汽车发动机缸体扩缸前后静强度和模态分析（一）

本文利用HyperWorks软件对此发动机缸体原方案与新方案的缸体静态强度和模态进行分析。

发动机缸体是发动机的主体结构，其可靠性直接影响着整个发动机的性能。缸体的变形和静强度分析考核缸体在极限工况下的刚度和强度问题。发动机缸体在工作过程中受力很复杂，除了燃气压力外，还要受到来自曲柄连杆机构的往复运动惯性力和旋转运动惯性力，还有缸体与缸盖之间的连接与密封性等边界条件对发动机的性能影响很大。

通过查阅资料，确定本课题研究的原发动机缸体为dCIll大马力发动机缸体，在查阅获得其相关数据资料后，对其扩缸前后缸体，在极限工况时的静强度进行有限元分析，得出了缸体在极限工况下的变形和应力分布情况。

1 课题来源

1.1 国外研究现状

在国外，由于计算机、内燃机设计技术以及有限元分析软件等各个方面条件都比较成熟，很早就开始了有限元技术的研究，特别是随着计算机技术及有限元理论及手段的发展，以有限元为代表的CAE技术在各技术部门起着月来越重要的作用，一些企业专门成立了CAE研发中心，早在八十年代就对内燃机机体进行了全面细致的CAE分析。德国大众公司M.Birth和B.Papez对某直列四缸水冷柴油机机体作了静刚度和模态分析，并在动态分析基础上预估了机体表面辐射的噪声计算结果表明，与实测误差只有5%-10%，可见比较精确，最后还提出了机体减振降噪的措施；比利时LMS公司、奥地利AVL公司将有限元分析技术应用到实际工程设计中，借助其强大的试验能力，在分析确定缸体激励力方面取得了重大进展，使得通过计算机模拟得到动态响应的结果同实际情况相当接近;对机体动态特性的分析发现，机体的振动模态主要分为三类：(1)主模态即整体运动模态，包括扭转和弯曲振动。(2)裙部模态，机体底部的显著振动。(3)局部模态，其中只有垂直于内燃机表面的振动的辐射噪声。除此之外世界上其他的主要柴油机生产厂商如CUMMINS、MTIJ、TOYOTA、NISSAN等广泛开展了柴油机零部件的有限元分析，分析的零件小道橡胶密封圈，大到整个机体、缸盖，涵盖了所有需要分析的零件。

1.2 国内研究现状

在国内，对机体进行CAE分析是最近十几年才慢慢发展并成熟起来的。最初，由于国内计算机硬件条件和有限元分析软件的限制，对机体一般只能做二维有限元分析，但这种方法并不能反映出机体的刚度水平和动态特性，误差较大。随着近几年计算机水平的发展以及国外优秀有限元软件的引进，开始了机体有限元分析的三维静态分析。随着对发动机机体的深入研究分析以及许多实践证明，绝大多数发动机机体都有足够的强度，但刚度往往不足，由此导致机体振动强烈，机体外表面辐射噪声严重。因此对机体由有限元静态分析转向了动态特性分析。

2 缸体有限元模型搭建

对于复杂模型的有限元仿真的建模过程，一般由专业CAD软件中建立几何模型，再导入到CAE软件中进行网格划分，和载荷约束的施加并进行计算求解。

本课题中的原123mm缸径dCI11发动机缸体模型及缸套、轴承座装配模型和128mm缸径缸体装配模型都从东风商用车获取。有PR0-E原模型及导入Hyperworks后的.hm文件。并因缸体部件几何构成复杂，加强筋、油道孔、螺栓孔等细节众多，在所获得的几何模型文件中，包含一份已经划分好的新老缸体的高质量四面体网格模型。故本文选择使用Hyperworks作为有限元分析软件，对缸体扩缸前后性能结果进行设置求解。

但在发动机缸体的静力分析中，由于载荷包含缸内爆发压力，活塞侧推力，轴承座对曲轴的支撑反力，同时还要考虑缸体缸盖的螺栓预紧力等，所以单有缸体网格模型是不够的。需要在此基础上，做出曲轴轴承座网格模型，缸套网格模型及简易的缸盖网格模型与缸体网格模型进行连接。

2.1 缸套，轴承座几何模型的简化处理

所给dcm发动机缸套及轴承座几何模型建模十分细致，倒角、沟槽等细节众多。导致在使用Hypermesh网格划分时，不易得到高质量网格，对求解及结果的准确性带来影响。故在网格划分前，先对其进行模型简化。简化模型前后对比如图2所示。

2.2 缸套、轴承座网格划分

缸套与缸体间过盈配合连接，要传递我们所关心的缸内爆发压力及活塞侧推力，故选用与缸体网格单元大小一致的5mm四面体单元进行网格划分。因为几何模型比较简单，故直接选用VolumeMesh功能进行3D网格划分。

而轴承座部分选用较大的l0mm四面体单元进行网格化分，在不影响计算结果的同时减少单元数量，以提高求解速度。也选用VolumeMesh功能进行3D网格划分。

2.3 缸套、轴承座有限元模型与缸体模型的连接

实际装配中，deni缸套用过顶端定为的方式与缸体过盈配合连接;每个轴承座通过两个M16螺栓进行连接。在有限元模型中，通过设置接触，将缸套、轴承座与缸体连接起来。其接触类型选择FREEZE形式。

2.4 缸盖模型的建立与处理

没有缸盖的的实际几何模型，故直接利用缸体有限元模型，将其上表面单元拉伸四层，并补全缸套空洞，保留螺栓孔与其他孔洞。

并用detach工具将其从缸体单元上分开，使其独立。在缸盖与缸体接触部分设置接触，选用SLIDE形式。并在螺栓孔处建立RBE2单元并与CBEAM单元一同组成简易的1D螺栓模型将缸盖与缸体连接。

通过以上设置，缸体静力分析的有限元模型搭建完毕，如图3所示。

整个原dCIll发动机缸体静力分析模型共有1557051个单元，438913个结点；扩缸后的缸体静力分析模型共有1744325个单元，473889个结点。

3 载荷与边界条件的确定

缸体载荷是缸体静强度分析计算的关键因素，它直接影响计算的准确性和可靠性。在工作过程中，发动机各部分的作用力都在不断的发生变化，为了考察缸体在极限工作状态下的强度，应该选每一缸做功行程中各部分受力最大的时刻进行分别计算，但这样势必造成计算成本的增加。根据四缸发动机点火顺序，当第三缸爆发时，第三缸处于压缩行程，这一行程的应力状态是发动机各个状态中最恶劣的。本次计算除了考察静强度外，还主要关心主轴颈和缸套的变形。因此为了节约计算成本，选择了第三缸爆发时活塞侧推力最大的时刻和主轴颈受力最大的时刻作为计算工况。在两个工况的计算中主要考虑以下几种载荷:缸体上的螺栓孔处的预紧力，气缸壁所受的侧推力，气缸壁所受的工作压力。

3.1 静强度分析载荷总汇

dCIll发动机为直列六缸柴油发动机。原缸径为123mm，曲轴长度78mm，连杆长度228mm，活塞冲程156腿。通dCIll在发动机转速在1900rpm时的缸内气压随发动机曲轴转角变化的数据。由此计算得在第三缸爆发时的各缸的压力与活塞对缸套侧压力及轴承座压力的数据如表1所示。

扩缸后发动机除缸径由123mm变为128mm夕卜，连杆及曲轴长度等尺寸不变。由于没有128缸径发动机的缸内压力随转角变化数据，同时为方便比较新老缸体的应力及位移变化，则载荷计算使用上述123mm缸径发动机的缸内压力随曲轴转角变化的数据。计算值如表2所示。

活塞与缸套是面接触，但缺少活塞尺寸及接触力分布形式，则大致将侧推力简化，以均布压力的形式施加。

缸内压力则根据活塞位移的大小，施加在缸盖与缸套区域。轴承座压力则以120°余弦分布方式施加在轴承座上。

3.2 静强度分析螺栓预紧力处理

本发动机静力分析模型中共有三种螺栓预紧力需要施加。分别是缸体缸盖连接部分的14个M20与24个M14螺栓孔，及缸体轴承座连接部分的14个M16螺栓孔处需要施加螺栓预紧力。经过查阅dCIll发动机结构及拆装讲义，分别得到各个螺栓孔的实际拧紧力大小，并查阅拧紧力与预紧力换算公式计算得到各螺栓孔处的预紧力大小如表3所示。

3.3 约束处理

通过查阅dCIll发动机的安装形式，确定其是以4点支撑的形式安装在车架上，具体四点中有两点对称分布通过飞轮壳体的左右两端上，另外两点是由缸体前端齿轮室处伸出两悬臂与车架连接。即四支撑点都不直接分布在缸体上。通过其与缸体的连接形式，我们将缸体前端正时齿轮室的螺栓连接孔内结点与用于缸体飞轮壳连接的螺栓孔内结点做固定约束处理，如图4。并以此为约束条件进行静力分析计算。

3.4 材料属性设置

缸体材料为HT250，轴承座材料为QT450，缸套材料未知，选用常用缸套材料2Crl3。缸盖由4层单元代替，故将其赋予较大的弹性模量(1.0e6)。材料属性设置如表4所示：

缸体材料为HT250，其为脆性材料，故在查看应力时选择平均第一主应力参考分析。而缸套，轴承座查看Mises应力值作为参考。