王國富，陳元華

（桂林航天工業(yè)學院 汽車工程系，桂林 541004）

0 引言

主軸承座是發(fā)動機機體的重要組成部分，它用來支撐高速旋轉(zhuǎn)的曲軸，承受著劇烈的載荷，這些載荷來自多方面，包括曲軸動載荷、螺栓預緊載荷、軸瓦過盈載荷以及熱負荷[1,2]等，受力狀態(tài)復雜。主軸承座和主軸承蓋接觸的部位必然是發(fā)動機高速運轉(zhuǎn)中最危險的部位之一，因此，這些部位應具備足夠的剛度、強度和動力學特性[3]。為了驗證某款新開發(fā)的直列4缸柴油發(fā)動機主軸承座設計的可靠性，需要對該柴油機主軸承座進行有限元強度分析。

1 計算模型和邊界條件

1.1 有限元模型

本文建立的有限元計算模型包括氣缸體、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。建模過程中，忽略部分不重要的倒角，簡化軸瓦模型，同時對須重點關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、潤滑油孔內(nèi)表面等適當?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)點六面體單元網(wǎng)絡，其它選擇10節(jié)點四面體單元網(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)點數(shù)為1169761。

圖1 機體有限元模型

1.2 材料特性

機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，約束機體頂面的垂直（Y）方向位移，約束頂面曲軸中心線兩節(jié)點側(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上。

表1 材料特性

1.3.2 載荷施加

根據(jù)計算，主軸瓦半徑過盈量取值范圍定為0.035mm～0.050mm，曲軸小頭襯套比主軸瓦厚0.5，過盈量要小些，計算時取主軸瓦的1/10；各螺栓預緊力取值：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；計算爆壓取13.5Mpa，在曲軸轉(zhuǎn)角約為10度處；考慮動載因素，加在主軸承的上載荷按爆壓的1.3倍計算，可算出軸承載荷為往下48.75kN[4]，水平方向往右3.28kN(從發(fā)動機前端往后端方向)。

2 計算結(jié)果及分析

本文所研究的柴油機有5個主軸承座，為了降低計算工作量，根據(jù)以往計算經(jīng)驗，在中間和兩邊的主軸承座中分別選取一個來計算分析，本文選取4 、第5主軸承座進行計算分析。

2.1 氣缸體主軸承座應力計算結(jié)果

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

圖2 主軸承座應力分布

2.2 安全系數(shù)計算結(jié)果

2.2.1 氣缸體主軸承座安全系數(shù)計算結(jié)果

柴油發(fā)動機整機工作時承受載荷復雜而且載荷有交變特性，所以需要對其進行疲勞計算預測其動態(tài)安全性能。本文借助疲勞強度分析和優(yōu)化軟件Femfat進行分析，首先將各爆壓工況下的應力作為動載應力，而裝配工況和熱載工況的應力作為靜態(tài)應力輸入Femfat中，并輸入氣缸體材料HT250的相關數(shù)據(jù)，進而進行疲勞計算，得到疲勞安全系數(shù)，如圖3所示。根據(jù)經(jīng)驗，本文取最低疲勞安全系數(shù)值為1.2，機體主軸承座和軸承蓋安全系數(shù)低于1.2的部分需要對結(jié)構(gòu)進行改善。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)計算結(jié)果

將軸承蓋材料RuT340的相關材料數(shù)據(jù)輸入Femfat進行疲勞分析，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，按主軸瓦過盈狀態(tài)分析軸瓦裝配載荷工況應力分布情況。如圖5所示，主軸瓦裝配最小半徑過盈量取最小值0.035和最大值0.050時，其背壓分別為10.5MPa和15.5MPa，滿足奧地利李斯特內(nèi)燃機及測試設備公司(簡稱AVL)推薦的經(jīng)驗值的要求[5]，足以限制軸瓦與軸孔間的相對滑移。

圖5 最小和最大過盈時主軸瓦背壓圖

2.4 主軸承孔變形

本柴油機的曲軸主軸頸直徑為?60，按標準，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公司推薦的不超過軸承最小間隙80%(即0.024)標準，滿足要求。

圖6 主軸承孔變形圖

3 改進方案及結(jié)果驗證

3.1 結(jié)構(gòu)改進方案

綜合以上計算結(jié)果，可以看出主軸承座的應力在標準范圍內(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公司推薦的標準，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，強度不符合要求，需要對結(jié)構(gòu)進行改善。本文提出如下改進方案：1）針對氣缸體中間主軸承座，加大螺栓孔搭子厚度，并采用強度等級較高的螺栓，加大軸承隧道左側(cè)下方圓角過渡處徑向厚度。2）針對前、后端主軸承座，加大軸承徑向厚度，采用強度等級較高的螺栓，并在軸承后端增加兩個螺栓孔搭子。

3.2 改進后結(jié)構(gòu)計算結(jié)果

重新對改進后的主軸承座進行應力計算和疲勞安全系數(shù)計算，結(jié)果如圖7～圖8所示。從圖中可以看出, 改進后軸承座的應力較改進前有所增加，最大值為140MPa，低于材料的屈服極限，在安全裕度范圍內(nèi), 滿足設計要求；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，滿足設計要求。因此，改進方案對疲勞安全系數(shù)的提高有明顯的效果。

4 結(jié)論

通過有限元建模和仿真工作，運用Abaqus和Femfat

圖7 結(jié)構(gòu)改進后主軸承座應力分布

圖8 結(jié)構(gòu)改進后主軸承座安全系數(shù)分布

軟件計算分析了某款新開發(fā)的直列4缸柴油機主軸承座的結(jié)構(gòu)強度和疲勞安全系數(shù)，結(jié)果顯示主軸承座的最小疲勞安全系數(shù)低于經(jīng)驗值1.2。針對以上情況，提出了加大軸承徑向厚度、增加螺栓孔搭子等結(jié)構(gòu)改進方案，通過重新對改進后的主軸承座進行應力計算和疲勞安全系數(shù)計算分析后發(fā)現(xiàn)應力和安全系數(shù)均滿足設計要求，而且改進方案對疲勞安全系數(shù)的提高有效果明顯。

[1] 于歌.發(fā)動機缸體主軸承座裂解加工關鍵技術(shù)研究[D].長春:吉林大學,2012.

[2] 楊萬里,許敏,鄧曉龍,等.發(fā)動機主軸承座結(jié)構(gòu)強度分析研究[J].內(nèi)燃機工程,2007,28(1):31-34.

[3] 鄭康,郝志勇,張煥宇,等.柴油機機體強度分析與主軸承座疲勞壽命預測[J].汽車工程,2013,35(4):358-363.

[4] 王國富.某發(fā)動機缸蓋的改進設計[J].熱加工工藝,2012,41(21):89-91

[5] 陳元華,李天明.柴油機機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.