发动机机体是整机的骨架，发动机零件都直接或间接地安装在机体上，因此要求机体不仅要有足够的几何精度，而且应具备足够的刚度、强度和动力学特性。某六缸车用柴油机在提高爆发压力后要求对该机体进行主轴承座有限元分析校核和疲劳寿命分析，以进行针对性的改进设计。现有的机体疲劳试验台只能对主轴承施加竖直方向上的力来模拟爆发压力，而忽略了活塞杆抽轴在工作过程中对主轴承座其他方向上施加的力。本文中在机体疲劳试验的基础上，用有限元方法模拟试验过程，获取准确的疲劳计算参数。通过多体动力学获得了在工作循环内的各个主轴承力，进而通过有限元分析得到了机体所承受的动态应力，结合预紧载荷作用下的准静态应力，预测了机体的疲劳寿命，并针对薄弱部位进行了相应的改进设计，提高了机体的疲劳寿命。
      为达到足够工程精度的同时减少计算时间，提高计算效率，机体只在主轴承座及其周围采用精度较高的节点四面体单元网格，同时忽略部分不重要的倒角，并对须重点关注的地方适当地加密网格。基于六缸机的对称性，在靠近飞轮端的4,5,6缸模型采用1阶四面体，靠近皮带轮端的1,2,3缸模型采用2阶四面体并作为分析关注对象。有限元网格模型见图，共有472939个单元和386463个节点。为验证该有限元模型的准确性，进行了机体自由模态试验，同时进行了自由模态数值计算。表列出了该机体有限元分析和实测的固有频率。由表可以看出，大部分相对误差在5%以内，说明有限元模型较好地模拟了实际机体的物理特性，满足工程要求，同时也说明了之前的简化和有限元单元选择的合理性。
      柴油机的主要参数见表，利用计算机辅助分析技术进行机械系统的多体动力学分析，可以确定系统及其各构件在任意时刻的位移、速度和加速度，同时确定其所受到的作用力及其反作用力。多体动力学包括柔性体动力学和刚性体动力学。其中前者建立在后者之上，是解决部件大尺度、体位移和小尺度线性弹性变形同时存在时的动力学理论。在广义坐标下，基于拉格朗日方程的控制微分方程的最终形式为式中省为广义坐标；M为柔性体的质量矩阵；K为广义刚度矩阵；fr为广义质量力；D为模态阻尼矩阵。具体内容参见文献，此处不再赘述。柴油机曲轴振动是三维且各方向振动相互藕合的，其弯曲振动影响主轴承载荷。轴承载荷中除轴承支撑力外，还有轴承弯矩的作用。建立多体动力学模型可有效模拟这些载荷。发动机动力学仿真模型包括弹性机体、简易缸套、轴瓦、弹性轴系、简易活塞连杆组和弹性主轴承座等模型。建立的动力学仿真模型如图所示，为方便观察轴瓦、简易活塞连杆等部件或连接符，图中隐藏了部分机体网格模型。轴承可采用非线性弹簧阻尼单元、刚体液力轴承和弹性藕合液力轴承(考虑不对中)3种模型。为降低弹性多体动力学的计算成本，本文中采用非线性弹簧阻尼单元模拟主轴承。通过设置轴瓦宽度上的弹簧数量的比例分布，可模拟轴颈不对中和轴承弯矩。而刚体轴承不考虑结构弹性仅考虑轴颈发生倾斜的情况。多体动力学仿真结果见图。图显示了最大爆发压力工况(1000r/min)各主轴承座受力图，对应的是第1缸上止点。第1主轴承座是离皮带轮端最近的主轴承座，第7主轴承座是离飞轮端最近的主轴承座。Y方向是水平且垂直于曲轴轴向的方向，Z方向是竖直向上的方向。由图可以看到，在Y方向上受力最大的是第6主轴承座，而在Z方向上受力最大的是第2主轴承座。其中由于爆发压力为主轴承座受力的主要因素，故Z方向受力数值比Y方向上大。因此，第2主轴承座应力水平为重点关注对象。
      根据三维弹性动力学方程和对应的载荷与位移边界条件进行结构动力学系统计算，根据Galerkin对等效动力学方程的转化方法。系统的外部激励是根据实测的发动机示功图得到的缸内压力。求解以上结构动力学方程一般有直接法和模态法两种方法。考虑到模态法较节省资源且适用于线弹性体的应力拉移场计算，具有足够的计算精度，故使用模态法按照一定的时间步长求解动力学方程，计算机体的动态应力。

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