高強(qiáng)化柴油機(jī)主軸承壁結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

趙文彬，蔡強(qiáng)，齊偉，胡琦山，張紅雨

(1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，濰坊 261061；2.濰柴動(dòng)力股份有限公司，濰坊 261061)

0 引言

機(jī)體作為發(fā)動(dòng)機(jī)重要的支撐件，發(fā)動(dòng)機(jī)各系統(tǒng)都需安裝在機(jī)體上，機(jī)體不僅要承受螺栓預(yù)緊力、軸瓦裝配過盈力等靜載荷，還要承受發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中缸內(nèi)燃燒壓力下所形成的交變載荷[1-3]。主軸承壁作為支撐曲柄連桿機(jī)構(gòu)的重要部位，其結(jié)構(gòu)直接影響機(jī)體甚至整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)的工作可靠性[4,5]。胡成[6]利用有限元法對(duì)某柴油機(jī)機(jī)體的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了分析計(jì)算，通過對(duì)機(jī)體結(jié)構(gòu)疲勞安全系數(shù)的仿真計(jì)算來指導(dǎo)機(jī)體的設(shè)計(jì)。汪景峰[7]對(duì)某柴油機(jī)主軸承壁進(jìn)行了強(qiáng)度計(jì)算，為機(jī)體結(jié)構(gòu)的持續(xù)改進(jìn)提供了研究思路。石磊[8]選取了典型工況，用有限元法分析了主軸承壁的高周疲勞，并根據(jù)分析結(jié)果對(duì)船用柴油機(jī)機(jī)體進(jìn)行了優(yōu)化。目前，對(duì)主軸承壁的研究手段主要集中于有限元仿真計(jì)算方法，而對(duì)機(jī)體主軸承壁疲勞試驗(yàn)研究較為缺乏。因此，系統(tǒng)性地開展柴油機(jī)主軸承壁的試驗(yàn)研究和仿真研究，對(duì)機(jī)體可靠性提升及機(jī)體結(jié)構(gòu)的持續(xù)優(yōu)化改進(jìn)具有重要的理論意義與應(yīng)用價(jià)值。

本文針對(duì)某高強(qiáng)化柴油機(jī)開發(fā)過程中基于疲勞試驗(yàn)發(fā)現(xiàn)的主軸承壁斷裂現(xiàn)象，采用仿真與試驗(yàn)研究結(jié)合的方法，系統(tǒng)地分析了造成主軸承壁斷裂的原因，并提出了優(yōu)化主軸承壁結(jié)構(gòu)的改進(jìn)方案，為今后機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)提供了依據(jù)和參考。

1 機(jī)體疲勞試驗(yàn)

1.1 試驗(yàn)設(shè)備與原理

機(jī)體疲勞試驗(yàn)在液壓脈沖式機(jī)體疲勞試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，如圖1所示。試驗(yàn)設(shè)備由加壓腔頂蓋、載荷轉(zhuǎn)換器、非標(biāo)缸蓋、非標(biāo)活塞、非標(biāo)軸組成。試驗(yàn)時(shí)，從加壓腔頂蓋施加液壓壓力，通過載荷轉(zhuǎn)換器進(jìn)行載荷轉(zhuǎn)換，最后通過虛擬非標(biāo)直軸將模擬爆發(fā)壓力均布施加在第2缸對(duì)應(yīng)的第2檔、第3檔主軸承壁上。試驗(yàn)過程中對(duì)直軸的軸向竄動(dòng)進(jìn)行了控制，避免了試驗(yàn)加載時(shí)的不均問題。

圖1 液壓脈沖式機(jī)體疲勞試驗(yàn)臺(tái)

1.2 試驗(yàn)結(jié)果

使用8組同一批次的機(jī)體進(jìn)行疲勞試驗(yàn)，從試驗(yàn)結(jié)果可知，機(jī)體主軸承壁發(fā)生斷裂，斷裂位置主要為第2檔主軸承壁及主軸承螺栓孔根部，其它斷裂位置包括第3檔主軸承螺栓根部、第2檔主軸承壁根部，具體斷裂位置及斷裂情況如表1所示。

表1 主軸承壁根部具體斷裂位置及斷裂情況

1.3 疲勞統(tǒng)計(jì)方法

疲勞試驗(yàn)中常用的方法主要有成組試驗(yàn)法、疲勞極限統(tǒng)計(jì)法、升降法等。成組試驗(yàn)法需要大量的樣本數(shù)據(jù)，一般用于獲取S-N(應(yīng)力-壽命)曲線時(shí)使用。

疲勞極限統(tǒng)計(jì)法是在S-N曲線的三參數(shù)冪表達(dá)式的基礎(chǔ)上建立起來的：

N(S-S0)m=C

(1)

取對(duì)數(shù)后可得lgN+mlg(S-S0)=lgC：

設(shè)Y=lg(S-S0)m，x=lgN，a=1/mlgC，b=-1/m，可得：

Y=a+bx

(2)

從公式中可以看出，在應(yīng)力和壽命的雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)系中，應(yīng)力和壽命理論上是線性關(guān)系。

典型的S-N雙對(duì)數(shù)曲線如圖2所示，分為低周疲勞區(qū)、高周疲勞區(qū)、無限壽命區(qū)三段。該方法認(rèn)為，在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)系下，圖2中的所有試驗(yàn)點(diǎn)反向延伸都會(huì)經(jīng)過低周、高周疲勞的轉(zhuǎn)折點(diǎn)，這里，本文取103點(diǎn)作為轉(zhuǎn)折點(diǎn)。對(duì)試驗(yàn)點(diǎn)B1、B2、B3進(jìn)行最小二乘法回歸擬合，首先確定出N=103時(shí)的應(yīng)力值，然后基于點(diǎn)BLCF將B1、B2、B3投影到N0(一般為107循環(huán))，從而得出每個(gè)試驗(yàn)樣本的疲勞極限值。

圖2 103點(diǎn)法的基本原理圖

利用疲勞極限統(tǒng)計(jì)法計(jì)算不同存活率下的安全系數(shù)，可以按照以下步驟進(jìn)行：

a、有限壽命點(diǎn)樣本的線性度判斷(最少90%置信度)；

b、疲勞極限估計(jì)值獲取；

c、對(duì)疲勞極限估價(jià)值進(jìn)行正態(tài)分布；

d、計(jì)算不同存活率下的安全系數(shù)。

根據(jù)相關(guān)的實(shí)驗(yàn)結(jié)果，首先對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行最小二乘法擬合，判定數(shù)據(jù)的線性相關(guān)性；然后根據(jù)103點(diǎn)法獲取試樣的疲勞極限估計(jì)值。對(duì)疲勞極限值進(jìn)行正態(tài)分布，統(tǒng)計(jì)出安全系數(shù)如表2所示。

表2 安全系數(shù)表

從統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)結(jié)果可以看出，載荷系數(shù)在1.7～1.25下，機(jī)體均發(fā)生主軸承壁斷裂失效，柴油機(jī)機(jī)體疲勞安全系數(shù)過低(99.99%存活率下的安全系數(shù)僅為0.81)，小于要求值1.1。

2 有限元仿真分析

2.1 建立有限元模型

建立機(jī)體仿真計(jì)算有限元模型，對(duì)模型進(jìn)行四面體網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格模型包括：缸蓋、缸蓋螺栓、機(jī)體、主軸瓦、主軸承蓋、主軸承螺栓、凸輪軸襯套、飛輪和連接螺栓等，有限元模型如圖3所示。主軸承壁計(jì)算過程中的部分部件材料屬性如表3所示。

圖3 有限元模型

表3 材料參數(shù)表

2.2 邊界與載荷步

主軸承螺栓預(yù)緊力最小為105.91 kN，最大為130.96 kN。主軸瓦載荷利用AVL/PU進(jìn)行計(jì)算，得到各個(gè)軸瓦的油膜壓力(EHD)作為施加到軸瓦上的載荷。

模型主要考察主軸承壁區(qū)域，計(jì)算中位移邊界為約束缸蓋上頂面。載荷步分為兩大部分：裝配載荷步與主軸承載荷步。裝配載荷主要包括缸蓋螺栓、主軸承螺栓和飛輪殼螺栓的預(yù)緊力載荷，以及主軸瓦過盈、凸輪軸襯套過盈載荷等。主軸承載荷步主要是對(duì)主軸瓦施加發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)行過程中的軸瓦油膜壓力載荷。

2.3 主軸承壁計(jì)算結(jié)果

在機(jī)體計(jì)算過程中，由于在不同曲軸轉(zhuǎn)角下各個(gè)主軸承壁所受的載荷也不同，通過對(duì)比軸瓦EHD載荷，選取第1缸的爆壓時(shí)刻來計(jì)算模型的靜強(qiáng)度。

將機(jī)體有限元計(jì)算結(jié)果導(dǎo)入疲勞分析軟件FEMFAT中進(jìn)行疲勞計(jì)算(如圖4所示)，選取海格圖中應(yīng)力比R為常數(shù)進(jìn)行計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖5所示。從圖5中可以看出，疲勞安全系數(shù)最低的位置在主軸承壁與主軸承蓋接觸附近圓角位置，最低安全系數(shù)為0.821。

圖4 疲勞計(jì)算海格圖

圖5 機(jī)體疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

通常來說，進(jìn)行主軸承壁計(jì)算都會(huì)將螺紋簡(jiǎn)化掉，但是這樣計(jì)算所得到的結(jié)果只是一個(gè)近似值，不能全面體現(xiàn)主軸承螺栓與主軸承壁螺紋連接部位的應(yīng)力及疲勞強(qiáng)度。因此本文提出一種螺紋子模型計(jì)算方法，從仿真角度模擬真實(shí)的主軸承壁螺紋部位的應(yīng)力及應(yīng)變。

2.4 螺紋子模型

螺紋子模型截取全局模型的一部分，包括部分主軸承蓋、部分機(jī)體和整根螺栓、網(wǎng)格模型，如圖6所示。子模型網(wǎng)格劃分采用8節(jié)點(diǎn)的六面體單元C3D8I進(jìn)行構(gòu)建，計(jì)算時(shí)選取截取的機(jī)體和主軸承蓋截面作為全局模型的驅(qū)動(dòng)點(diǎn)，子模型的計(jì)算載荷步數(shù)保持與全局模型一致。螺栓頭部與機(jī)體接觸面，螺栓和機(jī)體的螺紋連接面分別建立面面接觸。用建立的螺紋子模型進(jìn)行仿真計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖7所示。

圖6 網(wǎng)格模型

圖7 螺紋子模型疲勞計(jì)算結(jié)果

從圖7中可以看出，安全系數(shù)最低的部位在螺栓旋和最后一牙，位于主軸承螺栓孔根部，與試驗(yàn)結(jié)果一致。

3 主軸承壁優(yōu)化

3.1 主軸承壁改進(jìn)方案

由于主軸承壁疲勞破壞發(fā)生在螺栓旋和的最后一牙，經(jīng)分析，其原理為：機(jī)體上螺紋所受的力隨旋和長(zhǎng)度的增加是逐漸減小的，也就是說，螺紋前兩扣絲所受的力最大，往下逐漸減小，但是前兩扣絲處的應(yīng)力沒有超過機(jī)體的抗拉強(qiáng)度，所以在前兩扣絲處并未發(fā)生疲勞破壞。但是就變形來說，螺紋最后一扣絲由于與機(jī)體剛性連接，變形是最大的，也最容易開裂。當(dāng)增加螺紋旋和長(zhǎng)度后，由于預(yù)緊力的大小是一定的，分?jǐn)偟矫恳豢劢z上的力就會(huì)有所減小，這樣螺紋最后一扣絲的變形也會(huì)減小，從而起到保護(hù)機(jī)體的目的。

基于上述原理，改進(jìn)方案如下：

主軸承螺栓旋和長(zhǎng)度增加6 mm，使得螺紋最后一牙所受到的力更加小，從而引起的形變也更加小，減小螺紋由于變形而產(chǎn)生開裂的可能性。改進(jìn)后的模型如圖8所示。

圖8 改進(jìn)后模型

3.2 方案驗(yàn)證

對(duì)優(yōu)化后的機(jī)體主軸承壁進(jìn)行螺紋子模型計(jì)算，計(jì)算結(jié)果如圖9所示。從主軸承壁優(yōu)化后的計(jì)算結(jié)果可知，增加螺紋6 mm旋和長(zhǎng)度，疲勞安全系數(shù)有明顯的提高，最小安全系數(shù)1.12，滿足機(jī)體使用要求。

圖9 模型優(yōu)化后疲勞計(jì)算結(jié)果

根據(jù)優(yōu)化方案，加工新機(jī)體進(jìn)行疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證，機(jī)體通過了疲勞試驗(yàn)。為了加強(qiáng)驗(yàn)證，進(jìn)行1 000 h循環(huán)耐久試驗(yàn)進(jìn)行考核。拆檢后，機(jī)體主軸承壁并未發(fā)現(xiàn)裂紋。試驗(yàn)結(jié)果表明，機(jī)體可靠性滿足要求，改進(jìn)方案有效。

4 結(jié)論

本文基于機(jī)體疲勞試驗(yàn)，針對(duì)主軸承壁斷裂現(xiàn)象進(jìn)行了系統(tǒng)的研究，得到如下結(jié)論：

(1)螺紋子模型的計(jì)算能更加真實(shí)地模擬主軸承螺栓與主軸承壁接觸部位的應(yīng)力狀態(tài)，機(jī)體主軸承壁仿真計(jì)算除正常的疲勞強(qiáng)度計(jì)算外，還應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注主軸承螺紋位置處的疲勞強(qiáng)度。

(2)在一定范圍內(nèi)增加主軸承螺栓的旋和長(zhǎng)度可以減小最后一扣螺紋的受力，從而減小最后一扣螺紋由于剛度不足而產(chǎn)生的形變，減少主軸承壁從最后一扣螺紋產(chǎn)生開裂的風(fēng)險(xiǎn)。