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摘 要：针对某公司设计生产的某型柴油机前箱体进行了有限元分析。首先用UG软件对前箱体模型进行了合理的简化，并用ANSYS Workbench软件对三维实体模型进行了网格划分，得到了有限元模型，对前箱体在预紧和工作状态下分别进行了静力分析，得到改进后前箱体在工作状态下的压力云图。并对前箱体提出了改进措施。计算结果表明：在前箱体的两种状态下应力集中都主要出现在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近。而改进后的前箱体相对应的螺栓孔附近的应力也明显下降。
关键词：柴油机；前箱体；有限元；ANSYS Workbench
柴油机前箱体悬臂与增压器通过螺栓连接。下方连接着中冷器即增压空气冷却器。右方连接着机体。所以前箱体在预紧状态时受到的载荷为前箱体自身重力、增压器重力、中冷器重力、前箱体自身重力、中冷器重力和螺栓预紧力对前箱体的力矩作用。其结构和受力的复杂性直接影响发动机的性能和可靠性。因此前箱体的设计必须有足够的强度。本文对某型柴油机前箱体进行了有限元静力分析，得到了其在预紧与工作状态下的压力云图，然后提出了改进意见，并对改进后的前箱体进行了计算，得到改进后前箱体在工作状态下的压力云图。
2.柴油机前箱体有限元模型的建立
2.1网格的划分
首先是对其网格的划分，划分网格是建立有限元分析过程中非常重要的一步，直接影响到后续计算过程的精度和速度[1]。由于考虑到本文所分析的前箱体没什么特殊要求，而且ANSYS Workbench软件自身的网格划分功能可以满足其有限元计算精度的要求，故使用自由网格划分。本文所建立的柴油机前箱体网格模型总共包括240211個单元节点，129530个实体单元。
2.2边界条件
2.2.1位移边界条件
由于前箱体右侧端面连接着机体，考虑在此端面进行线位移约束。为了约束的准确性。对前箱体端面进行Fixed Support（固定约束）。对螺栓柱面进行Frictionless Support（无摩擦约束）[2]。
2.2.2载荷边界条件
前箱体在预紧状态下受到的载荷为螺栓预紧力、前箱体自身重力、增压器重力、中冷器重力、前箱体自身重力和中冷器重力对前箱体的力矩作用。在工作时只要将增压器的重力乘以振动系数其他载荷不变就可以进行模拟。其中振动系数取1.5。
另外根据公式 [3]。可以分别求出M16和M12螺栓的预紧力。
T为螺栓的扭矩值、d为螺栓的公称直径、 为螺栓预紧力。计算得到固定中冷器的螺栓预紧力为31250N。固定前箱体的螺栓的预紧力为100000N，固定增压器的螺栓的预紧力为81250N。
从计算可以看出相比较其它的载荷，螺栓预紧力较大。螺栓预紧力可能会对前箱体的整体应力分布影响较大。
3.计算及分析
3.1预紧状态下强度分析
前箱体在预紧状态下的压力云图如图2所示，从图2中可以看出预紧状态下前箱体最大应力发生在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，最大应力达到370.58MPa。从图中可以看出在连接中冷器的螺纹孔和前箱体上端的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处都有应力集中现象。
3.2工作状态下强度分析
Fig.4 Stress nephogram of former cabinet under working state
前箱体在工作状态下受到螺栓预紧力、前箱体自身重力、增压器重力、中冷器重力、前箱体自身重力和中冷器重力对前箱体的力矩作用。其中增压器的重力要乘以振动系数1.5。计算得到的压力云图如图4所示。
从图4中可以看出前箱体最大应力发生在前箱体悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，最大应力达到371.45MPa。
连接机体端面螺栓的最大应力发生在螺栓头部和杆身过渡区域的圆角处，最大应力值为326.19MPa。计算得到的应力值小于M16螺栓材料的屈服强度和抗拉强度。以第一强度理论进行校核，其安全系数 。
计算结果表明前箱体在预紧和工作状态下最大应力都发生在前箱体悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，同时在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处都有应力集中现象。两种状态计算得到的最大应力值都小于抗拉强度却大于屈服强度，所以建议进行改进。
4.改进建议及计算分析
由于两种状态下前箱体的最大应力都发生在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近。考虑增加两个相邻螺栓孔的距离。本文采用UG软件将其距离由原来的34mm增加到39mm，并对其在工作状态下其进行了计算。
可以看出改进后的前箱体在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近的应力较之前有了明显的下降。但是前箱体连接中冷器和机体的的螺栓孔附近也有一定的应力集中现象。虽然最大应力仍然发生在其螺栓孔附近，但是改进后其最大应力为295.44MPa，不但小于之前的371.45MPa，而且小于前箱体材料的抗拉强度和屈服强度。用第一强度理论进行校核，得出安全系数 。
5.总结
本文主要通过ANSYS Workbench软件对某型柴油机的前箱体在预紧状态下和工作状态下进行了有限元的静强度分析。得出以下结论：
（1）在预紧状态下最大应力发生在前箱体悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，计算得到最大应力为370.58MPa。该应力小于抗拉强度却大于屈服强度。而在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处都有应力集中现象。
（2）在工作状态下前箱体的最大应力也出现在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，大小为371.45MPa。该应力值也都小于抗拉强度却大于屈服强度。而出现应力集中的部位也出现在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处。在工作状态下连接机体端面螺栓的最大应力发生在螺栓头部和杆身过渡区域的圆角处，最大应力小于其材料的抗拉强度和屈服强度。根据第一强度理论进行校核得到安全系数 。
（3）在改进后，前箱体在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近的应力较之前有了明显的下降。改进后其最大应力为295.44MPa明显小于之前的371.45MPa。根据第一强度理论进行校核得到安全系数。而在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处的应力分布与改进前变化不大。
参考文献
[1] 浦广益.ANSYS Workbench12基础教程与实例详解.北京：中国水利水电出版社，2010.PU Guang-yi.ANSYS Workbench Basic tutorials and example explanation.Beijing：China WaterPower Press，2010.
[2] 张朝晖.ANSYS工程应用范例入门与提高.清华大学出版社.2004.ZHANG Chao-hui.ANSYS？Engineering application examples and improvement.Tsinghua University Press.2004.
[3] 张振华，应秉斌，矫明.螺栓拧紧力矩的确定方法及相关探讨[J].化学工程与装备，2009（8）：105-107.ZHANG Zhen-hua，YING Bing-bin，JIAO Ming.Method of bolt tightening torque and the related discussion[J].Chemical Engineering & Equipment，2009（8）：105-107.
[4] 钱宗仁.柴油机机体立式翻转架的改造[J]. 装备制造技术.？2006（04）.
[5] 王金虎，郑忠才，高岩，姜振廷，董旭.395型柴油机机体结构有限元分析[J].内燃机与动力装置.？2013（01）.
[6] 闫军朝.柴油机机体有限元仿真分析[J].？农业装备与车辆工程..2013（08）.
[7] 毕玉华，申立中，杨永忠，何自力，颜文胜，沈颖刚，杨育军. 4100QB柴油机机体结构优化设计与研究[J]. 拖拉机与农用运输车. 2004（06）.
关键词：柴油机；前箱体；有限元；ANSYS Workbench
柴油机前箱体悬臂与增压器通过螺栓连接。下方连接着中冷器即增压空气冷却器。右方连接着机体。所以前箱体在预紧状态时受到的载荷为前箱体自身重力、增压器重力、中冷器重力、前箱体自身重力、中冷器重力和螺栓预紧力对前箱体的力矩作用。其结构和受力的复杂性直接影响发动机的性能和可靠性。因此前箱体的设计必须有足够的强度。本文对某型柴油机前箱体进行了有限元静力分析，得到了其在预紧与工作状态下的压力云图，然后提出了改进意见，并对改进后的前箱体进行了计算，得到改进后前箱体在工作状态下的压力云图。
2.柴油机前箱体有限元模型的建立
2.1网格的划分
首先是对其网格的划分，划分网格是建立有限元分析过程中非常重要的一步，直接影响到后续计算过程的精度和速度[1]。由于考虑到本文所分析的前箱体没什么特殊要求，而且ANSYS Workbench软件自身的网格划分功能可以满足其有限元计算精度的要求，故使用自由网格划分。本文所建立的柴油机前箱体网格模型总共包括240211個单元节点，129530个实体单元。
2.2边界条件
2.2.1位移边界条件
由于前箱体右侧端面连接着机体，考虑在此端面进行线位移约束。为了约束的准确性。对前箱体端面进行Fixed Support（固定约束）。对螺栓柱面进行Frictionless Support（无摩擦约束）[2]。
2.2.2载荷边界条件
前箱体在预紧状态下受到的载荷为螺栓预紧力、前箱体自身重力、增压器重力、中冷器重力、前箱体自身重力和中冷器重力对前箱体的力矩作用。在工作时只要将增压器的重力乘以振动系数其他载荷不变就可以进行模拟。其中振动系数取1.5。
另外根据公式 [3]。可以分别求出M16和M12螺栓的预紧力。
T为螺栓的扭矩值、d为螺栓的公称直径、 为螺栓预紧力。计算得到固定中冷器的螺栓预紧力为31250N。固定前箱体的螺栓的预紧力为100000N，固定增压器的螺栓的预紧力为81250N。
从计算可以看出相比较其它的载荷，螺栓预紧力较大。螺栓预紧力可能会对前箱体的整体应力分布影响较大。
3.计算及分析
3.1预紧状态下强度分析
前箱体在预紧状态下的压力云图如图2所示，从图2中可以看出预紧状态下前箱体最大应力发生在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，最大应力达到370.58MPa。从图中可以看出在连接中冷器的螺纹孔和前箱体上端的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处都有应力集中现象。
3.2工作状态下强度分析
Fig.4 Stress nephogram of former cabinet under working state
前箱体在工作状态下受到螺栓预紧力、前箱体自身重力、增压器重力、中冷器重力、前箱体自身重力和中冷器重力对前箱体的力矩作用。其中增压器的重力要乘以振动系数1.5。计算得到的压力云图如图4所示。
从图4中可以看出前箱体最大应力发生在前箱体悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，最大应力达到371.45MPa。
连接机体端面螺栓的最大应力发生在螺栓头部和杆身过渡区域的圆角处，最大应力值为326.19MPa。计算得到的应力值小于M16螺栓材料的屈服强度和抗拉强度。以第一强度理论进行校核，其安全系数 。
计算结果表明前箱体在预紧和工作状态下最大应力都发生在前箱体悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，同时在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处都有应力集中现象。两种状态计算得到的最大应力值都小于抗拉强度却大于屈服强度，所以建议进行改进。
4.改进建议及计算分析
由于两种状态下前箱体的最大应力都发生在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近。考虑增加两个相邻螺栓孔的距离。本文采用UG软件将其距离由原来的34mm增加到39mm，并对其在工作状态下其进行了计算。
可以看出改进后的前箱体在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近的应力较之前有了明显的下降。但是前箱体连接中冷器和机体的的螺栓孔附近也有一定的应力集中现象。虽然最大应力仍然发生在其螺栓孔附近，但是改进后其最大应力为295.44MPa，不但小于之前的371.45MPa，而且小于前箱体材料的抗拉强度和屈服强度。用第一强度理论进行校核，得出安全系数 。
5.总结
本文主要通过ANSYS Workbench软件对某型柴油机的前箱体在预紧状态下和工作状态下进行了有限元的静强度分析。得出以下结论：
（1）在预紧状态下最大应力发生在前箱体悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，计算得到最大应力为370.58MPa。该应力小于抗拉强度却大于屈服强度。而在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处都有应力集中现象。
（2）在工作状态下前箱体的最大应力也出现在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近，大小为371.45MPa。该应力值也都小于抗拉强度却大于屈服强度。而出现应力集中的部位也出现在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处。在工作状态下连接机体端面螺栓的最大应力发生在螺栓头部和杆身过渡区域的圆角处，最大应力小于其材料的抗拉强度和屈服强度。根据第一强度理论进行校核得到安全系数 。
（3）在改进后，前箱体在悬臂上支撑增压器的支撑面上的螺栓孔附近的应力较之前有了明显的下降。改进后其最大应力为295.44MPa明显小于之前的371.45MPa。根据第一强度理论进行校核得到安全系数。而在连接中冷器的螺纹孔和前箱体悬臂的过渡区域以及前箱体与机体端面相连接的螺纹孔处的应力分布与改进前变化不大。
参考文献
[1] 浦广益.ANSYS Workbench12基础教程与实例详解.北京：中国水利水电出版社，2010.PU Guang-yi.ANSYS Workbench Basic tutorials and example explanation.Beijing：China WaterPower Press，2010.
[2] 张朝晖.ANSYS工程应用范例入门与提高.清华大学出版社.2004.ZHANG Chao-hui.ANSYS？Engineering application examples and improvement.Tsinghua University Press.2004.
[3] 张振华，应秉斌，矫明.螺栓拧紧力矩的确定方法及相关探讨[J].化学工程与装备，2009（8）：105-107.ZHANG Zhen-hua，YING Bing-bin，JIAO Ming.Method of bolt tightening torque and the related discussion[J].Chemical Engineering & Equipment，2009（8）：105-107.
[4] 钱宗仁.柴油机机体立式翻转架的改造[J]. 装备制造技术.？2006（04）.
[5] 王金虎，郑忠才，高岩，姜振廷，董旭.395型柴油机机体结构有限元分析[J].内燃机与动力装置.？2013（01）.
[6] 闫军朝.柴油机机体有限元仿真分析[J].？农业装备与车辆工程..2013（08）.
[7] 毕玉华，申立中，杨永忠，何自力，颜文胜，沈颖刚，杨育军. 4100QB柴油机机体结构优化设计与研究[J]. 拖拉机与农用运输车. 2004（06）.