式中： 为曲柄长度、 r 为曲轴角速度。 最终得到第三缸侧推力最大时缸体的受力情况 如表 1所示： 3.2. 螺栓预紧力 一般规定拧紧后螺纹联结件的预紧应力不得大于 材料屈服点 s 的80%。对于一般联结用的钢制螺栓： 0.5 0.6 s s F A (3.4) 式中： s 为螺栓材料的屈服极限； s A 为螺栓危险截 面的面积。 在这查表得 s 为280 MPa，AS为58 mm，从而得 到每个缸盖螺栓的预紧力为38,000 N。螺栓预紧力在 气缸盖上的作用是以集中载荷的形式平均分布到气 缸盖螺栓孔的各个节点上，紧固后缸体上表面与缸盖 下表面通过缸垫互相压紧实现力的平衡。 4. 曲轴箱的强度分析 4.1. 曲轴箱强度分析前处理 1) 将模型导入 ansys 中；2) 定义单元类型；3) Table 1. Thrid cylinder piston side thrust at maximum power pa- rameters 表1. 第三缸侧推力最大时缸体受力参数 缸号 1 2 3 4 曲轴转角(度) 660 120 480 300 侧推力(N) 2441 4210 4310 2263 气缸压力(KPa) 123 189 277 468 活塞位移(mm) 38.6 103.6 38.6 103.6 缸盖力(N) 633.5 973.4 1426.7 2410.4 定义材料属性，对于缸体和缸套：弹性模量 EX = 70,000 MPa，泊松比 V = 0.3对于轴承座；4) 建立模 型；5) 对模型进行网格划分。 4.2. 应用边界条件定义约束载荷及求解 1) 加约束：对于发动机缸体，将缸体底部施加约 束，对于缸套施加底部的约束。 2) 加载荷：对于螺孔预紧力，由于要求力平均加 在螺孔内的所有节点上，因此需要知道所选择的螺孔 内有多少个节点。 最终得到如图 4缸体约束与载荷，同理类似可以 得到缸套与的约束与载荷如图5所示。 5. 仿真结果 5.1. 缸体的仿真结果 缸体的形变云图和应力分布云图分别如图 6和7 所示，缸体的变形最大区域位于第一缸缸壁的左顶 Figure 4. Curve: Cylinder constraint and load 图4. 缸体约束与载荷 Figure 5. Curve: Cylinder liner constraint and load 图5. 缸套约束与载荷 Copyright © 2013 Hanspub 76  基于 ANSYS 的汽油机曲轴箱强度分析 Figure 6. Curve: Cylinder deformation diagram 图6. 缸体形变云图 Figure 7. Curve: Cylinder diagram of stress distribution 图7. 缸体应力分布云图 部，最大值为0.0507 mm。缸体的应力分布情况如图 7所示，从应力分布云图可以看出，缸体的总体应力 水平较低，大部分区域处在9 MPa 以下的低应力区， 在等效应力分布云图上为深蓝色。缸盖螺栓周围的浅 蓝色区域应力值较高，其应力值一般在 43.9~52.7 MPa 的范围，最大值为 79 MPa。 5.2. 缸套的分析结果 整个缸套的变形情况如图 8所示，最大变形 0.023306 mm位于第 3缸的缸套顶部前端，即最接近 “悬臂梁”自由端的区域，刚性位移最大，在变形云 图中表现为红色.整个缸套的应力分布情况如图 9所 示，从应力分布云图可以看出，缸套大部分区域应力 低于 10 MPa，最大应力位于第三缸的缸壁顶部周围， 最大值为15.171 MPa。 Figure 8. Curve: Cylinder liner deformation diagram 图8. 缸套形变云图 Figure 9. Curve: Cylinder liner 图9. 缸套应力分布云图 6. 结论 材料力学可知，对于塑性材料来说，它的许用应 力为 s s n ，缸体实用的为铝合金材料，其屈服 极限 s = 250~280 MPa，ns为材料的安全数，对于静 载荷的情况下，ns = 1.2~1.5，而在动载荷的情况下， ns = 3.0~4.5，由此得出在静载荷作用下，当安全系数 取得较小时，缸体材料的静许用应力为 = 208~233 MPa，当安全系数取的较高时，缸体材料的 许用应力为 = 100~112 MPa。而在动载荷作用下， 当安全系数取得较小时，缸体材料的动许用应力为 = 83~93 MPa，当安全系数取得较大时其动许用 应力为 = 55~62 Mpa[7]。 以此为标准我们来比较前面计算的结果可知，从 缸体的应力分布情况来看，除缸体与缸盖相连的紧固 Copyright © 2013 Hanspub 77  基于 ANSYS 的汽油机曲轴箱强度分析 Copyright © 2013 Hanspub 78 螺栓孔周围外，缸体其余地方的应力值较低，包括燃 气压力及活塞连杆组件侧推力直接作用的缸套、主轴 颈等的应力值都大大低于材料的许用极限，而紧固螺 栓孔周围的大部分区域，应力值都比较在许用应力范 围内。缸套的应力范围比较小，在合理范围内。 因此单从静强度分析结果来看可以认为缸体紧 固螺栓孔周围的强度足够，缸体其余地方、缸套强度 足足有余；同时，缸体、缸套的变形均小于0.034433 mm，在发动机设计的允许范围内，整个缸体的刚度 良好。 参考文献 (References) [1] 廖日东, 左正兴, 樊利霞. 发动机零部件有限元技术应用的 新进展[J]. 内燃学报, 1999, 17(2): 190-197. [2] U. Yo. The role of static and dynamic finite element analysis in designing low noise cylinder blocka. SAE Paper 830251. [3] R. M. Amundsen. Thermal design and analysis for the cryogenic MID AS experiment. 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