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發(fā)動機機體是整機的骨架，發(fā)動機零件都直接或間接地安裝在機體上，因此要求機體不僅要有足夠的幾何精度，而且應具備足夠的剛度、強度和動力學特性。某六缸車用柴油機在提高爆發(fā)壓力后要求對該機體進行主軸承座有限元分析校核和疲勞壽命分析，以進行針對性的改進設計�，F(xiàn)有的機體疲勞試驗臺只能對主軸承施加豎直方向上的力來模擬爆發(fā)壓力，而忽略了活塞桿抽軸在工作過程中對主軸承座其他方向上施加的力。本文中在機體疲勞試驗的基礎上，用有限元方法模擬試驗過程，獲取準確的疲勞計算參數(shù)。通過多體動力學獲得了在工作循環(huán)內的各個主軸承力，進而通過有限元分析得到了機體所承受的動態(tài)應力，結合預緊載荷作用下的準靜態(tài)應力，預測了機體的疲勞壽命，并針對薄弱部位進行了相應的改進設計，提高了機體的疲勞壽命。
為達到足夠工程精度的同時減少計算時間，提高計算效率，機體只在主軸承座及其周圍采用精度較高的節(jié)點四面體單元網(wǎng)格，同時忽略部分不重要的倒角，并對須重點關注的地方適當?shù)丶用芫W(wǎng)格�；诹讬C的對稱性，在靠近飛輪端的4,5,6缸模型采用1階四面體，靠近皮帶輪端的1,2,3缸模型采用2階四面體并作為分析關注對象。有限元網(wǎng)格模型見圖，共有472939個單元和386463個節(jié)點。為驗證該有限元模型的準確性，進行了機體自由模態(tài)試驗，同時進行了自由模態(tài)數(shù)值計算。表列出了該機體有限元分析和實測的固有頻率。由表可以看出，大部分相對誤差在5%以內，說明有限元模型較好地模擬了實際機體的物理特性，滿足工程要求，同時也說明了之前的簡化和有限元單元選擇的合理性。
柴油機的主要參數(shù)見表，利用計算機輔助分析技術進行機械系統(tǒng)的多體動力學分析，可以確定系統(tǒng)及其各構件在任意時刻的位移、速度和加速度，同時確定其所受到的作用力及其反作用力。多體動力學包括柔性體動力學和剛性體動力學。其中前者建立在后者之上，是解決部件大尺度、體位移和小尺度線性彈性變形同時存在時的動力學理論。在廣義坐標下，基于拉格朗日方程的控制微分方程的最終形式為式中省為廣義坐標；M為柔性體的質量矩陣；K為廣義剛度矩陣；fr為廣義質量力；D為模態(tài)阻尼矩陣。具體內容參見文獻，此處不再贅述。柴油機曲軸振動是三維且各方向振動相互藕合的，其彎曲振動影響主軸承載荷。軸承載荷中除軸承支撐力外，還有軸承彎矩的作用。建立多體動力學模型可有效模擬這些載荷。發(fā)動機動力學仿真模型包括彈性機體、簡易缸套、軸瓦、彈性軸系、簡易活塞連桿組和彈性主軸承座等模型。建立的動力學仿真模型如圖所示，為方便觀察軸瓦、簡易活塞連桿等部件或連接符，圖中隱藏了部分機體網(wǎng)格模型。軸承可采用非線性彈簧阻尼單元、剛體液力軸承和彈性藕合液力軸承(考慮不對中)3種模型。為降低彈性多體動力學的計算成本，本文中采用非線性彈簧阻尼單元模擬主軸承。通過設置軸瓦寬度上的彈簧數(shù)量的比例分布，可模擬軸頸不對中和軸承彎矩。而剛體軸承不考慮結構彈性僅考慮軸頸發(fā)生傾斜的情況。多體動力學仿真結果見圖。圖顯示了最大爆發(fā)壓力工況(1000r/min)各主軸承座受力圖，對應的是第1缸上止點。第1主軸承座是離皮帶輪端最近的主軸承座，第7主軸承座是離飛輪端最近的主軸承座。Y方向是水平且垂直于曲軸軸向的方向，Z方向是豎直向上的方向。由圖可以看到，在Y方向上受力最大的是第6主軸承座，而在Z方向上受力最大的是第2主軸承座。其中由于爆發(fā)壓力為主軸承座受力的主要因素，故Z方向受力數(shù)值比Y方向上大。因此，第2主軸承座應力水平為重點關注對象。
根據(jù)三維彈性動力學方程和對應的載荷與位移邊界條件進行結構動力學系統(tǒng)計算，根據(jù)Galerkin對等效動力學方程的轉化方法。系統(tǒng)的外部激勵是根據(jù)實測的發(fā)動機示功圖得到的缸內壓力。求解以上結構動力學方程一般有直接法和模態(tài)法兩種方法。考慮到模態(tài)法較節(jié)省資源且適用于線彈性體的應力拉移場計算，具有足夠的計算精度，故使用模態(tài)法按照一定的時間步長求解動力學方程，計算機體的動態(tài)應力。
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