李曼利

摘 要 利用有限元分析方法對(duì)某國六柴油機(jī)主軸承壁強(qiáng)度，疲勞特性進(jìn)行仿真分析，重點(diǎn)對(duì)缸體、主軸承蓋應(yīng)力分布，高周疲勞、主軸承蓋滑移量、冷、熱狀態(tài)軸瓦背壓進(jìn)行模擬計(jì)算。模擬結(jié)果表明：缸體、主軸承蓋的應(yīng)力分布，軸瓦背壓均滿足強(qiáng)度使用要求;高周疲勞安全系數(shù)均高于1.1的最低限值要求，滿足高周疲勞要求;主軸承蓋最大滑移量為6μm，滿足小于10μm的限值要求。模擬分析結(jié)果為主軸承壁的設(shè)計(jì)提供了有力支撐。

關(guān)鍵詞 主軸承壁;有限元;強(qiáng)度;疲勞

前言

發(fā)動(dòng)機(jī)缸體主軸承壁作為支撐曲軸連桿機(jī)構(gòu)的重要部位，在發(fā)動(dòng)機(jī)工作過程中，長期承受著運(yùn)動(dòng)載荷，同時(shí)氣缸燃?xì)鈮毫νㄟ^活塞、曲柄連桿機(jī)構(gòu)傳遞到主軸承壁上，因此主軸承壁強(qiáng)度、疲勞分析對(duì)于發(fā)動(dòng)機(jī)正常工作至關(guān)重要。

1 有限元模型的建立

1.1 主軸承壁有限元模型建立

將ProE三維數(shù)模導(dǎo)入到Hypermesh軟件中進(jìn)行網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格單元使用10節(jié)點(diǎn)四面體單元，單元類型為C3D10M。針對(duì)模擬分析的重點(diǎn)部位，諸如軸承蓋、螺栓孔及油孔部位使用更加細(xì)密的ISO網(wǎng)格進(jìn)行劃分，以便增加有限元模擬計(jì)算的準(zhǔn)確性。具體的主軸承壁有限元網(wǎng)格劃分模型如下圖1所示。每個(gè)主軸承壁模型包括缸體一部分、主軸承蓋、上下軸瓦、定位銷和主軸承螺栓。其中缸蓋結(jié)構(gòu)對(duì)模擬結(jié)果影響很小，故采用簡化結(jié)構(gòu)，以加載缸內(nèi)氣體爆發(fā)壓力。

1.2 材料參數(shù)選取

材料參數(shù)的選取準(zhǔn)確與否直接關(guān)系到數(shù)值模擬分析的準(zhǔn)確性，表1是主軸承壁的主要計(jì)算輸入材料參數(shù)，重點(diǎn)是缸體和主軸承蓋，主要涉及到材料密度、彈性模量以及泊松比等相關(guān)宏觀參數(shù)。

1.3 計(jì)算載荷和邊界條件定義

主軸承分析中輸入載荷包含裝配載荷以、缸蓋爆發(fā)壓力以及軸瓦EHD力。裝配載荷包括主軸承螺栓預(yù)緊力、缸蓋螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈載荷;缸蓋爆發(fā)壓力指的是相應(yīng)曲軸轉(zhuǎn)角下，缸蓋所受到的氣缸內(nèi)的氣體壓力值;軸瓦EHD力是指不同曲軸轉(zhuǎn)角下，軸瓦內(nèi)側(cè)油膜所受到的曲軸壓力值，可以通過曲軸動(dòng)力學(xué)分析得到。圖2所示即為有限元模型中的具體約束與邊界條件。

由于EHD力隨時(shí)間而不斷變化，根據(jù)軸承受力及所受力矩變化，選取數(shù)個(gè)危險(xiǎn)曲軸轉(zhuǎn)角組成實(shí)際分析工況，通過把相應(yīng)轉(zhuǎn)角下的軸承載荷映射到軸瓦內(nèi)表面網(wǎng)格上，從而對(duì)主軸承進(jìn)行分析，計(jì)算其強(qiáng)度和疲勞特性。以額定轉(zhuǎn)速3200rpm工況下為例，根據(jù)曲軸動(dòng)力學(xué)分析結(jié)果，軸承受力及所受力矩變化情況，選取9個(gè)危險(xiǎn)曲軸轉(zhuǎn)角組成實(shí)際分析工況：728°、741°、910°、922°、1091°、1099°、1183°、1267°、1280°。具體分析內(nèi)容如下：

（1）加載最大螺栓預(yù)緊力、最大軸瓦過盈量、EHD力時(shí)，缸體、主軸承蓋應(yīng)力分布;

（2）缸體、主軸承蓋高周疲勞分析;

（3）加載最小螺栓預(yù)緊力、最大軸瓦過盈量、 EHD力時(shí)，主軸承蓋滑移量分析;

（4）加載最小螺栓預(yù)緊力、最小軸瓦過盈量時(shí)，軸瓦背壓分布。

2 模擬結(jié)果及分析

2.1 主軸承壁相關(guān)部件強(qiáng)度分析

2.1.1 缸體強(qiáng)度分析

圖3為主軸承壁裝配載荷下缸體主應(yīng)力分布有限元分析云圖。最大主應(yīng)力為缸體的拉伸應(yīng)力，由（a）圖可以看出，最大主應(yīng)力未超出缸體材料的抗拉極限;缸體最小主應(yīng)力表征壓應(yīng)力，負(fù)號(hào)表示方向，從圖（b）中可以看出，壓應(yīng)力為350MPa<750MPa（HT250），未超出材料的屈服極限，滿足設(shè)計(jì)要求。

2.1.2 主軸承蓋應(yīng)力分析

圖4為曲軸轉(zhuǎn)角728°時(shí)，主軸承蓋應(yīng)力及應(yīng)變?cè)茍D，軸承蓋材料為QT500，其屈服極限為320MPa，從圖中可以看出，主軸承蓋平均應(yīng)力，最大、最小應(yīng)力均在限值范圍內(nèi)。

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

圖5為主軸承蓋滑移量模擬計(jì)算結(jié)果，從圖5中可以很明顯的看出，主軸承蓋最大滑移量為6μm，國內(nèi)行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)要求發(fā)動(dòng)機(jī)缸體與主軸承蓋接觸面滑移量<10μm，因此主軸承蓋最大滑移量在合理范圍內(nèi)。

2.2 主軸承壁相關(guān)部件疲勞分析

2.2.1 缸體、主軸承蓋高周疲勞分析

在進(jìn)行高周疲勞計(jì)算時(shí)，計(jì)算結(jié)果需迭加最大裝配應(yīng)力。圖6為發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速3200rpm下，缸體、主軸承蓋高周疲勞分析云圖，考慮到國內(nèi)供應(yīng)商的工藝加工能力，應(yīng)確保缸體、主軸承蓋的疲勞安全系數(shù)>1.1，從圖6（a）、（b）中可以看出，缸體、主軸承蓋高周疲勞安全系數(shù)都高于最低安全系數(shù)限值。

2.3 軸瓦背壓分析

圖7所示為主軸承僅受裝配載荷，考慮最小螺栓預(yù)緊力以及最小過盈量工況下冷、熱狀態(tài)下軸瓦背壓分布狀況。其中，冷態(tài)時(shí)，軸瓦平均背壓為15MPa，熱態(tài)時(shí)，軸瓦平均背壓為17MPa。為確保軸瓦安裝后緊密，需保證軸瓦瓦背壓力>10MPa，從分析結(jié)果來看，無論是冷態(tài)，還是熱態(tài)，均滿足設(shè)計(jì)要求。

3 結(jié)論

通過對(duì)某國六柴油機(jī)主軸承壁及相關(guān)部件強(qiáng)度、疲勞特性有限元分析，主軸承壁缸體、主軸承蓋的應(yīng)力分布，軸瓦背壓均在極限抗拉強(qiáng)度和屈服強(qiáng)度的范圍內(nèi)，滿足強(qiáng)度使用要求。缸體、主軸承蓋的高周疲勞安全系數(shù)均高于1.1的最低限值要求，滿足高周疲勞要求;主軸承蓋最大滑移量為6μm，也在<10μm的限值范圍內(nèi)。通過主軸承壁的有限元模擬分析，為提升主軸承壁的強(qiáng)度，疲勞耐久等性能提供了參考和依據(jù)。

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