（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

發(fā)動機橫隔板三維有限元分析

李春玲
（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

用ABAQUS軟件進行了發(fā)動機橫隔板的強度及疲勞分析。分析模型包括機體、主軸承蓋、軸瓦、主軸承蓋螺栓、假體缸蓋、缸蓋螺栓。應(yīng)用接觸非線性分析方法，對機體橫隔板進行裝配、最大爆發(fā)壓力工況和最大慣性力工況下的強度和疲勞求解計算。

發(fā)動機 主軸承座 疲勞強度 有限元分析

1 前言

機體在內(nèi)燃機工作時承受很復(fù)雜的負荷，主軸承座和橫隔板的剛度對曲軸和軸承使用壽命、噪音有很大的影響，而耐久性和可靠性直接影響整個發(fā)動機的性能。

在以往的發(fā)動機開發(fā)中，對于結(jié)構(gòu)的耐久考核大多是采用物理樣機的可靠性試驗進行的。隨著CAE技術(shù)的不斷發(fā)展，模擬計算被納入發(fā)動機開發(fā)流程，在產(chǎn)品設(shè)計階段就通過有限元等方法對機體等零部件進行分析，找出設(shè)計弱點并優(yōu)化，避免物理樣機試驗時產(chǎn)生的致命質(zhì)量問題，加快開發(fā)進程。

2 有限元模型

本文分析的對象為某直列六缸柴油機?？紤]結(jié)構(gòu)的對稱性及縮短計算時間，取二缸半為分析對象。在PRO/E中建模，用Hypermesh和ABAQUS劃分網(wǎng)格，采用二階四面體單元。發(fā)動機有限元模型如圖1所示，其中包括了機體、主軸承蓋、主軸承上下軸瓦、缸蓋螺栓、假體缸蓋。其材料如表1所示。

3 邊界條件

本次強度分析共計算了三個工況：裝配工況、最大爆發(fā)壓力工況、最大慣性力工況。

3.1 裝配工況

（1）計算主軸承座與上下軸瓦之間過盈[1]。軸瓦的檢驗?zāi)＞弑仨毦哂凶銐虻膭傂?。軸瓦放入座內(nèi)，一端用擋塊頂死，另一端施加一個試驗力F，參見圖2。此時軸瓦產(chǎn)生一定的壓縮變形v，然后測量軸瓦比檢驗座對口面高出量u。軸瓦的半圓周過盈量h=u+v。

由于軸瓦通常是由彈性模量不同的幾種材料組成，計算中要將軸瓦的實際壁厚按鋼背的彈性模數(shù)折算成當量壁厚t*。

圖1 有限元分析模形

表1 發(fā)動機主要材料

t*=(t-t0)+at

其中，

t——軸瓦實際壁厚；

t0——減摩合金層厚度；

a——減摩合金折算系數(shù)，取決于合金與鋼背的彈性模量之比。

在試驗力F的作用下，軸瓦總縮短量可用下式表示

軸瓦在直徑上的過盈量則為

直徑上最大過盈為0.075 mm，最小過盈為0.053 mm。最大軸瓦背壓17.3 MPa，最小軸瓦背壓15.1 MPa。曲軸與軸瓦最大間隙0.05 mm。

圖2 軸瓦檢驗方法

圖3 主軸承蓋螺栓預(yù)緊力計算

圖4 缸蓋螺栓預(yù)緊力計算

（2）根據(jù)高強度螺栓計算標準[2]，編寫了計算螺栓計算的程序，計算螺栓軸向力。主軸承蓋螺栓為M16×2，采用轉(zhuǎn)角法擰緊，140±10 N·m，轉(zhuǎn)角145±5°。最大軸向預(yù)緊力147.97 kN。

其余零件根據(jù)裝配關(guān)系定義面對面接觸。在機體斷面上施加對稱約束，機體頂面固定約束。

3.2 最大爆發(fā)壓力工況

取第一缸和第二缸分別位于氣體爆發(fā)上止點時的工況。在曲軸上施加力，等于最大爆壓減去連桿及活塞慣性力。

3.3 最大慣性力工況

取第一缸和第二缸分別位于排氣上止點時的工況，考慮活塞及連桿的慣性力。

4 強度計算結(jié)果

4.1 主軸承蓋變形結(jié)果

因為在主軸承蓋與機體裝配后，主軸承孔要進行機加工，裝配變形被排除，所以螺栓裝配載荷引起的變形可以不考慮。軸瓦最大過盈量時，在主軸承孔圓周上的變形值較小，可以接受，參見圖5和圖6。

圖5 最大螺栓預(yù)緊力作用下主軸承孔處變形

圖6 最大螺栓預(yù)緊力和最大軸瓦過盈下主軸承孔的變形

4.2 主軸承座應(yīng)力分析

在最大螺栓預(yù)緊力和最大軸瓦過盈量下，計算主軸承座的VON Mises應(yīng)力及最大拉應(yīng)力，參見圖7和圖8。螺栓頭與主軸承蓋接觸部位上壓應(yīng)力很大，這是因為計算時使用材料線彈性假設(shè)，沒有考慮材料的塑性變形，這不會引起失效。

圖7 主軸承座的VON Mises應(yīng)力

圖8 主軸承座的最大拉應(yīng)力

4.3 軸瓦背壓計算

在主軸承座與上下軸瓦間施加最小過盈，判斷軸瓦背壓是否在合理范圍之內(nèi)。計算結(jié)果表明，軸瓦背壓在15～18 MPa之間，與3.1小節(jié)中的（1）計算基本相符，如圖9所示。可見，主軸瓦有足夠的背壓，接觸磨損將很小。

4.4 最大爆壓工況下的應(yīng)力結(jié)果

最大爆壓為15 MPa時，圖10為機體橫隔板的綜合應(yīng)力云圖，圖11為橫隔板最大拉應(yīng)力云圖。圖12為機體的綜合應(yīng)力圖，可見在機體A位置處，拉應(yīng)力值大于HT250材料的抗拉極限，建議此處加大倒角，以降低應(yīng)力集中。圖13為主軸承蓋的拉應(yīng)力云圖。其余部位均小于材料的強度極限，在靜應(yīng)力下滿足強度要求。

圖9 軸瓦最小過盈的軸瓦背壓

圖10 橫隔板整體綜合應(yīng)力結(jié)果

圖11 橫隔板最大拉應(yīng)力

圖12 機體局部綜合應(yīng)力結(jié)果

圖13 主軸承蓋拉應(yīng)力結(jié)果

5 疲勞分析結(jié)果

使用FEMFAT疲勞軟件，分析橫隔板高周疲勞。機體的疲勞極限為72MPa。圖14和圖15中，A與B二處區(qū)域安全系數(shù)較低，建議改進設(shè)計。

圖14 機體高周疲勞安全系數(shù)

圖15 主軸承蓋高周疲勞安全系數(shù)

6 結(jié)論

有限元法是內(nèi)燃機設(shè)計中的有力工具。本文通過應(yīng)用ABAQUS和FEMFAT模擬發(fā)動機各零部件間的非線性接觸進行仿真分析，根據(jù)結(jié)果對設(shè)計進行指導(dǎo)，縮短了設(shè)計制造周期。建議在之后的物理樣機試驗中，對主軸承座及下缸機進行疲勞沖擊試驗，檢驗其可靠性。

1楊連升.內(nèi)燃機設(shè)計[M].北京：機械工業(yè)出版社，1980.

2 VDI2230,1986,Part 1.“Systematic Calculation of High Duty Bolted Joints:Joints with One Cylindrical Bolt,”VDI,Dusseldorf,Germany.

Main Bearing Wall FE Analysis

Li Chunling
（Shanghai Diesel Engine Co.,Ltd.,Shanghai200438,China）

FE analysis of main bearing wall and main bearing cap is carried out,which involves static stress simulation considering max bolt force,max shell interference fit and max beating loads for assessment of strength and high cycle fatigue(HCF).The FE model of the main bearing wall assembly consists of cylinder block,main bearing cap,main bearing,main bearing cap bolts,cylinder head and cylinder head bolts.A dummy representation of the cylinder head with bolts is introduced to properly simulate the influence of its global stiffness on the cylinder block.

engine,main bearing,fatigue strength,FEA

10.3969/j.issn.1671-0614.2011.01.004

來稿日期：2010-10-19

李春玲（1979-），女，工程師，主要研究方向為結(jié)構(gòu)強度。