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動機的主軸承座追加了回油孔后的強度進行校核，根據計算的結果，進行了實機的應力測試.實機應力測試的結果確認在主軸承座追加回油孔后并不會出現強度不足的情形，與運用有限元分析的結果較為一致，說明了有限元模型的精度基本能夠滿足強度校核的要求。

　　對于每一個零件的設計變更，設計者都需要了解變更對于整個系統的影響，也就是驗證機械結構在受到外力載荷時的反應。通過該反應可知道機械結構系統受到外力載荷后的狀態，進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，完全真實的理論分析往往無法進行，想要得到解答，必須先簡化結構，采用數值模擬的方法進行分析。

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

　　對于每一個離散的“單元”都有確定的方程來描述它在一定載荷下的響應，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系統，在與高速發展的計算機技術相互融合后，運用計算機進行“有限元分析”輔助設計相比較單獨的實體試驗更節約費用，又可縮短設計開發的時間，創造出更高品質、更可靠的產品。

　　1 問題描述

　　為對應某型發動機曲軸后油封漏油現象，需在該款發動機曲軸第五軸承座位置追加一個回油孔，如圖1所示位置以降低其周圍機油壓力，從而降低機油從后油封位置漏出的可能性.由于軸承座在發動機運轉過程中承受著經由活塞連桿和曲軸傳遞來的強大載荷，所以鉆孔后的軸承座的強度是否能夠滿足發動機高速運轉的要求是必須考慮的因素，因此，在制造實體零件之前，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行強度校核。 

    


　　2 創建有限元模型

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

    

　　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體現，并在軟件的功能選項中選擇運用諧函數來解決模型中較為復雜的有限元分析問題；選擇劃分單元格的類型為“10節點四面體單元”，因為該型發動機的軸承座材質為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)，得到節點數為136657，單元格數為88415如圖3所示:

    

　　3 計算并加載

　　①計算活塞傳遞給曲軸的最大載荷

　　根據經驗公式，發動機運行時的最大爆發壓力出現在曲軸轉角為11度時，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。 

    

　　圖4為曲軸連桿機構簡圖，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L為活塞上止點位置，LMT等于11度。設此時MT與豎直方向的夾角即為偏心角β，則活塞經連桿傳遞給曲軸的最大壓力
    
　　求解圖4中三角形可得

　　P=32000(牛)，P =15.5(度).

　　②計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。

　　滑動軸承在軸承孔與軸頸之間形成一個環形縫隙，油液在環形縫隙中的流動是靠軸頸與軸承孔的相對運動而形成的剪切流動。

　　滑動軸承內的壓強分布為: 

    

　　首先根據軸承的特性參數來確定軸承的偏心率εe特性參數

    

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

    


　　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，經過起點變換后，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: 

    
    

　　③力的加載

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

    


　　4 計算的最后求解

　　選擇將模型中各個節點的應力以云圖的方式顯示如圖8所示: 

    　

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。回油孔附近的最大應力為0.28 Xd3，安全系數為d4=9.82。

　　5 實機的應力確認

　　為了驗證有限元計算的結果，對實機主軸承座回油孔附近的應力情況進行了確認。確認的方法通過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：

    


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

    

　　回油孔周圍的最大應力為25.97MPa，與有限元計算的28MPa的數據較為吻合，其偏差為7.25％,基本可以滿足精度要求。

　　6、結論

　　1、經過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足要求，為新實體的強度提供了理論的預測。

　　2、實機應力測試的結果與理論計算的結果基本能夠吻合。

　　3、該有限元模型的簡化計算結果基本能夠滿足預測實體強度的精度要求。