柴油機(jī)鑄造機(jī)體主軸承座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析及優(yōu)化

王國(guó)富，陳元華

（桂林航天工業(yè)學(xué)院 汽車工程系，桂林 541004）

0 引言

主軸承座是發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體的重要組成部分，它用來(lái)支撐高速旋轉(zhuǎn)的曲軸，承受著劇烈的載荷，這些載荷來(lái)自多方面，包括曲軸動(dòng)載荷、螺栓預(yù)緊載荷、軸瓦過(guò)盈載荷以及熱負(fù)荷[1,2]等，受力狀態(tài)復(fù)雜。主軸承座和主軸承蓋接觸的部位必然是發(fā)動(dòng)機(jī)高速運(yùn)轉(zhuǎn)中最危險(xiǎn)的部位之一，因此，這些部位應(yīng)具備足夠的剛度、強(qiáng)度和動(dòng)力學(xué)特性[3]。為了驗(yàn)證某款新開發(fā)的直列4缸柴油發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承座設(shè)計(jì)的可靠性，需要對(duì)該柴油機(jī)主軸承座進(jìn)行有限元強(qiáng)度分析。

1 計(jì)算模型和邊界條件

1.1 有限元模型

本文建立的有限元計(jì)算模型包括氣缸體、各主軸承座上下蓋、主軸承蓋螺柱、主軸瓦、曲軸主軸頸、曲軸后油封座。建模過(guò)程中，忽略部分不重要的倒角，簡(jiǎn)化軸瓦模型，同時(shí)對(duì)須重點(diǎn)關(guān)注的地方如主軸承主軸承蓋的軸承孔附近、主軸承座與主軸承蓋的接觸面附近、主軸承座孔與軸瓦接觸面附近、潤(rùn)滑油孔內(nèi)表面等適當(dāng)?shù)丶用芫W(wǎng)格，為保證足夠的工程精度，曲軸、主軸瓦有限元模型單元選擇8節(jié)點(diǎn)六面體單元網(wǎng)絡(luò)，其它選擇10節(jié)點(diǎn)四面體單元網(wǎng)格。采用Simlab軟件劃分有限元網(wǎng)格，在Abaqus/CAE里施加邊界條件，最后用Abaqus求解。有限元模型如圖1所示，總單元數(shù)為662010，總節(jié)點(diǎn)數(shù)為1169761。

圖1 機(jī)體有限元模型

1.2 材料特性

機(jī)體有限元模型中各零件的材料特性如表1所示。

1.3 邊界條件

1.3.1 位移約束

如圖1所示，約束機(jī)體頂面的垂直（Y）方向位移，約束頂面曲軸中心線兩節(jié)點(diǎn)側(cè)（Z）向位移，約束頂面中間位置曲軸（X）向位移。約束曲軸截面軸向位移，氣體力加在曲軸主軸頸的參考點(diǎn)上。

表1 材料特性

1.3.2 載荷施加

根據(jù)計(jì)算，主軸瓦半徑過(guò)盈量取值范圍定為0.035mm～0.050mm，曲軸小頭襯套比主軸瓦厚0.5，過(guò)盈量要小些，計(jì)算時(shí)取主軸瓦的1/10；各螺栓預(yù)緊力取值：M8的曲軸后油封螺栓取22kN，M9的主軸承螺栓取40kN，M10的主座固定螺栓取30kN；計(jì)算爆壓取13.5Mpa，在曲軸轉(zhuǎn)角約為10度處；考慮動(dòng)載因素，加在主軸承的上載荷按爆壓的1.3倍計(jì)算，可算出軸承載荷為往下48.75kN[4]，水平方向往右3.28kN(從發(fā)動(dòng)機(jī)前端往后端方向)。

2 計(jì)算結(jié)果及分析

本文所研究的柴油機(jī)有5個(gè)主軸承座，為了降低計(jì)算工作量，根據(jù)以往計(jì)算經(jīng)驗(yàn)，在中間和兩邊的主軸承座中分別選取一個(gè)來(lái)計(jì)算分析，本文選取4 、第5主軸承座進(jìn)行計(jì)算分析。

2.1 氣缸體主軸承座應(yīng)力計(jì)算結(jié)果

氣缸體主軸承座應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如圖2所示，從圖中可知，兩軸承座的最大應(yīng)力均為100Mpa，遠(yuǎn)低于材料屈服極限，在安全裕度范圍內(nèi)，滿足強(qiáng)度要求。

圖2 主軸承座應(yīng)力分布

2.2 安全系數(shù)計(jì)算結(jié)果

2.2.1 氣缸體主軸承座安全系數(shù)計(jì)算結(jié)果

柴油發(fā)動(dòng)機(jī)整機(jī)工作時(shí)承受載荷復(fù)雜而且載荷有交變特性，所以需要對(duì)其進(jìn)行疲勞計(jì)算預(yù)測(cè)其動(dòng)態(tài)安全性能。本文借助疲勞強(qiáng)度分析和優(yōu)化軟件Femfat進(jìn)行分析，首先將各爆壓工況下的應(yīng)力作為動(dòng)載應(yīng)力，而裝配工況和熱載工況的應(yīng)力作為靜態(tài)應(yīng)力輸入Femfat中，并輸入氣缸體材料HT250的相關(guān)數(shù)據(jù)，進(jìn)而進(jìn)行疲勞計(jì)算，得到疲勞安全系數(shù)，如圖3所示。根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，本文取最低疲勞安全系數(shù)值為1.2，機(jī)體主軸承座和軸承蓋安全系數(shù)低于1.2的部分需要對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改善。從圖中可知：在13.5Mpa爆壓下，氣缸體第4主軸承座固定螺栓孔最小安全系數(shù)為0.79，小于1.2，強(qiáng)度不足；在13.5Mpa爆壓下，氣缸體后端第5主軸承座底面兩螺栓孔最小安全系數(shù)為0.94～0.98，小于1.2，強(qiáng)度不足。

圖3 主軸承座安全系數(shù)分布

2.2.2 軸承蓋安全系數(shù)計(jì)算結(jié)果

將軸承蓋材料RuT340的相關(guān)材料數(shù)據(jù)輸入Femfat進(jìn)行疲勞分析，得到上、下主軸承蓋的安全系數(shù)分布結(jié)果如圖4所示。在13.5Mpa爆壓下，軸承座上蓋最小安全系數(shù)為2.43，下蓋為1.53，大于1.2，強(qiáng)度滿足要求，上蓋安全系數(shù)充裕度較大，可采用材料檔次更低的灰鐵。

圖4 上、下軸承蓋安全系數(shù)分布

2.3 主軸瓦背壓

由于主軸承孔是在加主軸承螺栓預(yù)緊情況下鏜的，因此消除了本工況下主軸承孔失圓的影響，為此，按主軸瓦過(guò)盈狀態(tài)分析軸瓦裝配載荷工況應(yīng)力分布情況。如圖5所示，主軸瓦裝配最小半徑過(guò)盈量取最小值0.035和最大值0.050時(shí)，其背壓分別為10.5MPa和15.5MPa，滿足奧地利李斯特內(nèi)燃機(jī)及測(cè)試設(shè)備公司(簡(jiǎn)稱AVL)推薦的經(jīng)驗(yàn)值的要求[5]，足以限制軸瓦與軸孔間的相對(duì)滑移。

圖5 最小和最大過(guò)盈時(shí)主軸瓦背壓圖

2.4 主軸承孔變形

本柴油機(jī)的曲軸主軸頸直徑為?60，按標(biāo)準(zhǔn)，軸承最小間隙為直徑的0.05%，即0.030。如圖6所示，在13.5Mpa爆壓下，第1主軸承孔徑向收縮量為0.008，其他各軸承孔徑向收縮量最大為0.021，符合AVL公司推薦的不超過(guò)軸承最小間隙80%(即0.024)標(biāo)準(zhǔn)，滿足要求。

圖6 主軸承孔變形圖

3 改進(jìn)方案及結(jié)果驗(yàn)證

3.1 結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案

綜合以上計(jì)算結(jié)果，可以看出主軸承座的應(yīng)力在標(biāo)準(zhǔn)范圍內(nèi)，上、下軸承蓋安全系數(shù)符合要求，主軸瓦背壓和主軸承孔變形情況均符合AVL公司推薦的標(biāo)準(zhǔn)，滿足要求。但是氣缸體中間以及兩邊的主軸承座有多處的安全系數(shù)低于1.2，強(qiáng)度不符合要求，需要對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行改善。本文提出如下改進(jìn)方案：1）針對(duì)氣缸體中間主軸承座，加大螺栓孔搭子厚度，并采用強(qiáng)度等級(jí)較高的螺栓，加大軸承隧道左側(cè)下方圓角過(guò)渡處徑向厚度。2）針對(duì)前、后端主軸承座，加大軸承徑向厚度，采用強(qiáng)度等級(jí)較高的螺栓，并在軸承后端增加兩個(gè)螺栓孔搭子。

3.2 改進(jìn)后結(jié)構(gòu)計(jì)算結(jié)果

重新對(duì)改進(jìn)后的主軸承座進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算和疲勞安全系數(shù)計(jì)算，結(jié)果如圖7～圖8所示。從圖中可以看出, 改進(jìn)后軸承座的應(yīng)力較改進(jìn)前有所增加，最大值為140MPa，低于材料的屈服極限，在安全裕度范圍內(nèi), 滿足設(shè)計(jì)要求；第4和第5軸承座的疲勞安全系數(shù)最小值分別為1.21和1.23，大于1.2，滿足設(shè)計(jì)要求。因此，改進(jìn)方案對(duì)疲勞安全系數(shù)的提高有明顯的效果。

4 結(jié)論

通過(guò)有限元建模和仿真工作，運(yùn)用Abaqus和Femfat

圖7 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后主軸承座應(yīng)力分布

圖8 結(jié)構(gòu)改進(jìn)后主軸承座安全系數(shù)分布

軟件計(jì)算分析了某款新開發(fā)的直列4缸柴油機(jī)主軸承座的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞安全系數(shù)，結(jié)果顯示主軸承座的最小疲勞安全系數(shù)低于經(jīng)驗(yàn)值1.2。針對(duì)以上情況，提出了加大軸承徑向厚度、增加螺栓孔搭子等結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案，通過(guò)重新對(duì)改進(jìn)后的主軸承座進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算和疲勞安全系數(shù)計(jì)算分析后發(fā)現(xiàn)應(yīng)力和安全系數(shù)均滿足設(shè)計(jì)要求，而且改進(jìn)方案對(duì)疲勞安全系數(shù)的提高有效果明顯。

[1] 于歌.發(fā)動(dòng)機(jī)缸體主軸承座裂解加工關(guān)鍵技術(shù)研究[D].長(zhǎng)春:吉林大學(xué),2012.

[2] 楊萬(wàn)里,許敏,鄧曉龍,等.發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程,2007,28(1):31-34.

[3] 鄭康,郝志勇,張煥宇,等.柴油機(jī)機(jī)體強(qiáng)度分析與主軸承座疲勞壽命預(yù)測(cè)[J].汽車工程,2013,35(4):358-363.

[4] 王國(guó)富.某發(fā)動(dòng)機(jī)缸蓋的改進(jìn)設(shè)計(jì)[J].熱加工工藝,2012,41(21):89-91

[5] 陳元華,李天明.柴油機(jī)機(jī)體增開窗口鑄造成型有限元分析[J].熱加工工藝,2012,41(9):42-44.