柴油機鑄造機體主軸承座結構強度分析及優化

王國富，陳元華

（桂林航天工業學院 汽車工程系，桂林 541004）

0 引言

主軸承座是發動機機體的重要組成部分，它用來支撐高速旋轉的曲軸，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，受力狀態復雜。主軸承座和主軸承蓋接觸的部位必然是發動機高速運轉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的直列4缸柴油發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、潤滑油孔內表面等適當地加密網格，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節點六面體單元網絡，其它選擇10節點四面體單元網格。采用Simlab軟件劃分有限元網格，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，總單元數為662010，總節點數為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點側（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(從發動機前端往后端方向)。

2 計算結果及分析

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，根據以往計算經驗，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果

氣缸體主軸承座應力計算結果如圖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，滿足強度要求。

圖2 主軸承座應力分布

2.2 安全系數計算結果

2.2.1 氣缸體主軸承座安全系數計算結果

柴油發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安全性能。本文借助疲勞強度分析和優化軟件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應力輸入Femfat中，并輸入氣缸體材料HT250的相關數據，進而進行疲勞計算，得到疲勞安全系數，如圖3所示。根據經驗，本文取最低疲勞安全系數值為1.2，機體主軸承座和軸承蓋安全系數低于1.2的部分需要對結構進行改善。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為0.94～0.98，小于1.2，強度不足。

圖3 主軸承座安全系數分布

2.2.2 軸承蓋安全系數計算結果

將軸承蓋材料RuT340的相關材料數據輸入Femfat進行疲勞分析，得到上、下主軸承蓋的安全系數分布結果如圖4所示。在13.5Mpa爆壓下，軸承座上蓋最小安全系數為2.43，下蓋為1.53，大于1.2，強度滿足要求，上蓋安全系數充裕度較大，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燃機及測試設備公司(簡稱AVL)推薦的經驗值的要求[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 改進方案及結果驗證

3.1 結構改進方案

綜合以上計算結果，可以看出主軸承座的應力在標準范圍內，上、下軸承蓋安全系數符合要求，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低于1.2，強度不符合要求，需要對結構進行改善。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 改進后結構計算結果

重新對改進后的主軸承座進行應力計算和疲勞安全系數計算，結果如圖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, 滿足設計要求；第4和第5軸承座的疲勞安全系數最小值分別為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的提高有明顯的效果。

4 結論

通過有限元建模和仿真工作，運用Abaqus和Femfat

圖7 結構改進后主軸承座應力分布

圖8 結構改進后主軸承座安全系數分布

軟件計算分析了某款新開發的直列4缸柴油機主軸承座的結構強度和疲勞安全系數，結果顯示主軸承座的最小疲勞安全系數低于經驗值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構改進方案，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計算分析后發現應力和安全系數均滿足設計要求，而且改進方案對疲勞安全系數的提高有效果明顯。

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

[2] 楊萬里,許敏,鄧曉龍,等.發動機主軸承座結構強度分析研究[J].內燃機工程,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.