郭東劭 秦 輝 胡景彥 郭如強 陳 超

（1-浙江錢江摩托股份有限公司 浙江 溫冷 317500 2-寧波市鄞州德來特技術(shù)有限公司）

引言

目前，隨著我國汽車保有量的迅速增加，能源和環(huán)保問題日益突出，節(jié)能減排成為一項非常艱巨的任務(wù)。降低乘用車油耗有多種途徑：減小發(fā)動機排量、輕量化設(shè)計以及采用降低油耗的先進技術(shù)等。其中，輕量化設(shè)計是一種相對有效的方法。

在發(fā)動機工作過程中，爆發(fā)壓力以及往復(fù)慣性力通過曲柄連桿機構(gòu)作用在主軸承蓋上[1]。為保證發(fā)動機正常工作，主軸承蓋必須具有足夠的強度和剛度。在保證主軸承蓋疲勞強度的前提下，輕量化設(shè)計可提高發(fā)動機的性能以及降低發(fā)動機油耗。

1 有限元模型

1.1 幾何模型建立

主軸承蓋有限元分析幾何模型[2]包括：缸體（包含主軸承座1#、2#、5#）、主軸承蓋、主軸承蓋螺栓、主軸瓦、缸蓋和缸蓋連接螺栓等，如圖1 所示。

圖1 有限元分析幾何模型

1.2 網(wǎng)格劃分

采用HyperMesh 軟件進行有限元分析前處理，網(wǎng)格類型為二階修正四面體單元[3]，各個零部件的網(wǎng)格劃分如圖2 所示。

圖2 有限元網(wǎng)格劃分

2 有限元分析

2.1 材料屬性

缸體材料為HT250，主軸承蓋材料為QT400，缸蓋材料為AlSi7Mg，其余均為Steel（鋼），材料屬性見表1。

表1 材料屬性

2.2 邊界條件加載

邊界條件設(shè)置包括接觸關(guān)系、邊界約束和載荷等。邊界約束、螺栓預(yù)緊力[4]和主軸頸集中力分別見圖3、表2 和圖4。主軸承蓋分析主要包括螺栓裝配工況、軸瓦過盈工況和爆發(fā)壓力工況等。

圖3 模型邊界約束

表2 螺栓預(yù)緊力 kN

圖4 曲軸軸頸集中力

2.3 分析結(jié)果

通過Abaqus 后處理[5]計算，得到主軸承蓋在裝配工況（螺栓預(yù)緊力+主軸瓦最大過盈）和動載荷工況（螺栓預(yù)緊力+主軸瓦最大過盈+爆發(fā)壓力）下的強度，分別如圖5 和圖6 所示。從圖5 和圖6 可以看出，最大應(yīng)力為208 MPa，小于QT400 材料的抗拉強度400 MPa，滿足設(shè)計要求。

圖5 裝配工況應(yīng)力

圖6 動載荷工況應(yīng)力

通過Femfat 軟件進行高周疲勞強度分析，結(jié)果如圖7 所示。從圖7 可以看出，安全因子為2.7，大于經(jīng)驗值1.1，滿足設(shè)計要求。

圖7 疲勞強度分析結(jié)果

3 結(jié)構(gòu)輕量化

通過主軸承蓋初始方案的分析結(jié)果可以看出，疲勞安全系數(shù)遠大于經(jīng)驗值，在保證疲勞強度的前提下，可進行輕量化設(shè)計。根據(jù)主軸承蓋受力特點，對主軸承蓋初始結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化，經(jīng)過多次優(yōu)化，得到主軸承蓋最優(yōu)方案，具體結(jié)構(gòu)見圖8。

圖8 主軸承蓋優(yōu)化方案

通過Abaqus 后處理計算，得到主軸承蓋優(yōu)化方案疲勞強度，分別如圖9、圖10 和圖11 所示。

從圖9、圖10 可以看出，最大應(yīng)力為196 MPa，小于QT400 材料的抗拉強度400 MPa，滿足設(shè)計要求。從圖11 可以看出，最小安全因子為1.2，大于經(jīng)驗值1.1，滿足設(shè)計要求。

圖9 優(yōu)化后裝配工況應(yīng)力

圖10 優(yōu)化后動載荷工況應(yīng)力

圖11 優(yōu)化后疲勞強度

4 結(jié)論

1）主軸承蓋初始方案中，在裝配工況和動載荷工況下，應(yīng)力小于材料的抗拉強度400 MPa，高周疲勞安全因子2.7＞1.1，滿足設(shè)計要求。

2）主軸承蓋優(yōu)化方案中，在裝配工況和動載荷工況下，應(yīng)力小于材料的抗拉強度400 MPa，高周疲勞安全因子1.2＞1.1，滿足設(shè)計要求。

3）在主軸承蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計過程中，應(yīng)盡量避免出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象。

4）有限元分析結(jié)果滿足設(shè)計要求后，建議進行試驗驗證，以保證零部件的質(zhì)量。