曹文霞，錢德猛，郭 微，錢葉劍，錢多德

1.安徽水利水電職業(yè)技術學院，安徽合肥，231603；2.安徽江淮汽車股份有限公司，安徽合肥，230601；3.合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院，安徽合肥，230009

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某款發(fā)動機缸體主軸承壁強度CAE及試驗驗證

曹文霞1，錢德猛2，郭 微1，錢葉劍3，錢多德2

1.安徽水利水電職業(yè)技術學院，安徽合肥，231603；2.安徽江淮汽車股份有限公司，安徽合肥，230601；3.合肥工業(yè)大學機械與汽車工程學院，安徽合肥，230009

為了解發(fā)動機缸體主軸承壁部分的應力情況，采用整體模型對發(fā)動機主軸承壁進行有限元分析，主要考慮螺栓預緊力、軸瓦過盈量以及油膜載荷的影響。并且模擬實際加工中修孔的過程，使分析結果更接近真實情況。分析結果顯示，缸體以及主軸承蓋上的應力均小于限值，滿足設計要求。并且經(jīng)過試驗驗證，試驗結果與分析結果趨勢一致，為產(chǎn)品設計提供了有效的指導。

主軸承壁；有限元；強度；試驗

發(fā)動機機體是用來支持內(nèi)燃機的運動件以及安裝配氣機構、驅(qū)動機構和各種附件，總體體積和重量占內(nèi)燃機整體體積和重量的大部分。幾何形狀比較復雜，工藝準備和制造工作量較大，受力情況也比較復雜，除了機械負荷外，還伴有強烈的熱負荷，并且要求機體應有足夠的剛度，以保證內(nèi)燃機工作時各部分變形小，從而提高內(nèi)燃機的可靠性與耐久性。因此，對于這種部件很難用一般的方法來計算。過去設計時，往往采用類比法確定其尺寸，然后通過實驗進行反復修改[1]。

近年來，隨著有限元方法與試驗應力分析法不斷的發(fā)展，提供了有效的計算與試驗方法，文獻[2]采用有限元的方法，建立了主軸承壁單缸模型，分析了在螺栓預緊力、最大爆發(fā)壓力載荷作用下的應力應變情況。文獻[3]通過簡易模型，模擬發(fā)動機機體試驗工況，循環(huán)施加不同倍數(shù)的爆發(fā)壓力載荷，預測主軸承壁的疲勞安全系數(shù)。文獻[4]通過多體動力學計算，得到軸承的油膜載荷，并且映射到有限元模型上，同時考慮螺栓預緊力等載荷，預測主軸承壁的強度及疲勞結果，通過改進結構使各項指標達到設計要求。文獻[5]給出了局部模型的不足之處，并且通過建立全模型對發(fā)動機主軸承壁進行了分析，同時考慮了螺栓預緊力、軸瓦過盈量以及油膜載荷等。分析更接近實際，結果更為真實[6-9]。

本文采用全模型分析法，并且考慮實際加工中修孔的影響，即裝配過程中在安裝軸瓦之前會先打緊主軸承螺栓，然后對軸承孔進行加工，使軸承孔保持正圓，之后再進行軸瓦的安裝。這樣，由于螺栓預緊力引起的應力仍然存在，則軸承孔還是保持安裝前的狀態(tài)。如果在有限元分析時，不考慮此過程，則會導致應力增加，結果不準確。

1 主軸承壁有限元全模型建立

為了計算結果的精確性，本文采用全模型，主要包括缸體、主軸承蓋、軸瓦、主軸承螺栓以及缸蓋螺栓，由于缸蓋部分不是分析考慮的重點，只是起到約束分析模型的作用，因此，采用簡化模型，但是厚度要在30 mm以上。圖1為某直列四缸柴油機主軸承壁分析的模型。

圖1 強度分析模型

1.1 缸體主軸承螺栓預緊力的計算

用于緊固發(fā)動機關鍵零部件(缸蓋、連桿、曲軸、主軸承壁等)的螺栓一般選用高強度螺栓，即螺栓等級為10.9級或者12.9級。高強度螺栓材料的屈服強度一般會達到930 MPa以上，螺栓強度很高，能提供足夠的預緊力且螺栓不容易斷裂。高強度螺栓的打緊方式一般為力矩加轉(zhuǎn)角法，使螺栓工作在屈服區(qū)。這樣的好處有幾個方面：(1)螺栓打緊到屈服區(qū)后，會提供最大的螺栓預緊力，能發(fā)揮出螺栓的全部潛能。(2)可以使用較小規(guī)格的螺栓便能提供足夠的預緊力，對發(fā)動機的減重以及主軸承壁的設計有一定的好處。(3)可以防止在工作一段時間后發(fā)生松脫現(xiàn)象。螺栓預緊力由以下公式計算出：

(1)

其中，σ0.2為螺栓材料的最小屈服強度，dp為螺紋中徑，dmin為螺紋小徑，p為螺距，μ為螺紋間的摩擦系數(shù)，A為螺栓的最小有效面積。為了得到最小的螺栓預緊力，一般取μ=1.5。

1.2 主軸承孔修復

修孔加工的處理在有限元中實現(xiàn)的思路與實際加工的過程一致。首先不添加軸瓦的裝配，只施加螺栓預緊力，得到軸承孔的變形情況，即軸承孔各節(jié)點的x、y、z三個方向的位移。然后，在安裝軸瓦以及加載其他載荷之前，把這些節(jié)點變換到初始位置。這樣，既保留了施加螺栓預緊力載荷所產(chǎn)生的應力，而且軸承孔又保持正圓，與實際生產(chǎn)加工一致。

圖2 螺栓預緊力下軸承孔變形情況

圖3 修孔后的軸承孔變形情況

圖2顯示的為未安裝軸瓦時螺栓預緊力載荷下的軸承孔變形情況，圖中結果顯示放大了150倍，提取整個模型五個軸承孔一圈節(jié)點的位移后，變換到初始位置。圖3顯示的是變換后的軸承孔變形情況，可以看出，軸承孔為正圓，且應力沒有變化。

1.3 邊界條件

完成修孔的步驟后，進行強度載荷處理，主要載荷包括螺栓預緊力、軸瓦過盈量、缸內(nèi)爆發(fā)壓力以及軸承載荷，其中缸蓋螺栓和主軸承螺栓的預緊力由公式(1)求出。軸瓦過盈量由軸瓦設計提供。由于缸內(nèi)爆發(fā)壓力較小且作用在缸蓋上，因此本文忽略此載荷的影響。軸承載荷由曲軸動力學計算得到，根據(jù)各軸承的受力情況，選出待計算轉(zhuǎn)速下的危險轉(zhuǎn)角。圖4顯示的為760°曲軸轉(zhuǎn)角下的各軸瓦油膜壓力圖，將得到各危險轉(zhuǎn)角下的軸瓦油膜壓力作為邊界條件，映射到軸瓦的網(wǎng)格上進行應力分析。

圖4 760°曲軸轉(zhuǎn)角下的軸瓦油膜壓力分布

2 主軸承壁強度分析及試驗

圖5～8為缸體以及主軸承蓋的應力分布云圖，從中可以看出主軸承蓋最大主應力為135 Mpa，缸體最大主應力為115 Mpa，最大主應力以及最小主應力均未超出材料的抗拉及抗壓極限，主軸承壁的強度滿足設計要求(材料為HT250，抗拉極限250 Mpa，抗壓極限625 Mpa)。

圖5 主軸承蓋最大主應力云圖

圖6 缸體最大主應力云圖

圖7 主軸承蓋最小主應力云圖

圖8 缸體最小主應力云圖

應力的測量采用貼應變片的方式，選擇10個測點，如圖9所示，并且考慮了不同的打緊方式對應力的影響，表1顯示的是不同的打緊方式。測試結果如圖10所示，可以看出，最大主應力的最大值為63.9 MPa，最小主應力的最大值為21.7 MPa，均在限值范圍內(nèi)[10]。

圖9 測點位置分布

表1 螺栓打緊方式

圖10 測試結果

3 結束語

(1)給出了高強度螺栓打緊到屈服狀態(tài)下螺栓預緊力精確的計算公式，為分析提供準確的載荷條件，分析結果更加準確。

(2)采用包括完整機體與軸承蓋的整體模型，比簡易模型更加準確，并且考慮了實際加工過程中主軸承孔修復的影響，在裝配過程計算時，保留了螺栓預緊力引起的應力分布，而軸承孔還是保持安裝前正圓的狀態(tài)，使分析工況更合理。

(3)對模擬仿真結果進行了試驗驗證，試驗結果和分析結果趨勢一致，為產(chǎn)品設計提供了有效的指導。

(4)接下來將進一步研究模擬發(fā)動機正常運轉(zhuǎn)時，考慮燃燒的應力分布情況以及相應的試驗測試工作。

[1]吳兆漢，汪長民，林桐藩.內(nèi)燃機設計[M].北京：北京理工大學出版社，1990：321-340

[2]俞建峰.柴油機缸體主軸承壁結構安全性分析[J].機電工程技術，2007，36(3)：109-110

[3]路明，王軍，朱凌云.發(fā)動機主軸承壁疲勞分析[J].汽車制造業(yè)，2012(9)：64-65

[4]郭威，朱凌云，路明，等.基于整體模型的發(fā)動機主軸承壁強度分析[J].車用發(fā)動機，2013(1)：38-42

[5]吳豐凱，蘇圣，胡景彥，等.某增壓直噴汽油機主軸承壁強度分析及優(yōu)化改進[J].拖拉機與農(nóng)用運輸車，2012，39(6)：34-36

[6]李嘉，趙雨東.柴油機主軸承座的有限元強度分析[J].車用發(fā)動機，2007(2)：83-87

[7]楊萬里，許敏，劉國慶,等.發(fā)動機主軸承座結構強度分析研究[J].內(nèi)燃機工程，2007，28(1)：31-34

[8]岳淑彪，高建平，楊鷺航,等.并聯(lián)混合動力汽車怠速停機控制策略研究[J].河南科技大學學報，2011(2)：21-26

[9]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

[10]曹磊，趙雨東，左孔天，等.發(fā)動機缸體主軸承座及主軸承蓋的動態(tài)應力和溫度測量[J].內(nèi)燃機工程，2007,28(1)：35-38

(責任編輯：汪材印)

10.3969/j.issn.1673-2006.2014.05.022

2014-02-10

國家自然科學基金項目“丁醇高效低污染燃燒機理和排放特性的基礎研究”(50906019)。

曹文霞(1976-),女，安徽安慶人，碩士，講師，主要研究方向：汽車機械。

TK422

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1673-2006(2014)05-0071-04