某通用小型汽油机箱体有限元分析及结构优化

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摘 要：该文运用有限元法对某通用小型汽油机箱体进行了结构强度与刚度分析，结果表明右箱体主轴承位置最大变形量过大，刚度较差。为此对右箱体主轴承区域进行拓扑优化。优化方式为：增加右箱体主轴承处加强筋数量、增加壁面厚度以及在壁面上添加加强条。通过计算表明，该优化方式能使箱体的最大应力与应变大大下降，使其强度刚度有了较大提升，箱体的结构更趋合理。

关键词：通用小型汽油机 有限元法 应力分析 结构优化

中图分类号：TK411 文献标识码：A 文章编号：1674-098X（2014）10（a）-0096-04

A universal small gasoline engine frame finite element analysis and structure optimization

ZHANG Hui ping HU Zai shuang

（Chongqing Vehicle Test & Research Institute Co.Ltd.，Chongqing 401122，China）

Abstract：This paper analyzed the structural strength and stiffness of a general small gasoline engine box by finite element method（FEM）.The results show that the maximum deformation in right box body main bearing position is too large.The reason is poor rigidity of the region.So topology optimization on right box body main bearing position.The optimization methods are increase the number of stiffeners around the box body main bearing， increase the thickness of the wall and add stiffener on the wall.The results show that the maximum stress and maximum strain greatly reduced by the optimization methods . The strength stiffness of engine box was increased greatly.The structure of engine box is more reasonable.

Key words：Universal small gasoline engine FEM stress analysis Structure optimization

箱体是通用小型汽油机的主要受力部件，通常采用铝合金压铸成型，既要实现动力传递、油输送，又要起安装定位作用，故结构较为复杂。由于箱体主轴承要承受气体爆发压力的作用，如果强度刚度不够会导致轴承座位置变形过大，从而导致油膜失效，曲轴偏磨加剧从而运转偏心率增大，汽油机运行会越来越不稳定，功率和扭矩都会降低并出现较大波动[1-2]。该文针对某一通用小型汽油机箱体的结构特点，采用UG建立通用小型汽油机箱体的三维模型，运用有限元建模软件Hypermesh进行前处理，然后用ANSYS软件进行求解，得到了箱体在某一恶劣工况下的应力、应变云图，根据计算结果对原有结构进行优化设计，将有限元和结构优化技术结合，可以实现机械零件在真正意义上的计算机辅助设计，更重要的是可以得到产品的最佳性价比[3-4]。

1 箱体有限元模型建立

1.1 几何模型的建立

该文采用UG建立通用小型汽油机箱体的三维模型。通用小型汽油机箱体结构非常复杂，包括左右两个部分，左箱体包含了气缸、燃烧室、扇热片和进排气道等结构；右箱体主要包含了支撑盘。箱体上分布有多种凸台、螺栓孔和油道，为了增加强度和刚度，减少变形，箱体的轴承座四周设有许多加强筋，如图1所示。

1.2 网格划分

该文采用Hypermesh对箱体进行网格划分，由圣维南局部影响原理可知，物体表面某微面积上作用的外力力系，若被一个静力等效力系所替代，那么物体内部导致局部应力的改变在距离力的作用点较远处，其影响可忽略不计[5]；同时为了减低网格数量，更加高效划分网格，使计算更快捷，在进行网格划分时对原始模型进行了简化，包括对不必要的螺栓孔的填充，去掉部分对结构影响不大的倒角[6]。同时为了缸压的加载封堵了进排气道。该模型共生成261291个网格单元，网格模型如下图2所示。

1.3 材料定义

采用Hypermesh对通用小型汽油机箱体材料进行材料定义，曲轴箱体为铝合金具体的材料参数如下表1所示。

铝合金的强度极限位210 MPa，对于塑性材料安全系数取1.2到2.5，该文取安全系数为2，则许用应力为105 MPa。

2 箱体载荷与约束的确定

2.1 箱体受力分析

箱体所受力包括：气体爆发压力对燃烧室顶面作用力和左右箱体主轴承受到的力。其中左右箱体主轴承所受合力是由：气体爆发压力、活塞组与连杆小头集中质量往复惯性、曲轴不平衡质量与连杆大头集中质量旋转惯性力叠加而成[7-8]。

（1）气体压力。

气缸内气体压力Pg是内燃机对外作功的主动力，气缸内工质作用在活塞上的总压力为：

（1）

式中Pg―缸内绝对压力，bar（1bar= 1×105Pa）；

P0―大气压力，一般取P0=1bar；

Fh―活塞面积，cm2。

（2）机构惯性力。

机构的惯性力是由于集中质量在加减速运动中产生的。为了确定机构的惯性力，首先需要将机构简化为当量质量机构，通常将连续分布质量的曲柄连杆机构离散成用往复运动质量mj和旋转运动质量mr构成的等效的当量系统来代换。经简化后，整个曲柄连杆机构变成了由只有刚性而无质量的杆件连接的两个集中质量，包括活塞组与连杆小头集中质量，曲柄不平衡质量与连杆大头集中质量，其中：

往复质量

（2）

旋转质量

（3）

式中 mp-活塞组集中质量（包含活塞、活塞环、活塞销及其卡环）；

m1-连杆小头集中质量；

m2-连杆大头集中质量（包括连杆螺栓质量）；

mcr-曲轴不平衡质量（曲柄销质量与两曲柄臂不平衡部分以及两平衡重换算到曲柄销中心质量之和）求得了曲柄连杆机构的往复质量mj和旋转质量mr，就可以计算往复惯性力Pj和旋转惯性力（离心力）Pr。

a、往复惯性力

（4）

式中为曲轴旋转角速度，为曲轴旋转半径，为曲轴与连杆长度比值，为曲轴转角。

b、旋转惯性力

（5）

（3）左右主轴承所受合力。

通用小型汽油机箱体左右主轴承所受合力就是以上气体力、往返惯性力、旋转惯性力叠加而成：

（6）

该文选用的计算工况为4000转时，活塞位于上止点，最大爆发压力为4 MPa，缸径57 mm则可计算得气体力Pg=9952 N；根据UG测得的的各零部件的质量和质心可求得：连杆小头集中质量与活塞组质量往复惯性力=-613 N；连杆大头集中质量和曲轴不平衡质量的旋转惯性力=304 N；其中负值表示里的方向竖直向上，这就就可得到通用小型汽油机箱体最终竖直向下的和力为：=9967 N。由于左右两主轴承到气缸中心线水平距离不相等，其中左箱体主轴承中心线到气缸中心线水平距离L1=45 mm，右轴承到气缸中心线水平距离L2=70 mm，则根据力矩平衡原理

Pz=P1+P2 （7）

P1L2=P2L1 （8）

式中P1为左箱体轴承受力大小，P2为右箱体轴承受力大小。Pz为两个轴承所受合力，由此求得左箱体主轴承受力P1=5871N，右箱体主轴承受力P2=3774N。

2.2 载荷与约束的施加

该文载荷与约束的施加都在Hyper mesh中进行，对于燃烧室顶面安均匀大小力进行载荷施加；对左右箱体主轴承位置施加载荷时受载面为对曲轴与轴承接触的120度范围以内，径向为余弦分布力[9]，轴向为均布力，如图3所示。

约束：对右边箱体支撑盘上的三个螺栓孔进行固定约束。限制其6个方向的自由度。

该通用小型汽油机载荷和约束的施加如图4所示。

计算结果及分析（图5）

由图5可以看出：在右箱体轴承座上1、2、3号加强筋底部区域出现了应力集中，等效应力最大值为83 MPa。究其原因为右箱体轴承座区域刚度较差，导致加强筋底部受力状况恶化，出现较大的应力值。鉴于JFV100铝合金材料的δb=210 MPa及其安全系数一般选择2～3，许用应力为105 MPa，箱体结构设计满足强度要求。（图6）

从图6中可以明显看到，由于右边箱体整体刚性较低，在主轴承处出现较大不合理变形，变形量约为0.106 mm，这种大的应变会导致油膜失效同时曲轴磨损也会加剧，曲轴运转的偏心率会增大，汽油机运行会越来越不稳定、功率和扭矩都会降低并出现较大波动，为此必须对该区域进行结构优化，减小最大变形量。

3 箱体结构优化设计

3.1 优化方案的提出

根据以上分析得出右箱体主轴承区域刚度较差，为此对右箱体主轴承区域进行拓扑化，使其强度和刚度增强。本文采用增加加强筋数目和增大轴承座壁面厚度以及在壁面添加加强条的优化方案。

如图7所示：右箱体轴承座位置的加强筋原本有三条及1、2、3号加强筋，为了增加轴承座位置的强度，在轴承座正下方添加4号加强筋，再在轴承座上方增加与1号加强筋成对称分布的5号加强筋，同时增加了壁面厚度，壁面厚度由原来的3 mm增加到3.5 mm，还在壁面上添加了若干条加强条。

3.2 优化方案计算结果及分析

通过应力云图看以看到，优化后应力集中的区域还是集中在加强筋底端，但是由于加强筋数目增加，原有加强筋的受力被大大的分担，加上壁面加厚，最大应力值大大减小，优化后的箱体最大等效应力为75 MPa，相比优化前降低了10%，因此优化设计的结构更加满足强度要求。

从修改后的箱体应变图中可以明显看到，由于右箱体轴承座支撑做了加强，壁面加厚，因而整体刚度得到较大提高，最大变形量为0.063 mm相比优化前提高了40%。由此表明优化方案合理，大大增强了箱体的刚度，最大变形量过大的问题得到有效解决。

4 结语

通过有限元分析，表明该通用小型汽油机原始模型存在受力薄弱环节及右箱体主轴承区域变形量过大。通过采用增加右箱体主轴承周围加强筋数量，增加壁面厚度以及在壁面上添加加强条的拓扑优化方法，使箱体的应力与应变有较大下降，其中最大应力减小了10%，最大变形减小了40%，大大提高了箱体的强度和刚度，箱体的结构更趋合理。

参考文献

[1] 杨连生.内燃机设计[M].北京：中国农业机械出版社，1981.

[2] 陆际清，沈祖京，孔宪清.汽车发动机设计（第二册）[M].北京：清华大学出版社，1993.

[3] Gynug Ju Kang，Jeong Kim，Beom Soo Kang，et a1.Analysis and design of pinion with inner helical gear by FEM[J].Intemational Journal of Modern Physics，2008，22（9，10，1 1）： 1859-1864.

[4] Moharaed Slim Abbes，Slim Bouaziz，Fakher Chaari，et a1.An acoustic.structural interaction modelling for tlle evalhation of a gearbox-radiated noise[J].International Journal of Mechanical Sciences，2008，50（3）：569-577.

[5] 朱阳.基于有限元的摩托车右曲轴箱静力学研究[J].机械设计，2014（1）.

[6] 康元春，刘溪明，焦云山.基于拓扑优化的六缸发动机缸体轻量化研究[J].汽车零部件，2011（3）.

[7] 蓝军，葛维晶.摩托车发动机曲轴滚动轴承的受力分析[J].内燃机工程， 2001，22（3）：80-85.

[8] 张保成.内燃机动力学[M].北京：机械工业出版社，2003.

[9] 吴国洋.LX150摩托车曲轴箱材料替代有限元分析与结构改造[D].重庆大学，2004.