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某发动机左后盖受力分析

1 前言

发动机箱体结构强度历来是设计和开发人员关注的焦点之一。作为本公司全新设计的某型发动机，不仅仅在排量上与原样机不同，在结构上也做了很大的改变，尤其是在发动机箱体部分。箱体在发动机工作过程承载着所有的支撑力，其中最主要的是对曲轴的支撑力和对传动链轮轴的支撑力。本文主要对钱江公司某型号发动机左后盖上链轮轴受到冲击力时的强度进行分析，以判别其结玻璃幕墙工程质量检验标准JGJ/T 139⑵001构强度是否满足要求，并进行了结构优化。

2 发动机左后盖的受力分析

如图1所示，在该型发动机的左后盖上，有两个重要的受力孔：一是主轴孔，主轴是传递曲轴输出扭矩的第一级传动；二是链轮轴孔，链轮不但把发动机扭矩输出传递给整车，同时还将整车行驶时受到的随机冲击力传递给发动机箱体。在有限元分析之前，先计算在极端情况下轴承孔位置的受力情况。考虑发动机工作时产生冲击力最大的情况：当摩托车以最大车速在路面上正常行驶，由于突然意外事故，后轮紧急刹车。假设此时后轮完全固定，则齿轮传动完全停止；并进一步假设曲轴最主动齿轮轴仍然承受最大扭矩，在这两个极限假设下计算轴承位置的力矩和力。实际上，此步骤将动力学问题简化为静力学问题，并且考虑了动力学的极限情况，因此，理论上计算结果是趋于保守的。

由图2可知整个发动机的传动机构由以下部分组成：一、曲轴上的主动齿轮；二、主轴上的传动齿轮，主轴上的主动齿轮；三、链轮轴上的传动齿轮和链轮。曲轴上的齿轮将发动机工作力矩传递到变速箱主轴，主轴再通过变速齿轮传递到链轮轴上。由机械设计理论可知，齿轮在转动力矩的作用下，产生一个切向力和径向力，切向力的主要作用是对齿轮产生力矩，径向力对轴承作用了一个压力。进一步根据材料力学可以计算出链轮孔和主轴孔的受力大小和方向。

图1 左后盖受力孔

图2 发动机传动机构示意图

3 有限元计算

3.1 有限元模型

对发动机左后盖进行有限元格划分，采用10节点4面体单元(图3)，单元数237479，节点数56334。根据左后盖工作的装配情况，将各个螺栓孔的中心约束六个自由度，假设该处完全固定。根据合力方向，将合力施加铁铆钉到该方向±60度的链轮轴孔支撑面上。在MSC Nastran软件中，用MPC使该范围内的节点与中心点连接起来，将力施加给中心点上，并且取冲击系数为3。计算了两种情况：1）将链轮轴合力方向上的螺栓孔约束6个自由度（case1）；2）将该螺栓孔的6个自由度都释放(case2)，考察存在和不存在该螺栓孔的应力分布差别。边界条件如图3所示。

图3 力学边界条件

3.2 计算结果分析

图4为约束链轮轴受力方向上螺栓孔的自由度时的主应力云图(Case 1)。从图4可以看出，Case1时的最大主应力值为74.9MPa，出现在链轮轴孔力方向的120度边界上，以材料疲劳极限为112.7(MPa)获得安全系数为1.5。一般摩托车发动机部件的安全系数为2~2.5，因此，这个安全系数是偏低的。分析认为，此处为合力的突变位置，导致了最大主应力的峰值，因此此处为整个后盖箱最容易引起冲击疲劳破坏的地方。进一步释放链轮轴受力方向上螺栓孔的自由度时 (Case 2)，最大主应力值为89MPa，安全系数为1.3，和case1相比，安全系数进一步降低。因此，如果减少后盖箱关键位置的螺钉，最大主应力暖气片升高，安全系数将进一步降低。

图4 约束链轮轴受力方向上螺栓孔的自由度时的主应力云图(Case1)

图5和6是Case1和Case2的等效MISES应力的对比；可以看出取消该处螺钉，虽然明显降低a处的应力集中，但是明显增加了其他位置的应力集中。因此，此处的螺钉不能取消，而是考虑尽量将该处的螺纹孔偏离合力的方向或添加合理的加强筋。

图5 约束链轮轴合力方向上螺栓孔自由度时的等效MISES应力云图(Case1)

图6 释放链轮轴受力方向上螺栓孔的自由度时的等效MISES云图(Case2)

3.3 修改建议

表1列出了左后盖的危险位置、原因和建议采取的措施，请结合图7和图8观察。表1 左后盖危险位置和修改建议

图7 左后盖危险位伸展机置示意图

图中：XY是整体坐标，x1y1是以链轮轴孔为中心、合力正方向为x1轴正方向的局部坐标系；α角示意了合力的作用范围，x1轴为其角平分线，建议α取120度。

图8 左后盖结构强度优化示意图

从上面的分析可以看出，危险位置的范围主要集中如下的三个区域(如图9所示)：I区域、II区域和III区域。其中，I区域是由于载进1步提高抱水量和机械强度荷突变造成，而II、III区域主要是由于螺纹孔及不合理的加强筋造成的截面突变，进一步导致了这些位置的应力集中。这些造成截面突变的位置，越靠近链轮轴孔越危险，越靠近合力方向越危险，如图10所示。因此分析过程中最为关键的是链预计废钢市场延续弱势运行轮轴孔所受合力方向和整体坐标系的X轴的夹角，如果该角判断合理，则可以迅速地从图9判断出左后盖的危险区域。建议进一步用动力学软件更为精确地计算出。

图9 左后盖危险区域示意图

图中：β为链轮轴孔所受合力方向和整体X轴的夹角。

图10 左后盖危险区域的危险程度变化示意图(沿两类红色箭头方向变危险)

按照上述建议，设计人员对此发动机进行了一定程度的修改（图９中的Ｉ区域除外），重新进行计算分析，结果表明：尽管对I位置没有采取任何的措施，钢法兰但是其他区域的修改也大大提高了该位置的安全系数，整体安全系数从修改前的1.5变为2.1，基本满足了设计的要求。

4 结论

本文用MSC Nastran软件对某型发动机的左后盖进行强度分析，获得了左后盖受到力时的应力分布规律，并进行了改进设计，达到了设计要求。结果表明：判断左后盖轴承孔受力的方向是分析此类问题的关键，截面突变位置离合力方向轴越近，则越危险。因此，一方面要尽量减少截面突变位置，另一方面是截面突变位置离合力方向轴越远越好。如果不能避免，则应该在合力方向上的截面突变进行加强，以提高该处安全系数。

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