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摘要： 采用线性分析发动机缸体时，在螺栓接触和绑定的位置会出现明显的应力集中点，且计算得到疲劳安全因数远远低于合理值.在考虑材料非线性的基础上对发动机缸体进行非线性分析，发现在螺栓接触和绑定位置处的应力明显降低，计算得到的疲劳安全因数也趋于合理.通过汽油机缸体线性与非线性对比分析可以发现，缸体非线性模型的计算结果更合理.若要改善螺栓孔周边的安全因数，一定要保证螺栓绑定和接触位置接近实际情况，特别在2个面过渡的位置不能绑定，这样可以避免造成应力集中.
关键词： 缸体； 非线性分析； 有限元
中图分类号： U464.12； TB115.1文献标志码： B
引言
缸体是发动机的主要支撑部件，缸盖、主轴承盖、曲轴和发动机附件等都以其为基础进行安装，因此在设计过程中必须保证发动机缸体的刚度和强度.在缸体模型冻结前，必须对其进行有限元分析.缸体分析是针对一个系统，包括主轴承盖、轴瓦、主轴承盖螺栓、主轴承盖螺栓定位套、简易缸盖和缸盖螺栓等，分析过程中要考虑爆发压力、螺栓预紧力、轴瓦动态载荷（即曲轴作用在轴瓦上的载荷）、轴瓦过盈量和定位套过盈量等的作用.
1有限元模型对比分析
对缸体建立有限元模型，通过2轮模型计算结果的对比，并参考AVL前期的主轴承壁分析报告，确定合适的网格尺寸以达到合理的结果.
1.1有限元模型改进方案
1.1.1内缸体模型改进措施
（1）细化缸体与主轴承盖接触面的网格，网格尺寸由3 mm改为1 mm；
（2）细化定位套与缸体轴孔之间的网格，网格尺寸由3 mm改为1 mm；
（3）细化缸体螺栓孔的网格，螺栓孔轴向网格尺寸由4 mm改为3 mm，周向由12层改为20层；
（4）细化缸体承受轴瓦位置的网格，网格尺寸由5 mm改为3 mm；
（5）细化轴承壁与缸孔过渡位置的网格，网格尺寸由4 mm改为3 mm；
（6）为控制网格数量，缸孔内的网格粗化；
（7）网格在缸体下端的关键位置细化，其他位置粗化，整个缸体网格数目控制在33万个左右.
缸体原模型与优化模型见图1.
图 1缸体原模型与优化模型
1.1.2轴瓦模型改进措施
（1）轴瓦内层沿轴向网格由9层改为12层；
（2）轴瓦外层沿轴向网格由6层改为10层；
（3）轴瓦内层沿周向网格由24层改为40层；
（4）由于轴瓦需要加载动力学载荷，因此细化轴瓦网格，有助于提高载荷提取精度；
（5）轴瓦网格细化后，网格数量由22万个增加到38万个.
轴瓦原模型与优化模型见图2.
图 2轴瓦原模型与优化模型
1.1.3主轴承盖模型改进措施
（1）轴承盖与缸体接触面网格细化，网格尺寸由3 mm改为1 mm；
（2）螺栓孔轴向网格尺寸细化，网格由12层改为20层；
（3）轴承座支撑轴瓦的位置周向网格尺寸细化，网格由24层改为40层；
（4）通过网格细化，主轴承座的网格数量由3万个改为13万个.
主轴承盖原模型与优化模型见图3.
图 3主轴承盖原模型与优化模型
1.1.3螺栓模型改进措施
根据螺纹实际位置，对螺栓孔与螺栓之间的绑定进行修改.
1.2模型改进前后结果对比分析
通过对有限元模型进行优化，网格数量由53万个增加到70万个，优化前后的分析结果见图4～7.
图 4网格优化前强度分析结果
图 5网格优化后强度分析结果
图 6网格优化前疲劳强度分析结果
图 7网格优化后疲劳强度分析结果
优化前，缸体在最后一个载荷步中的最大应力为1 900 MPa，最小安全因数为0.36；优化后，缸体在最后一个载荷步中的最大应力为725 MPa，最小安全因数为0.84.最大应力发生在螺栓孔与螺栓绑定位置和定位套与缸体的接触位置，优化后，螺栓孔边缘的应力明显降低，整个模型的应力集中现象得到改善.
2缸体线性与非线性对比分析
2.1缸体非线性分析
缸体非线性分析，主要考虑材料的非线性.从前文的计算结果看，最大应力集中在定位套与缸体的接触位置，因此非线性分析既包括材料非线性，又包括几何非线性，在载荷步的设置中要打开NLgeom开关.缸体材料的塑性变形曲线见图8.
图 8缸体材料的应力应变曲线
2.2缸体非线性分析结果
在考虑塑性变形曲线后，缸体的最大应力明显下降.缸体线性分析的最大应力为725 MPa，非线性分析的最大应力为475 MPa，最小安全因数从0.84提高到0.87，提升空间有限，具体应力分布见图9和10.
图 9缸体非线性强度分析结果图 10缸体非线性疲劳强度分析结果
3结论
（1）在缸体分析中，缸体、主轴承盖和轴瓦等关键位置的网格尺寸及数量必须得到有效控制，才能保证计算精度.
（2）螺栓的绑定位置需要符合实际，避免在2个面结合位置绑定，以减小应力集中.
（3）考虑材料非线性，可以有效降低整个模型的应力水平，但是对安全因数的贡献量不大.
（4）疲劳安全因数的大小取决于应力幅值和平均应力.缸体分析中由于螺栓打紧造成的平均应力与轴瓦上的动载荷造成的应力幅值相比大很多，所以决定缸体上疲劳安全因数大小的关键因素是螺栓预紧力，因此采用塑性变形曲线无法有效提升最小疲劳安全因数.（编辑武晓英）
关键词： 缸体； 非线性分析； 有限元
中图分类号： U464.12； TB115.1文献标志码： B
引言
缸体是发动机的主要支撑部件，缸盖、主轴承盖、曲轴和发动机附件等都以其为基础进行安装，因此在设计过程中必须保证发动机缸体的刚度和强度.在缸体模型冻结前，必须对其进行有限元分析.缸体分析是针对一个系统，包括主轴承盖、轴瓦、主轴承盖螺栓、主轴承盖螺栓定位套、简易缸盖和缸盖螺栓等，分析过程中要考虑爆发压力、螺栓预紧力、轴瓦动态载荷（即曲轴作用在轴瓦上的载荷）、轴瓦过盈量和定位套过盈量等的作用.
1有限元模型对比分析
对缸体建立有限元模型，通过2轮模型计算结果的对比，并参考AVL前期的主轴承壁分析报告，确定合适的网格尺寸以达到合理的结果.
1.1有限元模型改进方案
1.1.1内缸体模型改进措施
（1）细化缸体与主轴承盖接触面的网格，网格尺寸由3 mm改为1 mm；
（2）细化定位套与缸体轴孔之间的网格，网格尺寸由3 mm改为1 mm；
（3）细化缸体螺栓孔的网格，螺栓孔轴向网格尺寸由4 mm改为3 mm，周向由12层改为20层；
（4）细化缸体承受轴瓦位置的网格，网格尺寸由5 mm改为3 mm；
（5）细化轴承壁与缸孔过渡位置的网格，网格尺寸由4 mm改为3 mm；
（6）为控制网格数量，缸孔内的网格粗化；
（7）网格在缸体下端的关键位置细化，其他位置粗化，整个缸体网格数目控制在33万个左右.
缸体原模型与优化模型见图1.
图 1缸体原模型与优化模型
1.1.2轴瓦模型改进措施
（1）轴瓦内层沿轴向网格由9层改为12层；
（2）轴瓦外层沿轴向网格由6层改为10层；
（3）轴瓦内层沿周向网格由24层改为40层；
（4）由于轴瓦需要加载动力学载荷，因此细化轴瓦网格，有助于提高载荷提取精度；
（5）轴瓦网格细化后，网格数量由22万个增加到38万个.
轴瓦原模型与优化模型见图2.
图 2轴瓦原模型与优化模型
1.1.3主轴承盖模型改进措施
（1）轴承盖与缸体接触面网格细化，网格尺寸由3 mm改为1 mm；
（2）螺栓孔轴向网格尺寸细化，网格由12层改为20层；
（3）轴承座支撑轴瓦的位置周向网格尺寸细化，网格由24层改为40层；
（4）通过网格细化，主轴承座的网格数量由3万个改为13万个.
主轴承盖原模型与优化模型见图3.
图 3主轴承盖原模型与优化模型
1.1.3螺栓模型改进措施
根据螺纹实际位置，对螺栓孔与螺栓之间的绑定进行修改.
1.2模型改进前后结果对比分析
通过对有限元模型进行优化，网格数量由53万个增加到70万个，优化前后的分析结果见图4～7.
图 4网格优化前强度分析结果
图 5网格优化后强度分析结果
图 6网格优化前疲劳强度分析结果
图 7网格优化后疲劳强度分析结果
优化前，缸体在最后一个载荷步中的最大应力为1 900 MPa，最小安全因数为0.36；优化后，缸体在最后一个载荷步中的最大应力为725 MPa，最小安全因数为0.84.最大应力发生在螺栓孔与螺栓绑定位置和定位套与缸体的接触位置，优化后，螺栓孔边缘的应力明显降低，整个模型的应力集中现象得到改善.
2缸体线性与非线性对比分析
2.1缸体非线性分析
缸体非线性分析，主要考虑材料的非线性.从前文的计算结果看，最大应力集中在定位套与缸体的接触位置，因此非线性分析既包括材料非线性，又包括几何非线性，在载荷步的设置中要打开NLgeom开关.缸体材料的塑性变形曲线见图8.
图 8缸体材料的应力应变曲线
2.2缸体非线性分析结果
在考虑塑性变形曲线后，缸体的最大应力明显下降.缸体线性分析的最大应力为725 MPa，非线性分析的最大应力为475 MPa，最小安全因数从0.84提高到0.87，提升空间有限，具体应力分布见图9和10.
图 9缸体非线性强度分析结果图 10缸体非线性疲劳强度分析结果
3结论
（1）在缸体分析中，缸体、主轴承盖和轴瓦等关键位置的网格尺寸及数量必须得到有效控制，才能保证计算精度.
（2）螺栓的绑定位置需要符合实际，避免在2个面结合位置绑定，以减小应力集中.
（3）考虑材料非线性，可以有效降低整个模型的应力水平，但是对安全因数的贡献量不大.
（4）疲劳安全因数的大小取决于应力幅值和平均应力.缸体分析中由于螺栓打紧造成的平均应力与轴瓦上的动载荷造成的应力幅值相比大很多，所以决定缸体上疲劳安全因数大小的关键因素是螺栓预紧力，因此采用塑性变形曲线无法有效提升最小疲劳安全因数.（编辑武晓英）