發(fā)動(dòng)機(jī)橫隔板三維有限元分析

（上海柴油機(jī)股份有限公司，上海200438）

發(fā)動(dòng)機(jī)橫隔板三維有限元分析

李春玲
（上海柴油機(jī)股份有限公司，上海200438）

用ABAQUS軟件進(jìn)行了發(fā)動(dòng)機(jī)橫隔板的強(qiáng)度及疲勞分析。分析模型包括機(jī)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(duì)機(jī)體橫隔板進(jìn)行裝配、最大爆發(fā)壓力工況和最大慣性力工況下的強(qiáng)度和疲勞求解計(jì)算。

發(fā)動(dòng)機(jī) 主軸承座 疲勞強(qiáng)度 有限元分析

1 前言

機(jī)體在內(nèi)燃機(jī)工作時(shí)承受很復(fù)雜的負(fù)荷，主軸承座和橫隔板的剛度對(duì)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(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能。

在以往的發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)中，對(duì)于結(jié)構(gòu)的耐久考核大多是采用物理樣機(jī)的可靠性試驗(yàn)進(jìn)行的。隨著CAE技術(shù)的不斷發(fā)展，模擬計(jì)算被納入發(fā)動(dòng)機(jī)開發(fā)流程，在產(chǎn)品設(shè)計(jì)階段就通過(guò)有限元等方法對(duì)機(jī)體等零部件進(jìn)行分析，找出設(shè)計(jì)弱點(diǎn)并優(yōu)化，避免物理樣機(jī)試驗(yàn)時(shí)產(chǎn)生的致命質(zhì)量問(wèn)題，加快開發(fā)進(jìn)程。

2 有限元模型

本文分析的對(duì)象為某直列六缸柴油機(jī)?？紤]結(jié)構(gòu)的對(duì)稱性及縮短計(jì)算時(shí)間，取二缸半為分析對(duì)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(dòng)機(jī)有限元模型如圖1所示，其中包括了機(jī)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(qiáng)度分析共計(jì)算了三個(gè)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(jì)算主軸承座與上下軸瓦之間過(guò)盈[1]。軸瓦的檢驗(yàn)?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(gè)試驗(yàn)力F，參見圖2。此時(shí)軸瓦產(chǎn)生一定的壓縮變形v，然后測(cè)量軸瓦比檢驗(yàn)座對(duì)口面高出量u。軸瓦的半圓周過(guò)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(jì)算中要將軸瓦的實(shí)際壁厚按鋼背的彈性模數(shù)折算成當(dāng)量壁厚t*。

圖1 有限元分析模形

表1 發(fā)動(dòng)機(jī)主要材料

t*=(t-t0)+at

其中，

t——軸瓦實(shí)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(yàn)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(guò)盈量則為

直徑上最大過(guò)盈為0.075 mm，最小過(guò)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(yàn)方法

圖3 主軸承蓋螺栓預(yù)緊力計(jì)算

圖4 缸蓋螺栓預(yù)緊力計(jì)算

（2）根據(jù)高強(qiáng)度螺栓計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)[2]，編寫了計(jì)算螺栓計(jì)算的程序，計(jì)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(duì)面接觸。在機(jī)體斷面上施加對(duì)稱約束，機(jī)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(diǎn)時(shí)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(diǎn)時(shí)的工況，考慮活塞及連桿的慣性力。

4 強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

4.1 主軸承蓋變形結(jié)果

因?yàn)樵谥鬏S承蓋與機(jī)體裝配后，主軸承孔要進(jìn)行機(jī)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(guò)盈量時(shí)，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(guò)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(guò)盈量下，計(jì)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?yàn)橛?jì)算時(shí)使用材料線彈性假設(shè)，沒(méi)有考慮材料的塑性變形，這不會(huì)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(jì)算

在主軸承座與上下軸瓦間施加最小過(guò)盈，判斷軸瓦背壓是否在合理范圍之內(nèi)。計(jì)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(jì)算基本相符，如圖9所示?？梢姡鬏S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(shí)，圖10為機(jī)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(jī)體的綜合應(yīng)力圖，可見在機(jī)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(qiáng)度極限，在靜應(yīng)力下滿足強(qiáng)度要求。

圖9 軸瓦最小過(guò)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(jī)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(jī)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(jìn)設(shè)計(jì)。

圖14 機(jī)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(jī)設(shè)計(jì)中的有力工具。本文通過(guò)應(yīng)用ABAQUS和FEMFAT模擬發(fā)動(dòng)機(jī)各零部件間的非線性接觸進(jìn)行仿真分析，根據(jù)結(jié)果對(duì)設(shè)計(jì)進(jìn)行指導(dǎo)，縮短了設(shè)計(jì)制造周期。建議在之后的物理樣機(jī)試驗(yàn)中，對(duì)主軸承座及下缸機(jī)進(jìn)行疲勞沖擊試驗(yàn)，檢驗(yàn)其可靠性。

1楊連升.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì)[M].北京：機(jī)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(lái)稿日期：2010-10-19

李春玲（1979-），女，工程師，主要研究方向?yàn)榻Y(jié)構(gòu)強(qiáng)度。