曹文霞，錢德猛，郭 微，錢葉劍，錢多德

1.安徽水利水電職業(yè)技術(shù)學(xué)院，安徽合肥，231603；2.安徽江淮汽車股份有限公司，安徽合肥，230601；3.合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽合肥，230009

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某款發(fā)動(dòng)機(jī)缸體主軸承壁強(qiáng)度CAE及試驗(yàn)驗(yàn)證

曹文霞1，錢德猛2，郭 微1，錢葉劍3，錢多德2

1.安徽水利水電職業(yè)技術(shù)學(xué)院，安徽合肥，231603；2.安徽江淮汽車股份有限公司，安徽合肥，230601；3.合肥工業(yè)大學(xué)機(jī)械與汽車工程學(xué)院，安徽合肥，230009

為了解發(fā)動(dòng)機(jī)缸體主軸承壁部分的應(yīng)力情況，采用整體模型對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承壁進(jìn)行有限元分析，主要考慮螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈量以及油膜載荷的影響。并且模擬實(shí)際加工中修孔的過程，使分析結(jié)果更接近真實(shí)情況。分析結(jié)果顯示，缸體以及主軸承蓋上的應(yīng)力均小于限值，滿足設(shè)計(jì)要求。并且經(jīng)過試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果與分析結(jié)果趨勢(shì)一致，為產(chǎn)品設(shè)計(jì)提供了有效的指導(dǎo)。

主軸承壁；有限元；強(qiáng)度；試驗(yàn)

發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體是用來支持內(nèi)燃機(jī)的運(yùn)動(dòng)件以及安裝配氣機(jī)構(gòu)、驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)和各種附件，總體體積和重量占內(nèi)燃機(jī)整體體積和重量的大部分。幾何形狀比較復(fù)雜，工藝準(zhǔn)備和制造工作量較大，受力情況也比較復(fù)雜，除了機(jī)械負(fù)荷外，還伴有強(qiáng)烈的熱負(fù)荷，并且要求機(jī)體應(yīng)有足夠的剛度，以保證內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)各部分變形小，從而提高內(nèi)燃機(jī)的可靠性與耐久性。因此，對(duì)于這種部件很難用一般的方法來計(jì)算。過去設(shè)計(jì)時(shí)，往往采用類比法確定其尺寸，然后通過實(shí)驗(yàn)進(jìn)行反復(fù)修改[1]。

近年來，隨著有限元方法與試驗(yàn)應(yīng)力分析法不斷的發(fā)展，提供了有效的計(jì)算與試驗(yàn)方法，文獻(xiàn)[2]采用有限元的方法，建立了主軸承壁單缸模型，分析了在螺栓預(yù)緊力、最大爆發(fā)壓力載荷作用下的應(yīng)力應(yīng)變情況。文獻(xiàn)[3]通過簡易模型，模擬發(fā)動(dòng)機(jī)機(jī)體試驗(yàn)工況，循環(huán)施加不同倍數(shù)的爆發(fā)壓力載荷，預(yù)測(cè)主軸承壁的疲勞安全系數(shù)。文獻(xiàn)[4]通過多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算，得到軸承的油膜載荷，并且映射到有限元模型上，同時(shí)考慮螺栓預(yù)緊力等載荷，預(yù)測(cè)主軸承壁的強(qiáng)度及疲勞結(jié)果，通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)使各項(xiàng)指標(biāo)達(dá)到設(shè)計(jì)要求。文獻(xiàn)[5]給出了局部模型的不足之處，并且通過建立全模型對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承壁進(jìn)行了分析，同時(shí)考慮了螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈量以及油膜載荷等。分析更接近實(shí)際，結(jié)果更為真實(shí)[6-9]。

本文采用全模型分析法，并且考慮實(shí)際加工中修孔的影響，即裝配過程中在安裝軸瓦之前會(huì)先打緊主軸承螺栓，然后對(duì)軸承孔進(jìn)行加工，使軸承孔保持正圓，之后再進(jìn)行軸瓦的安裝。這樣，由于螺栓預(yù)緊力引起的應(yīng)力仍然存在，則軸承孔還是保持安裝前的狀態(tài)。如果在有限元分析時(shí)，不考慮此過程，則會(huì)導(dǎo)致應(yīng)力增加，結(jié)果不準(zhǔn)確。

1 主軸承壁有限元全模型建立

為了計(jì)算結(jié)果的精確性，本文采用全模型，主要包括缸體、主軸承蓋、軸瓦、主軸承螺栓以及缸蓋螺栓，由于缸蓋部分不是分析考慮的重點(diǎn)，只是起到約束分析模型的作用，因此，采用簡化模型，但是厚度要在30 mm以上。圖1為某直列四缸柴油機(jī)主軸承壁分析的模型。

圖1 強(qiáng)度分析模型

1.1 缸體主軸承螺栓預(yù)緊力的計(jì)算

用于緊固發(fā)動(dòng)機(jī)關(guān)鍵零部件(缸蓋、連桿、曲軸、主軸承壁等)的螺栓一般選用高強(qiáng)度螺栓，即螺栓等級(jí)為10.9級(jí)或者12.9級(jí)。高強(qiáng)度螺栓材料的屈服強(qiáng)度一般會(huì)達(dá)到930 MPa以上，螺栓強(qiáng)度很高，能提供足夠的預(yù)緊力且螺栓不容易斷裂。高強(qiáng)度螺栓的打緊方式一般為力矩加轉(zhuǎn)角法，使螺栓工作在屈服區(qū)。這樣的好處有幾個(gè)方面：(1)螺栓打緊到屈服區(qū)后，會(huì)提供最大的螺栓預(yù)緊力，能發(fā)揮出螺栓的全部潛能。(2)可以使用較小規(guī)格的螺栓便能提供足夠的預(yù)緊力，對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的減重以及主軸承壁的設(shè)計(jì)有一定的好處。(3)可以防止在工作一段時(shí)間后發(fā)生松脫現(xiàn)象。螺栓預(yù)緊力由以下公式計(jì)算出：

(1)

其中，σ0.2為螺栓材料的最小屈服強(qiáng)度，dp為螺紋中徑，dmin為螺紋小徑，p為螺距，μ為螺紋間的摩擦系數(shù)，A為螺栓的最小有效面積。為了得到最小的螺栓預(yù)緊力，一般取μ=1.5。

1.2 主軸承孔修復(fù)

修孔加工的處理在有限元中實(shí)現(xiàn)的思路與實(shí)際加工的過程一致。首先不添加軸瓦的裝配，只施加螺栓預(yù)緊力，得到軸承孔的變形情況，即軸承孔各節(jié)點(diǎn)的x、y、z三個(gè)方向的位移。然后，在安裝軸瓦以及加載其他載荷之前，把這些節(jié)點(diǎn)變換到初始位置。這樣，既保留了施加螺栓預(yù)緊力載荷所產(chǎn)生的應(yīng)力，而且軸承孔又保持正圓，與實(shí)際生產(chǎn)加工一致。

圖2 螺栓預(yù)緊力下軸承孔變形情況

圖3 修孔后的軸承孔變形情況

圖2顯示的為未安裝軸瓦時(shí)螺栓預(yù)緊力載荷下的軸承孔變形情況，圖中結(jié)果顯示放大了150倍，提取整個(gè)模型五個(gè)軸承孔一圈節(jié)點(diǎn)的位移后，變換到初始位置。圖3顯示的是變換后的軸承孔變形情況，可以看出，軸承孔為正圓，且應(yīng)力沒有變化。

1.3 邊界條件

完成修孔的步驟后，進(jìn)行強(qiáng)度載荷處理，主要載荷包括螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈量、缸內(nèi)爆發(fā)壓力以及軸承載荷，其中缸蓋螺栓和主軸承螺栓的預(yù)緊力由公式(1)求出。軸瓦過盈量由軸瓦設(shè)計(jì)提供。由于缸內(nèi)爆發(fā)壓力較小且作用在缸蓋上，因此本文忽略此載荷的影響。軸承載荷由曲軸動(dòng)力學(xué)計(jì)算得到，根據(jù)各軸承的受力情況，選出待計(jì)算轉(zhuǎn)速下的危險(xiǎn)轉(zhuǎn)角。圖4顯示的為760°曲軸轉(zhuǎn)角下的各軸瓦油膜壓力圖，將得到各危險(xiǎn)轉(zhuǎn)角下的軸瓦油膜壓力作為邊界條件，映射到軸瓦的網(wǎng)格上進(jìn)行應(yīng)力分析。

圖4 760°曲軸轉(zhuǎn)角下的軸瓦油膜壓力分布

2 主軸承壁強(qiáng)度分析及試驗(yàn)

圖5～8為缸體以及主軸承蓋的應(yīng)力分布云圖，從中可以看出主軸承蓋最大主應(yīng)力為135 Mpa，缸體最大主應(yīng)力為115 Mpa，最大主應(yīng)力以及最小主應(yīng)力均未超出材料的抗拉及抗壓極限，主軸承壁的強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求(材料為HT250，抗拉極限250 Mpa，抗壓極限625 Mpa)。

圖5 主軸承蓋最大主應(yīng)力云圖

圖6 缸體最大主應(yīng)力云圖

圖7 主軸承蓋最小主應(yīng)力云圖

圖8 缸體最小主應(yīng)力云圖

應(yīng)力的測(cè)量采用貼應(yīng)變片的方式，選擇10個(gè)測(cè)點(diǎn)，如圖9所示，并且考慮了不同的打緊方式對(duì)應(yīng)力的影響，表1顯示的是不同的打緊方式。測(cè)試結(jié)果如圖10所示，可以看出，最大主應(yīng)力的最大值為63.9 MPa，最小主應(yīng)力的最大值為21.7 MPa，均在限值范圍內(nèi)[10]。

圖9 測(cè)點(diǎn)位置分布

表1 螺栓打緊方式

圖10 測(cè)試結(jié)果

3 結(jié)束語

(1)給出了高強(qiáng)度螺栓打緊到屈服狀態(tài)下螺栓預(yù)緊力精確的計(jì)算公式，為分析提供準(zhǔn)確的載荷條件，分析結(jié)果更加準(zhǔn)確。

(2)采用包括完整機(jī)體與軸承蓋的整體模型，比簡易模型更加準(zhǔn)確，并且考慮了實(shí)際加工過程中主軸承孔修復(fù)的影響，在裝配過程計(jì)算時(shí)，保留了螺栓預(yù)緊力引起的應(yīng)力分布，而軸承孔還是保持安裝前正圓的狀態(tài)，使分析工況更合理。

(3)對(duì)模擬仿真結(jié)果進(jìn)行了試驗(yàn)驗(yàn)證，試驗(yàn)結(jié)果和分析結(jié)果趨勢(shì)一致，為產(chǎn)品設(shè)計(jì)提供了有效的指導(dǎo)。

(4)接下來將進(jìn)一步研究模擬發(fā)動(dòng)機(jī)正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，考慮燃燒的應(yīng)力分布情況以及相應(yīng)的試驗(yàn)測(cè)試工作。

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(責(zé)任編輯：汪材印)

10.3969/j.issn.1673-2006.2014.05.022

2014-02-10

國家自然科學(xué)基金項(xiàng)目“丁醇高效低污染燃燒機(jī)理和排放特性的基礎(chǔ)研究”(50906019)。

曹文霞(1976-),女，安徽安慶人，碩士，講師，主要研究方向：汽車機(jī)械。

TK422

A

1673-2006(2014)05-0071-04