根据要求，对该公司的主要产品柴油机机体进行有限元分析与改进设计。改进设计的基本原则是：
    1)不改变机体机械加工的加工工艺性和整机装配的装配工艺性。
    2)减小机体危险截面应力和应变，提高机体的刚性和可靠性。
    3)减轻机体质量，原机加工成品改进后在255kg以下。
    4)改善机体的铸造工艺性，便于铸件的清砂，保证柴油机的整机清洁度。首先用PRO进行机体、气缸盖及气缸盖螺栓的三维实体造型。为了减小计算规模，在建立机体有限元模型时将一些对机体应力与应变影响较小或没有影响的特征略去，如螺栓搭子、M12以下的螺孔、8mm以下的油道孔及部分过渡圆角、倒圆和倒角，但气缸盖螺栓的搭子及过渡圆角不能忽略，对强度影响较大的过渡圆角也要保留。为了正确模拟燃气压力的作用，采用了当量气缸盖，即形状与气缸盖相同，厚度为20mm的铸铁板。气缸盖螺栓忽略了螺纹部分，在与机体连接的25mm的螺纹部分，采用与机体公用圆柱面的方法模拟螺纹连接，即直径为14mn、长度为25mm的圆柱面不仅是螺栓的外表面，也是机体螺孔的内表面。采用PRETS 179螺栓预紧单元模拟螺栓预紧力，用面一面接触单元(TARGE 170和CONTA 174)模拟螺栓与当量气缸盖接触表面和当量气缸盖与机体顶面的接触表面。为了保证有限单元的质量，提高计算精度。用Hypermesh软件对实体模型进行网格划分，并合理调整密度，消除不良单元。划分后的机体合件模型有206841个单元，60424个节点最小角度完全满足有限元分析的要求。
    仅考虑在最大爆发压力工况下机体合件上的应力应变分布情况。
    1)燃气爆发压力
    燃气爆发压力为9MP a作用在当量气缸盖表面的 90mm的圆上。
    2)曲轴载荷
    根据动力学计算，最大连杆力为54392N，假定平分在两侧主轴承座上，因为没有考虑主轴承盖，载荷直接作用在100mm和}150mm的圆周面上，并按曲轴轴颈上的压力分布考虑，即根据传统的方法及有限宽度轴颈油膜压力应力分布规律，并忽略油孔处压力峰值突变的影响。
    3)平衡轴载荷
    在平衡轴轴承孔上施加平衡轴的离心惯性力，当活塞处于压缩上止点附近，相应的平衡轴上的平衡块近似处于活塞的反方向，数值为2355N，平分作用于两个轴承座。所有的轴承载荷都是用方程加载的方法施加。
    4)缸盖螺栓预紧力
    各螺栓上施加64000N的预紧力(根据螺栓拧紧力矩计算出来的)。
    5)位移边界条件
    发动机由机体底部的4根螺栓与机架连接，在这4根螺栓的作用部位施加全约束。
    机体头部相对于其它部位应力比较小，从应力应变的角度来看是可以接受的。但机体头部是从85mm缸径扩缸的，水套与曲轴箱环圈隔板的内径只比气缸套外径大5um、如出现铸造误差，则间隙小于25um、不利于冷却水的流动，容易引起燃烧室附近的零部件的过热。
    150mm主轴承孔Z方向的最大拉伸应力为8MPa出现在孔的上方，而100mm的主轴承孔的最大应力只有63MPa出现在孔的下方，两端的应力差别较大。这是由于两端结构的差别造成的，再加上飞轮端是功率输出端，受力复杂，这就更容易导致飞轮端主轴承孔150mm的变形，其后果在柴油机工作时因两轴承孔变形不一致使曲轴轴线发生偏转，造成飞轮端主轴承孔上下两侧受拉伸产生严重的应力集中现象。JS 190柴油机是卧式结构，从作二用力的传递途径来看，燃气压力水平作用在机体上，但机体的固定是靠在底平面上的4根M12的地脚螺栓，如果不能合理地将燃气压力引导到底平面的地脚螺栓上，就会在150mm的主轴承孔上侧产生很大附加弯矩，从而更容易在该处产生开裂，有限元分析结果也表明在此处拉应力达最大值。

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