某三缸汽油機(jī)主軸承壁強(qiáng)度計(jì)算

倪成鑫，路明，胡昌良，談健，昂金鳳

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

某三缸汽油機(jī)主軸承壁強(qiáng)度計(jì)算

倪成鑫，路明，胡昌良，談健，昂金鳳

（安徽江淮汽車集團(tuán)股份有限公司，安徽 合肥 230601）

對(duì)某汽油機(jī)的主軸承壁進(jìn)行有限元分析，確定主軸承壁在裝配預(yù)緊力與動(dòng)態(tài)載荷的作用下，強(qiáng)度與疲勞是否滿足要求。

主軸承壁；有限元；強(qiáng)度分析

CLC NO.:U467.2 Document Code: A Article ID: 1671-7988 (2017)13-118-02

前言

主軸承壁的強(qiáng)度分析對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)至關(guān)重要，主軸承壁分析內(nèi)容主要為缸體、主軸承蓋及軸瓦的強(qiáng)度分析和疲勞分析，而上述零部件均為曲軸在發(fā)動(dòng)機(jī)的正常運(yùn)轉(zhuǎn)提供有效支撐。一旦出現(xiàn)失效的情況，后果非常嚴(yán)重。

1 計(jì)算機(jī)模型及參數(shù)

圖1 有限元分析模型

在對(duì)某三缸汽油機(jī)進(jìn)行主軸承壁分析時(shí)，一般取模擬缸蓋、缸體、主軸承蓋、主軸瓦及螺栓作為分析模型。有限元網(wǎng)格類型為C3D10I，計(jì)算采用ABAQUS求解器。網(wǎng)格模型單元數(shù)為474352，節(jié)點(diǎn)數(shù)為732125，圖1為計(jì)算的有限元模型。

圖2 2000rpm時(shí)主軸瓦所受力及力矩

分別在發(fā)動(dòng)機(jī)的最大扭矩轉(zhuǎn)速2000rpm，額定轉(zhuǎn)速4850rpm及最大持續(xù)超速轉(zhuǎn)速5850rpm條件下，分析主軸承壁的應(yīng)力-應(yīng)變場(chǎng)，軸瓦的切向應(yīng)力及背壓以及主軸承蓋安裝面的接觸條件。通過(guò)分析主軸瓦所承受力及力矩的極值點(diǎn)，選擇各個(gè)轉(zhuǎn)速條件下的曲軸轉(zhuǎn)角的EHD力。在2000rpm時(shí)，所選曲軸轉(zhuǎn)角為CA1476，CA1481，CA1500，CA1716，CA1742，CA1956，CA2146。按照相同的選取原則，可以同樣得到4850rpm及5850rpm轉(zhuǎn)速條件下的曲軸轉(zhuǎn)角。圖2為2000rpm時(shí)，在所選曲軸轉(zhuǎn)角下的主軸瓦的EHD力。通過(guò)分析發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，得到不同轉(zhuǎn)速下的各缸爆發(fā)壓力值。圖3為4850rpm下，各缸爆發(fā)壓力曲線。以上均為分析主軸承壁所需的動(dòng)態(tài)載荷。

圖3 4850rpm時(shí)各缸爆發(fā)壓力

根據(jù)上述得到的動(dòng)態(tài)載荷，作為輸入條件，在ABAQUS中建立分析步進(jìn)行分析。分析步先按照裝配條件，建立各個(gè)接觸面的靜態(tài)載荷：接觸關(guān)系（間隙或過(guò)贏）及加載螺栓預(yù)緊力，然后分別加載上述曲軸轉(zhuǎn)角條件下的各缸爆發(fā)壓力及EHD力。在邊界條件設(shè)置時(shí)，為了盡可能不影響分析結(jié)果，取幾個(gè)點(diǎn)作為約束使用，分別固定X、Y、Z方向。圖4為模型邊界條件，圖5為分析模型所受載荷情況。

圖4 模型邊界條件

圖5 模型受載情況

2 計(jì)算結(jié)果

圖6 模型受載情況

主軸承壁與主軸承蓋的應(yīng)力均未超過(guò)其材料的抗拉及屈服極限。各加載區(qū)及約束點(diǎn)不在考慮范圍，主軸承壁及主軸承蓋的應(yīng)力及應(yīng)變?cè)茍D如圖6所示。主軸承壁材料為HT250，抗壓極限750MPa，主軸承蓋材料為QT500，屈服極限320MPa。

圖7 主軸瓦應(yīng)力云圖

主軸瓦切向應(yīng)力冷態(tài)及熱態(tài)均未超過(guò)材料的抗拉極限，主軸瓦的切向應(yīng)力云圖如7所示，主軸瓦在熱態(tài)材料抗拉極限為350MPa。主軸瓦的背壓在冷機(jī)狀態(tài)下平均背壓為11.2MPa＞8MPa的要求。主軸瓦背壓如圖8所示。

圖8 主軸瓦應(yīng)力云圖

在疲勞安全系數(shù)計(jì)算中，主軸承蓋大部分安全系數(shù)均大于1.1，而有小部分區(qū)域由于接觸條件設(shè)置情況而與實(shí)際情況中存在較大的誤差，經(jīng)過(guò)將低于限值區(qū)域的模型分析后，確認(rèn)問(wèn)題所在，主軸承壁最小安全系數(shù)處為1.41，主軸承壁最小安全系數(shù)為1.48，均可以滿足要求。

圖9 主軸承壁及主軸承蓋安全系數(shù)云圖

3 結(jié)論

某三缸汽油機(jī)的主軸承壁及主軸承蓋的最大應(yīng)力值均小于材料的極限抗拉強(qiáng)度及屈服強(qiáng)度的要求，可以滿足強(qiáng)度要求。主軸承蓋及主軸承壁的高周疲勞安全系數(shù)均大于1.1的限值要求，可以滿足高周疲勞要求。綜上，主軸承壁及主軸承蓋的可以滿足三缸發(fā)動(dòng)機(jī)的正常使用。

[1] 石亦平,周玉蓉.Abaqus有限元分析實(shí)例詳解．機(jī)械工業(yè)出版社.2006.

[2] 楊連生.內(nèi)燃機(jī)設(shè)計(jì).中國(guó)農(nóng)業(yè)機(jī)械出版社.1981.

[3] 楊萬(wàn)里,許敏,劉國(guó)慶．發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承座結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程.2007.

[4] 李嘉,趙雨?yáng)|.柴油機(jī)主軸承座有限元分析[J]．車用發(fā)動(dòng)機(jī).2007.

The Main Bearing Wall’s FE Analysis Of A Three-cylinder Gasoline Engine

Ni ChengXin, Lu Ming, Hu Changliang, Tan Jian, Ang Jinfeng
( Anhui Jianghuai Automobile group Co. Ltd., Anhui Hefei 230601 )

The main object is using the FE analysis to ensure the main bearing wall of a gasoline engine that under the pre-tighten moment and dynamic loads whether meet the design requirement or not.

Main Bearing Wall; FE; Strength Analysis

U467.2

A

1671-7988 (2017)13-118-02

10.16638/j.cnki.1671-7988.2017.13.040

倪成鑫（1986-）男，助理工程師，就職于江淮汽車技術(shù)中心發(fā)動(dòng)機(jī)設(shè)計(jì)研究院，研究方向?yàn)閮?nèi)燃機(jī)方向。