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对于每一个零件的设计变更，设计者都需要了解变更对于整个系统的影响，也就是验证机械结构在受到外力载荷时的反应。通过该反应可知道机械结构系统受到外力载荷后的状态，进而判断是否符合设计要求。但一般机械系统的几何结构相当复杂，受的载荷也相当多，完全真实的理论分析往往无法进行，想要得到解答，必须先简化结构，采用数值模拟的方法进行分析.
有限元分析是利用数学近似的方法对真实物理系统(几何和载荷工况)进行模拟，通过划分简单而又相互作用的元素，即单元，用有限数量的单元去逼近无限未知量的真实系统的一种分析方法。
对于每一个离散的“单元”都有确定的方程来描述它在一定载荷下的响应，模型中所有单元的响应的集合就是设计模型的总体响应。一个模拟模型中包含的被确定方程约束的“单元”越多，该模型就越接近于真实系统，在与高速发展的计算机技术相互融合后，运用计算机进行“有限元分析”辅助设计相比较单独的实体试验更节约费用，又可缩短设计开发的时间，创造出更高品质、更可靠的产品。
1 问题描述
为对应某型发动机曲轴后油封漏油现象，需在该款发动机曲轴第五轴承座位置追加一个回油孔，如图1所示位置以降低其周围机油压力，从而降低机油从后油封位置漏出的可能性.由于轴承座在发动机运转过程中承受着经由活塞连杆和曲轴传递来的强大载荷，所以钻孔后的轴承座的强度是否能够满足发动机高速运转的要求是必须考虑的因素，因此，在制造实体零件之前，先利用ANSYS软件运用有限元分析的方法对设计方案的模型进行强度校核。
2 创建有限元模型
首先将在CATIA中绘制完成的打孔后第五轴承座的三维实体模型导入到ANSYS分析软件中，如图2所示:
并选择软件中的结构分析模块，这样结果将以各单元格的应力和应变来体现，并在软件的功能选项中选择运用谐函数来解决模型中较为复杂的有限元分析问题;选择划分单元格的类型为"10节点四面体单元"，因为该型发动机的轴承座材质为HD2 or HS1-T4(铝材)，所以设置材料属性的弹性模量为68Gpa，泊松比为0.34(各向同性);最后设置智能划分等级的精度，默认为6级，本次分析选择3级(级数越低，精度越高，运算量越大)，得到节点数为136657，单元格数为88415如图3所示:
3 计算并加载
①计算活塞传递给曲轴的最大载荷
根据经验公式，发动机运行时的最大爆发压力出现在曲轴转角为11度时，大小等于(压缩比x8-5)。将压缩比和活塞直径代入得到活塞承受的最大压力N约为33000牛。
图4为曲轴连杆机构简图，MT为曲轴曲柄半径T0为连杆长度，MN为曲轴和缸孔的偏心距，点L为活塞上止点位置，LMT等于11度。设此时MT与竖直方向的夹角即为偏心角β，则活塞经连杆传递给曲轴的最大压力
求解图4中三角形可得
P=32000(牛)，P =15.5(度).
②计算轴承座上的载荷分布
轴承座上的载荷分布如图5所示
P为活塞经连杆传递来的最大压力，β为偏心角，a为偏位角，θ为变量。
滑动轴承在轴承孔与轴颈之间形成一个环形缝隙，油液在环形缝隙中的流动是靠轴颈与轴承孔的相对运动而形成的剪切流动。
滑动轴承内的压强分布为:
首先根据轴承的特性参数来确定轴承的偏心率εe特性参数
可以得出εe，将其代入公式2，并将公式2的函数关系导入到MATLAB计算软件中就可以得出压力随角度的变化关系曲线，再由
可计算出偏位角。由于此次分析的是轴承座的强度，即只需计算图5中x轴下方的力的分布情况，经过起点变换后，可得出在轴承座上的压力随角度变化的分布情况如图6所示:
③力的加载
首先对模型中螺栓孔的底端进行全自由度的约束，然后轴承座的受力情况按图6中力的分布形式进行离散式的加载，力加载在轴承座面的各个节点上如图7所示:
4 计算的最后求解
选择将模型中各个节点的应力以云图的方式显示如图8所示:
由应力云图可以清楚的看出主轴承座上所受的最大等效应力并非出现在新钻的回油孔附近，而是出现在螺栓孔位置，其大小为d1而轴承座材料的抗拉强度极限为422Mpa,屈服极限为275Mpa，故安全系数为d21xd3。回油孔附近的最大应力为0.28 Xd3，安全系数为d4=9.82。
5 实机的应力确认
为了验证有限元计算的结果，对实机主轴承座回油孔附近的应力情况进行了确认。确认的方法通过对轴承座的回油孔附近布置四组应变花，应变花的布置方式如图9所示:
通过测定该四组应变片的应力，再采用线性外推的方法得到回油孔周围的应力值如图10所示:
回油孔周围的最大应力为25.97MPa，与有限元计算的28MPa的数据较为吻合，其偏差为7.25%,基本可以满足精度要求。
6、结论
1、经过上述的有限元数值模拟分析，验证了新设计的零件的强度仍然满足要求，为新实体的强度提供了理论的预测。
2、实机应力测试的结果与理论计算的结果基本能够吻合。
3、该有限元模型的简化计算结果基本能够满足预测实体强度的精度要求
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