某柴油機(jī)主軸承壁有限元分析

寧科亮，倪成鑫，鄭久林

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，安徽 合肥 230601）

前言

柴油機(jī)主軸承壁厚、主軸承蓋用于裝配曲軸，在柴油機(jī)運(yùn)轉(zhuǎn)過程中受力很大，需重點(diǎn)關(guān)注受力情況下的變形及應(yīng)力集中情況，保證柴油機(jī)可以安全運(yùn)轉(zhuǎn)。

1 分析目的

在某柴油機(jī)開發(fā)設(shè)計階段，需要對主軸承壁、主軸承蓋在裝配預(yù)緊力與動載下的變形與應(yīng)力進(jìn)行評估，并計算疲勞安全系數(shù)：

（1）建立主軸承座、主軸承蓋、主軸瓦以及螺栓等有限元模型。定義有限元分析邊界條件與計算步載荷施加；

（2）進(jìn)行有限元分析，主要分析計算螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈配合與油膜動態(tài)載荷作用下主軸承座與主軸承蓋的應(yīng)力和變形；

（3）評價應(yīng)力與變形結(jié)果；

主軸承孔變形，變形量應(yīng)小于軸瓦安裝間隙評價各載荷步下主軸承壁與主軸承蓋的應(yīng)力，應(yīng)力大小應(yīng)小于材料屈服極限。

（4）評價分隔面特性，包括分離與滑移。保證接觸壓力為正，滑移量小于10μm；

（5）評價最小過盈量下的軸瓦背壓，背壓應(yīng)大于9.5MPa；

（6）疲勞安全系數(shù)計算，疲勞安全系數(shù)應(yīng)大于1.1。

2 分析過程

2.1 參數(shù)輸入

主軸承壁分析包括的缸體、缸蓋、中間箱體等各部件材料屬性如表1所示。

2.2 網(wǎng)格劃分

本FEA模型是由主軸承座、主軸承蓋、主軸承螺栓、主軸瓦、加強(qiáng)板和定位銷組成的裝配件。有限元網(wǎng)格由Hyper Mesh劃分，網(wǎng)格類型選擇C3D10M，計算采用ABAQUS解算器。有限元模型如圖1所示。

表1 各部件材料屬性

圖1 有限元模型

2.3 邊界條件設(shè)置

主軸承壁分析載荷有各螺栓的預(yù)緊力、軸瓦過盈量、缸壓以及油膜的EHD力。分析中包括多個分析步，不同的分析目標(biāo)有不同的載荷工況。

（1）ASSEMBLY+SHELL CRUSH。重點(diǎn)：螺栓預(yù)緊力與軸瓦過盈量必須一次性加載，設(shè)置不同的載荷施加振幅，要使軸瓦首先順利的安裝然后再施加全部的螺栓預(yù)緊力。

（2）FIXING BOLTS。螺栓預(yù)緊力被保持螺栓當(dāng)前長度取代。

（3）OPERATING LOAD。加載EHD力。

圖2 1600rpm下軸承受力與力矩

分析目標(biāo)所要求的工況：

軸瓦背壓——最小預(yù)緊力與最小過盈量。

滑移面情況——最小預(yù)緊力、最大過盈量與EHD力。

疲勞安全系數(shù)——最大預(yù)緊力、最大過盈量與EHD力。

軸承孔變形——最大過盈量與EHD力。

軸瓦油膜壓力由曲軸動力學(xué)計算得出，圖2、3為1600rpm與2900rpm轉(zhuǎn)速下的軸承受力與力矩。

圖3 2900rpm下軸承受力與力矩

選出EHD載荷工況如表2所示。

表2 EHD載荷工況

有限元模型螺栓及缸體、缸蓋之間的接觸使用TIE進(jìn)行綁定，主軸瓦與缸體、缸體與中間箱體、主軸瓦上下瓦、主軸瓦與中間箱體之間的接觸面使用contact進(jìn)行設(shè)置，邊界及約束條件如圖4、5所示。

圖4 接觸設(shè)置情況

圖5 約束設(shè)置情況

3 分析結(jié)果

主軸承壁與主軸承蓋的最大主應(yīng)力均未超過其材料的抗拉極限及抗壓極限，螺栓安裝面等部位應(yīng)力超出存在變異情況，不予考慮。主軸承壁與主軸承蓋的應(yīng)力云圖如圖6-9所示。缸體、中間箱體材料為HT250，材料的抗拉極限250MPa，抗壓極限-750MPa。

圖6 2900rpm下缸體及中間箱體的最大主應(yīng)力云圖

圖7 2900rpm下缸體及中間箱體的最小主應(yīng)力云圖

圖8 1600rpm下缸體及中間箱體的最大主應(yīng)力云圖

圖9 1600rpm下缸體及中間箱體的最小主應(yīng)力云圖

軸瓦背壓如圖10所示，軸瓦背壓為13MPa大于9.5MPa。軸瓦最大切向應(yīng)力為280MPa，如圖11所示。

圖10 軸瓦背壓云圖

圖11 軸瓦切向應(yīng)力云圖

主軸承蓋接觸面無分離，接觸面最大滑移量如下圖所示，最大滑移量為0.5μm，小于10μm的限值要求。

在疲勞安全系數(shù)計算中，額定轉(zhuǎn)速2900rpm轉(zhuǎn)速下，缸體部分的最小安全系數(shù)為1.4，中間箱體最小安全系數(shù)為1.15，均大于1.1的最小安全系數(shù)的限值要求，如圖10所示；最大扭矩轉(zhuǎn)速1600rpm轉(zhuǎn)速下，缸體部分的最小安全系數(shù)為1.35，中間箱體最小安全系數(shù)為1.17，均大于1.1的最小安全系數(shù)的限值要求，如圖11所示。

圖12 主軸承蓋滑移量云圖

圖13 2900rpm疲勞安全系數(shù)云圖

圖14 1600rpm疲勞安全系數(shù)云圖

4 結(jié)論

本文對某柴油機(jī)主軸承進(jìn)行了有限元分析，結(jié)論如下：

（1）主軸承壁與主軸承蓋的最大主應(yīng)力均未超過其材料的抗拉極限及抗壓極限，螺栓安裝面等部位應(yīng)力超出存在變異情況，不予考慮。

（2）軸瓦背壓大于9.5MPa的限值，滿足要求。

（3）主軸承蓋接觸面無分離，接觸面最大滑為0.5μm，小于10μm的限值要求。

（4）額定轉(zhuǎn)速2900rpm轉(zhuǎn)速下，缸體部分的最小安全系數(shù)為1.4，中間箱體最小安全系數(shù)為1.15，均大于1.1的最小安全系數(shù)的限值要求；最大扭矩轉(zhuǎn)速1600rpm轉(zhuǎn)速下，缸體部分的最小安全系數(shù)為1.35，中間箱體最小安全系數(shù)為1.17，均大于1.1的最小安全系數(shù)的限值，滿足要求。

5 建議

適當(dāng)關(guān)注安全系數(shù)較小區(qū)域的澆注工藝和表面質(zhì)量，這些因素對疲勞安全系數(shù)影響較大。