某三缸汽油機曲軸箱強度及疲勞有限元分析

陳龍，胡鵬翔，王英杰，陳亮，歐陽彩云

（安徽江淮汽車集團股份有限公司技術中心，安徽 合肥 230601）

引言

曲軸箱的強度分析對發動機至關重要，曲軸箱分析內容主要為缸體、主軸承蓋及軸瓦的強度分析和疲勞分析，而上述零部件均為曲軸在發動機的正常運轉提供有效支撐。一旦出現失效的情況，后果非常嚴重。

1 計算機模型

具體分析項目可以將主軸承壁分析分成三個大的工況：（1）最大螺栓預緊力、最大軸瓦過盈量；（2）最小螺栓預緊力、最小軸瓦過盈量；（3）最小螺栓預緊力、最大軸瓦過盈量。

2 最大螺栓預緊力、最大軸瓦過盈量

2.1 缸體應力分布

缸體材料牌號為HT250，結合最大、最小主應力分布圖，可知應力結果合理，最小主應力峰值470Mpa，小于750Mpa。

圖1 有限元分析模型

圖2 缸體最小主應力分布

2.2 主軸承蓋應力分布、等效塑性應變（PEEQ）

取曲軸轉角在1476位置時，主軸承蓋應力、應變分布結果。

圖3 主軸承蓋平均應力分布

主軸承蓋材料為 AVL_GJS-500，結合主軸承蓋應力分布圖，可知平均應力、最大主應力、最小主應力均沒有超過限值，結果合理。

圖4 主軸承蓋等效塑性應變（PEEQ）

根據等效塑性應變結果，PEEQ值最大為 0.0012，小于0.002的限值，結果合理，符合要求。

2.3 軸瓦切應力分布

圖5 軸瓦冷態切向應力分布

圖6 軸瓦熱態切向應力分布

分別取裝配階段中Shellcrush（冷態）、Warmengine（熱態）分析步結果考察軸瓦切應力分布。由上圖可知，冷態時軸瓦平均切應力為270Mpa，熱態時軸瓦平均切應力為300Mpa，均小于評價標準350Mpa，結果符合要求。

2.4 缸體、主軸承蓋高周疲勞安全系數計算

圖7 缸體高周疲勞安全系數

高周疲勞計算可以使用FEMFAT進行，以缸體和主軸承蓋為分析對象。一般，安全系數需大于1.1。定義材料屬性時存活率設置成50%，計算時材料存活率設置成99.99%。缸體、主軸承蓋高周疲勞計算結果如圖7、8、9所示。

圖8 缸體油孔內高周疲勞安全系數

圖9 主軸承蓋高周疲勞安全系數

由圖7、8、9可知，缸體、軸承蓋表面疲勞安全系數均大于評價標準1.1，結果合理。

3 最小螺栓預緊力、最小軸瓦過盈量

計算最小螺栓預緊力、最小軸瓦過盈量下的軸瓦背壓。結果如圖10、11所示，冷態時軸瓦平均背壓為18Mpa，熱態時軸瓦平均背壓為20Mpa，均大于評價標準10Mpa，結果合理。

圖10 軸瓦冷態時背壓分布

圖11 軸瓦熱態時背壓分布

4 最小螺栓預緊力、最大軸瓦過盈量

加載最小螺栓預緊力、最大軸瓦過盈量，計算接觸面滑移量，計算所得CSLIP1與CSLIP2分別為X、Y向滑移量，則最大滑移量計算公式為：

DCSLIP_MAX分布在新產生的

Session_Step中查看，結果如圖12、13所示。

圖12 主軸承蓋最大滑移量

圖13 主軸承蓋X、Y方向滑移量

最大滑移量DCSLIP_MAX

5 結論

通過有限元分析可知某三缸汽油機的缸體應力分布、主軸承蓋應力分布、等效塑性應變（PEEQ）、軸瓦切應力分布、缸體、主軸承蓋高周疲勞安全系數計算、冷熱態時軸瓦平均背壓均合理，滿足要求；最大滑移量12μm＞標準滑移量10 μm，但在可接受范圍內。通過仿真分析為曲軸箱的可靠性設計奠定了基礎。