齊曉慧 紀雷 趙寶新 秦少博 劉麗佳

摘要：為解決某V型發(fā)動機在可靠性試驗中出現(xiàn)的主軸承座壁面斷裂問題，采用計算機輔助工程仿真分析斷裂部位強度，開展金屬材料失效分析和生產(chǎn)過程排查，明確斷裂原因，制定改進方案，并對優(yōu)化后的樣件進行可靠性試驗。結(jié)果表明：曲軸箱通風口附近主軸承座壁面高周疲勞安全系數(shù)達到臨界值及樣件鑄造缺陷是造成斷裂的主要原因；經(jīng)可靠性試驗驗證，優(yōu)化后的主軸承座再未發(fā)生斷裂。改進曲軸箱通風口位置和形狀、優(yōu)化鑄造工藝、將通風口由鑄造成型改為機械加工成型等措施，可以有效解決主軸承座結(jié)構(gòu)失效問題。

關(guān)鍵詞：V型發(fā)動機；主軸承座；高周疲勞安全系數(shù)；可靠性試驗

中圖分類號：TK413文獻標志碼：A文章編號：1673-6397（2023）01-0041-05

引用格式：齊曉慧，紀雷，趙寶新，等.某V型發(fā)動機主軸承座結(jié)構(gòu)分析及優(yōu)化［J］.內(nèi)燃機與動力裝置，2023，40（1）：41-45.

QI Xiaohui，JI Lei，ZHAO Baoxin，et al.Structural analysis and optimization of main bearing seat of Vtype engine［J］.Internal Combustion Engine & Powerplant， 2023，40（1）：41-45.

0引言

發(fā)動機主軸承座支撐高速旋轉(zhuǎn)的曲軸，承受劇烈載荷變化，是發(fā)動機機體的重要組成部分[1-2]。發(fā)動機運轉(zhuǎn)過程中，主軸承座承受主軸承蓋螺栓預緊力、軸瓦過盈等裝配載荷，同時承載曲柄連桿結(jié)構(gòu)的往復運動慣性力與缸內(nèi)燃燒壓力形成的交變載荷，受力狀態(tài)復雜，必須保證足夠的強度和剛度[3-5]。AVL公司評估標準規(guī)定：高周疲勞安全因數(shù)μs＜1.0，為不滿足設(shè)計要求；1.0≤μs＜1.1，為臨界設(shè)計要求；μs≥1.1，滿足設(shè)計要求。

某V型6缸汽油發(fā)動機進行可靠性試驗時，缸體第2主軸承座壁面出現(xiàn)斷裂問題，影響發(fā)動機正常工作。本文中采用計算機輔助工程（computer aided engineering，CAE）分析主軸承座受力，提出改進措施，解決壁面斷裂問題。

1主軸承座結(jié)構(gòu)分析和強度仿真校核

1.1主軸承座設(shè)計要求

試驗樣機為V型6缸汽油發(fā)動機，主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

圖1V型發(fā)動機主軸承座結(jié)構(gòu)示意圖該發(fā)動機左右兩側(cè)各分布3個氣缸，發(fā)動機主軸承座結(jié)構(gòu)如圖1所示。由圖1可知：兩側(cè)氣缸夾角為60°，氣缸和上曲軸箱鑄成一個整體，同側(cè)相鄰氣缸通過主軸承座連接，左、右2列共用4個主軸承座，每個主軸承座上左、右各布置1個曲軸箱通風孔，主軸承蓋螺栓為4個。

在發(fā)動機工作過程中，由于活塞的往復運動，造成氣流在曲軸箱內(nèi)劇烈運動。通常在主軸承座壁面鑄造或加工曲軸箱通風口，保證相鄰兩缸曲軸箱之間有足夠的流通面積，平衡各缸曲軸箱內(nèi)的壓力。由于主軸承座所受載荷復雜，曲軸箱通風口會削弱主軸承座壁面強度，在CAE仿真分析中，曲軸箱通風口的結(jié)構(gòu)形狀、尺寸設(shè)計是主軸承座壁面處強度滿足設(shè)計要求的關(guān)鍵[6-8]。

1.2強度仿真分析

1.2.1軸承載荷

該發(fā)動機在最大功率工況時缸內(nèi)所受壓力最大，主軸承座承受載荷最大。采用整機一維性能仿真分析，采集最大功率為260 kW時1個工作循環(huán)內(nèi)6缸平均缸壓隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化，并與發(fā)動機臺架試驗進行對比，仿真缸壓與實測缸壓結(jié)果對比如圖2所示。由圖2可知：在1個工作循環(huán)內(nèi)，仿真與實測的平均缸壓基本一致，最大缸壓相對誤差僅為3%，說明仿真結(jié)果可信，可用于對發(fā)動機曲軸的動力學仿真分析。采用仿真缸壓作為曲軸多體動力學計算的輸入，計算主軸承座載荷[9-11]，1個工作循環(huán)內(nèi)4個主軸承座y、z方向上的受力隨曲軸轉(zhuǎn)角的變化如圖3所示。由圖3可知，y、z 2個方向上第2個主軸承座受力最大。

1.2.2強度仿真

對第2主軸承座高周疲勞安全因數(shù)進行CAE仿真分析，結(jié)果如圖4所示。由圖4可知：第2主軸承座最小μs為1.00。對第1、3、4主軸承座高周疲勞安全系數(shù)進行CAE仿真分析，最小μs分別為1.31、1.17、1.61，第2主軸承座μs為臨界設(shè)計安全系數(shù)，有疲勞斷裂風險，其它3個主軸承座均滿足設(shè)計要求。由于第2主軸承座所受載荷最大，且μs為臨界設(shè)計要求，第2主軸承座在可靠性試驗中發(fā)生疲勞斷裂的風險較大[12-14]。

第2主軸承座斷裂部位如圖5所示，斷裂起始于曲軸箱通風孔兩側(cè)。在斷裂部位取3個位置，如圖6所示。采用電子顯微鏡對取樣位置進行觀察分析，斷裂位置微觀放大圖片如圖7所示。

由圖7a）可知，位置1處斷面源區(qū)存在鑄造飛邊和密集分布的縮松缺陷；由圖7b）、c）可知，位置2處斷面源區(qū)及拓展區(qū)斷面為疲勞斷裂特征；由圖7d）可知，位置3處最大縮松缺陷長度為3.99 mm；缸體針孔度4級，顯微組織顯示變質(zhì)不良，其余部位成分和硬度符合設(shè)計要求。材料分析結(jié)果表明，缸體飛邊、縮松等鑄造缺陷和通風孔結(jié)構(gòu)設(shè)計不當造成主軸承座應力集中，導致第2主軸承座疲勞斷裂。

1.4生成過程排查

對主軸承座斷裂樣件進行生產(chǎn)過程排查，排查項目為失效件同爐試棒性能、庫存樣機本體硬度、庫存件同位置斷口、生產(chǎn)工藝及CAE模流分析，排查結(jié)果均為合格，生產(chǎn)過程滿足設(shè)計要求。

2優(yōu)化方案及分析

2.1優(yōu)化方案

通過對主軸承座斷裂部位進行強度設(shè)計分析、金屬材料失效分析和生產(chǎn)過程排查，可確定斷裂原因為：主軸承座斷裂部位最小μs為1.00，不滿足設(shè)計要求；曲軸箱通風口結(jié)構(gòu)設(shè)計不當；主軸承座存在縮松、飛邊等鑄造缺陷。針對以上原因，提出優(yōu)化方案。

1）針對斷裂位置不滿足μs≥1.1的設(shè)計要求，優(yōu)化曲軸箱通風口位置和形狀，使曲軸箱通風口盡量遠離軸承孔處，通風口形狀由橢圓形改為圓形，縮小通風口截面尺寸。

2）針對斷裂源區(qū)最大鑄造縮松尺寸為3.99 mm，優(yōu)化鑄造工藝，嚴禁出現(xiàn)鑄造缺陷，并對每批樣件進行1%抽檢。

3）針對斷裂源區(qū)有鑄造飛邊，將通風口結(jié)構(gòu)由鑄造成型改為機械加工成型。

2.2CAE分析

采用以上措施優(yōu)化后，第2主軸承座高周疲勞安全系數(shù)CAE仿真分析結(jié)果如圖8所示。由圖8可知：第2主軸承座最小μs為1.33，較之前提高了33%，滿足μs≥1.1的設(shè)計要求。新樣件進行了6輪可靠性試驗，均未發(fā)生主軸承座斷裂，有效解決主軸承座壁面斷裂失效問題。

3結(jié)論

1）該發(fā)動機曲軸箱通風口距離軸承孔較近，鑄造工藝存在缺陷，通風口結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，會造成主軸承座斷裂。

2）曲軸箱通風口盡量遠離軸承孔處，優(yōu)化鑄造工藝，改進曲軸箱通風口結(jié)構(gòu)，由鑄造成型改為機械加工成型，可有效解決主軸承座斷裂問題。

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