基于有限元的某柴油機(jī)主軸承壁結(jié)構(gòu)優(yōu)化

王春凱，劉寧，白書戰(zhàn)，李國祥，柳海濤

(1.山東大學(xué)能源與動(dòng)力工程學(xué)院，山東濟(jì)南 250061；2.濰柴重機(jī)股份有限公司，山東濰坊 261000)

0 引言

機(jī)體是發(fā)動(dòng)機(jī)配氣機(jī)構(gòu)、曲柄連桿機(jī)構(gòu)和一些主要零部件的裝配體，是發(fā)動(dòng)機(jī)的支架，各運(yùn)動(dòng)組件的潤滑和冷卻需要通過機(jī)體組來實(shí)現(xiàn)，機(jī)體組把發(fā)動(dòng)機(jī)的各個(gè)機(jī)構(gòu)和系統(tǒng)組成一個(gè)整體，具有保持各部件相互關(guān)系的作用[1]。內(nèi)燃機(jī)在工作時(shí)，主軸承壁除承受螺栓預(yù)緊力和軸瓦過盈等裝配載荷之外，還會(huì)受到由曲軸軸承負(fù)荷形成的周期性交變負(fù)荷的作用，這種周期性的交變負(fù)荷對(duì)主軸承壁造成的高周疲勞損害極大[2-3]。機(jī)體的應(yīng)力分布和疲勞系數(shù)必須在合理的范圍內(nèi)以保證足夠的強(qiáng)度和剛度，確保內(nèi)燃機(jī)安全運(yùn)行。

圖1 計(jì)算模型整體裝配網(wǎng)格模型

1 模型的前處理部分及其網(wǎng)格劃分

本文中的有限元計(jì)算基于內(nèi)燃機(jī)的三維實(shí)體模型，根據(jù)計(jì)算要求分別建立機(jī)體、主軸承蓋、缸蓋、橫向螺栓、主軸承螺栓、缸蓋螺栓和主軸瓦的三維實(shí)體模型，各部分共同組成機(jī)體組的有限元分析計(jì)算模型。建模時(shí)采用4個(gè)半缸的計(jì)算模型，對(duì)于機(jī)體和主軸承蓋部分進(jìn)行局部加密，保證結(jié)果的準(zhǔn)確性[4]。

計(jì)算模型整體裝配網(wǎng)格模型如圖1所示。機(jī)體的網(wǎng)格模型由單元類型為C3D10M的10節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格構(gòu)建，螺栓網(wǎng)格和主軸瓦模型采用單元類型為C3D8I的8節(jié)點(diǎn)六面體構(gòu)建，主軸承蓋的網(wǎng)格模型采用C3D10M單元的10節(jié)點(diǎn)四面體網(wǎng)格構(gòu)建[5-6]。所有的網(wǎng)格單元約為67萬個(gè)，節(jié)點(diǎn)為83.7萬個(gè)。

2 仿真參數(shù)的設(shè)定

2.1 接觸

圖2 模型各部分接觸關(guān)系

在機(jī)體組件模型中含有大量的接觸關(guān)系，各部件間的接觸關(guān)系如圖2所示。對(duì)于重點(diǎn)考察的中間主軸承蓋、機(jī)體與主軸瓦、主軸承蓋與主軸瓦、主軸承螺栓與主軸承蓋、主軸承蓋與機(jī)體、模擬缸蓋與缸蓋螺栓等采用小滑移接觸[7](contact pair)，取摩擦系數(shù)μ=0.2；缸蓋與機(jī)體之間，缸蓋螺栓與機(jī)體之間，主軸承蓋螺栓與機(jī)體之間，機(jī)體側(cè)面螺栓與機(jī)體之間均采用綁定約束[8]，無摩擦。

2.2 約束

根據(jù)實(shí)際工作情況，對(duì)主軸承壁進(jìn)行有限元仿真模擬時(shí)，在機(jī)體的頂部與火力面缸套交界處約束x、y、z3個(gè)方向的自由度，在機(jī)體的2個(gè)側(cè)面約束x、y2個(gè)方向的自由度，同時(shí)再約束z方向的自由度，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)整個(gè)計(jì)算模型的位置固定[9]。

2.3 載荷

圖3 螺栓預(yù)緊與軸瓦過盈施加情況

缸蓋螺栓最小預(yù)緊力與最大預(yù)緊力分別為300、375 kN；根據(jù)技術(shù)文件，主軸承螺栓預(yù)緊力取為440 kN，主軸瓦最小與最大過盈分別為0.11、0.132 mm，軸瓦半瓦突出高度為0.25 mm。在進(jìn)行主軸承壁應(yīng)力計(jì)算時(shí)對(duì)螺栓施加最大預(yù)緊力，軸瓦采用最大過盈量[9]。計(jì)算采用EHD2類型的主軸承單元，計(jì)算出超負(fù)荷轉(zhuǎn)速下的各主軸承的軸承力，最大軸承力出現(xiàn)在第二主軸承處[10]。分別取z軸正負(fù)方向、y軸正負(fù)方向軸承力和軸承最大彎矩對(duì)應(yīng)的曲軸轉(zhuǎn)角的油膜壓力作為主軸承壁計(jì)算的載荷[11]，進(jìn)行有限元計(jì)算。螺栓預(yù)緊與軸瓦過盈施加情況如圖3所示。

2.4 發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況

發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況的變化在所難免。對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行有限元分析時(shí)，往往將其轉(zhuǎn)化為靜力計(jì)算模型。這時(shí)應(yīng)選擇最危險(xiǎn)的一個(gè)或幾個(gè)工況進(jìn)行計(jì)算[12]。在對(duì)主軸承壁進(jìn)行分析時(shí)，選擇最大螺栓預(yù)緊力+最大主軸瓦過盈+主軸承載荷的組合工況。

3 結(jié)果分析

機(jī)體和主軸承蓋的材料均為鑄鐵，鑄鐵的特性為抗壓不抗拉，因此只需要分析機(jī)體和主軸承蓋的第一主應(yīng)力(x、y、z3個(gè)受力方向中最大的應(yīng)力為第一主應(yīng)力)。曲軸轉(zhuǎn)角為31°、99°、127°、367°、509°、581°時(shí)對(duì)應(yīng)的第一主應(yīng)力分別為296.15、291.39、291.84、293.59、293.41、291.40 MPa。

由此可知，超負(fù)荷工況下曲軸轉(zhuǎn)角31°時(shí)第一主應(yīng)力最大，為296.15 MPa，故選取曲軸轉(zhuǎn)角為31°的運(yùn)行工況進(jìn)行超負(fù)荷工況下應(yīng)力分析。

3.1 應(yīng)力結(jié)果分析

運(yùn)行工況下機(jī)體和主軸承蓋在發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行工況下的第一主應(yīng)力分布如圖4所示(圖中標(biāo)尺單位為MPa)，此時(shí)機(jī)體和主軸承蓋受到螺栓預(yù)緊力、軸瓦過盈、軸承載荷的共同作用。

a)以螺栓孔軸線為切線的剖視圖 b)機(jī)體斜視圖圖4 運(yùn)行工況下機(jī)體應(yīng)力情況

機(jī)體所受最大應(yīng)力均分布在橫向螺栓孔處，最大第一主應(yīng)力為296.15 MPa,機(jī)體材料為RuT400，材料抗拉強(qiáng)度為375 MPa，最大拉應(yīng)力小于材料許用應(yīng)力，不會(huì)產(chǎn)生靜力破壞。

3.2 疲勞結(jié)果分析

基于機(jī)體應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，對(duì)機(jī)體第二主軸承處進(jìn)行高周疲勞分析，如圖5所示，其中圖5b)為機(jī)體主軸承螺栓孔的放大細(xì)節(jié)圖，顏色越接近紅色表示疲勞狀況越差，從圖5中可以看出，主軸承螺栓孔、機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近較易出現(xiàn)疲勞破壞，其中最小疲勞安全系數(shù)為0.544，出現(xiàn)在機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近。機(jī)體左右兩側(cè)的疲勞安全分布不完全對(duì)稱，機(jī)體右側(cè)疲勞強(qiáng)度低于左側(cè)，是由于危險(xiǎn)角(即曲軸轉(zhuǎn)角31°)油膜壓力在下軸瓦的分布傾向于一側(cè)，最小疲勞安全系數(shù)小于1.1,可能會(huì)發(fā)生疲勞安全破壞,需要修改結(jié)構(gòu)，提高強(qiáng)度。

a)疲勞分布圖 b)局部放大圖圖5 機(jī)體第二主軸承處疲勞安全分布

3.3 模型改進(jìn)

3.3.1 更改螺栓孔直徑

由疲勞分析可知，機(jī)體主軸承螺栓孔強(qiáng)度不滿足要求，原因可能是機(jī)體主軸承壁較薄，需對(duì)此處結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)。取消機(jī)體直徑為37 mm的主軸承螺栓孔，機(jī)體上直徑為34 mm的孔和主軸承蓋直徑為37 mm的孔徑均改為31 mm，主軸承螺栓向外側(cè)移動(dòng)0.5 mm，實(shí)際修改方案如圖6所示。

3.3.2 增加機(jī)體與主軸承蓋結(jié)合面

疲勞分析表明，機(jī)體主軸承螺栓孔強(qiáng)度不滿足要求，機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近的疲勞安全系數(shù)較低，僅為0.544，小于最小疲勞安全系數(shù)1.1。因此需要對(duì)機(jī)體和主軸承蓋結(jié)構(gòu)進(jìn)行加強(qiáng)。對(duì)機(jī)體與主軸承蓋增加側(cè)面結(jié)合面，如圖7紅圈中所示，其中黃色部分為機(jī)體，紅色部分為主軸承蓋，將主軸承壁承載壓力傳遞分解，增強(qiáng)主軸承壁的安全系數(shù)[13]。

圖6 螺栓孔直徑修改方案 圖7 機(jī)體與主軸承蓋結(jié)合面修改方案

圖8 修改后機(jī)體疲勞安全分布

3.4 疲勞結(jié)果分析

疲勞安全分布如圖8所示。從圖中可以看出，較易出現(xiàn)疲勞破壞的地方在主軸承螺栓孔、機(jī)體與主軸承蓋接觸面附近。在主軸承螺栓孔處，疲勞安全系數(shù)最小，為1.366，大于材料的最小疲勞安全系數(shù)1.1，機(jī)體與主軸承蓋增加側(cè)接觸面后安全系數(shù)滿足要求。機(jī)體左右兩側(cè)的疲勞安全分布不完全對(duì)稱，機(jī)體右側(cè)疲勞強(qiáng)度低于左側(cè)，原因是危險(xiǎn)角油膜壓力在下軸瓦的分布傾向于一側(cè)。機(jī)體的最小疲勞安全系數(shù)均大于1.1，因而不會(huì)發(fā)生疲勞安全破壞。

4 結(jié)論

針對(duì)某型柴油發(fā)動(dòng)機(jī)，考慮接觸滑移和軸瓦過盈模型，選取典型特征工況并施加動(dòng)力學(xué)軸承載荷，開展機(jī)體應(yīng)力和主軸承壁的高周疲勞分析，并對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，得到以下結(jié)論。

1)優(yōu)化后的機(jī)體主軸承壁應(yīng)力分布合理，強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，不會(huì)產(chǎn)生靜力破壞。

2)優(yōu)化后主軸承蓋經(jīng)過有限元強(qiáng)度及疲勞計(jì)算，疲勞安全系數(shù)大于1.1，滿足設(shè)計(jì)要求。

3)增加接觸面面積和增加受力壁面厚度是提高主軸承結(jié)構(gòu)可靠性的有效方法。