某柴油发动机主轴承盖螺栓的动力学性能分析

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四缸柴油机主轴承盖螺栓断裂失效的研究

第！卷第5期黑龙江科学Vol. 9 2018 年 3 月HEILONGJIANG SCIENCE March 2018四缸柴油机主轴承盖螺栓断裂失效的研究权仁周(广西玉柴动力股份有限公司，广西贵港537000)摘要：以的，针对其运行的断裂问题加以分析与探讨，进一步明确导致螺栓的具体，以，的率。

关键词！$$;断中图分类号：TK428 文献标志码：B文章编号：1674 -8646(2018)05 -0008 -02Research on failure of bolt breakage of main bearingcap of four-cylinder diesel engineQUAN Ren-zhou(Guangxi Yuchai Power Co. ，Ltd.，Guigang537000，China)Abstract:Taking a four-cylinder diesel engine witli a bench test as an example，the fracture problem of the main bearing cap bolt during its operation is analyzed and discussed，and the specific cause of the bolt failure is furtherclarified in order to improve the quality of the bolt and reduce the bolt fracture.Key words：Four-cylinder diesel engine；Main bearing cap；Bolt；Fracture由于曲轴能否正常运转需要依靠螺栓的轴力予以保障，所轴是四动重要的零部件之一。

尤是的作业过程中，期性变化的爆力，还杆组的往复惯性，可说行环境十分恶劣，极易断裂问题。

发动机主轴承座结构强度分析研究

发动机主轴承座结构强度分析研究发动机是汽车发动机的核心部件，其可靠性、可操作性以及维护的质量直接关系到汽车的可靠性和使用寿命。

发动机主轴为传动系统中一个重要的零部件，其受力情况直接影响到发动机的整体性能，若主轴承座结构出现强度问题，将对发动机的正常运行造成严重影响。

因此，设计和优化发动机主轴承座结构的强度是重要的研究工作。

1、发动机主轴承座的结构发动机主轴承座是发动机轴系中心枢轴的承支部件，它以内外圆环结构形式，其内圆环和外圆环直接连接在发动机轴系中心部件和外部承支结构上。

主轴承座内圆环一般采用以Cr-Mo合金制成的集成铸铁件，外圆环采用以Ni-Cr合金制成的薄壁环。

主轴承座上装有主轴承，其外圆环和内圆环之间填有易于变形和重新填充的填料，其可根据载荷改变填料的厚度及填料的类型，以缓冲和分散发动机轴系中的冲击力，使发动机轴系的运行更加平稳。

2、发动机主轴承座的强度分析发动机主轴承座的强度是汽车发动机的关键，必须经过合理的分析，以确保其质量和可靠性。

因此，必须对发动机主轴承座的强度进行计算和分析，以便确定它的安全性。

发动机主轴承座的强度分析一般采用有限元分析技术，根据发动机受力情况，建立主轴承座结构的有限元模型，采用有限元软件进行分析，分析结果可以比较贴近实际情况，可以更真实地反映出发动机的受力情况。

同时，也可以对发动机主轴承座结构进行改进，使之具有更好的强度，从而提高发动机的性能和可靠性。

3、发动机主轴承座强度分析方法（1）建立主轴承座结构有限元模型。

在建立模型之前，需要确定发动机主轴承座的材料、结构尺寸及其它结构参数。

建立模型的过程包括：节点定义、单元形状定义、材料参数定义、荷载定义等；（2）计算主轴承座的应力分布。

根据建立的模型，采用有限元软件进行计算，确定发动机主轴承座的应力分布；（3）实验验证。

根据有限元计算结果，通过试验验证主轴承座结构强度。

结论发动机主轴承座结构强度分析是研究发动机性能和可靠性的重要工作，它可以帮助发动机设计者更好地优化发动机结构，以确保发动机的可靠性和性能。

某高速船用柴油机主轴承弹性流体动力润滑特性分析

某高速船用柴油机主轴承弹性流体动力润滑特性分析冯学东;李光琛;李强【摘要】Based on the fluid dynamic lubrication theory of sliding bearings,the numerical analysis model of elastohydrodynamic lubrication was established by AVL-Excite for main bearings of a high speed diesel engine.The bearing force,oil film thickness,oil film pressure and friction power loss of each bearing was calculated in rated condition.The result shows that the No.5 main bearing has the minimum oil film thickness,the maximum oil film pressure,the maximum friction power loss in a working cycle,and optimization design is needed to improve its poor lubrication condition.%针对某高速船用柴油机的主轴承,在滑动轴承流体动力润滑理论的基础上,通过AVL-Excite软件建立了曲轴和主轴承弹性流体动压润滑数值分析模型,计算得到了各主轴承在柴油机额定工况下的载荷、油膜厚度、油膜压力和摩擦功耗等.计算结果表明:第5号主轴承在一个工作周期内的最小油膜厚度最小,最大油膜压力和摩擦功耗最大,润滑情况最差,需对其进行优化设计.【期刊名称】《江苏科技大学学报（自然科学版）》【年(卷),期】2017(031)002【总页数】4页(P158-161)【关键词】柴油机;主轴承;弹性流体;润滑【作者】冯学东;李光琛;李强【作者单位】江苏科技大学资产经营公司镇江 212003;镇江四洋柴油机制造有限公司镇江 212003;镇江四洋柴油机制造有限公司镇江 212003;江苏科技大学资产经营公司镇江 212003;镇江四洋柴油机制造有限公司镇江 212003【正文语种】中文【中图分类】U664;TH113主轴承是柴油机的重要运动部件之一,柴油机工作的安全性和耐久性等性能与主轴承的工作性能密切相关,因此，需要对主轴承工作性能进行详细研究和分析．主轴承的工作性能主要取决于轴瓦表面和轴颈的润滑状态．近年来，对主轴承的润滑特性进行了不断的研究.文献[1]中对曲轴弹性变形和摩擦接触对主轴承的润滑状态的影响进行了分析．文献[2]中分析了轴颈倾斜对主轴承润滑的影响．文献[3-4]中考虑了热变形因素的影响,对柴油机的主轴承进行了TEHD分析．文献[5]中采用机体弹性变形和轴承动力润滑耦合分析的方法研究了柴油机主轴承的润滑情况．文中以某高速船用柴油主机为研究对象,采用模态综合法,建立了柴油机曲轴和主轴承的弹性流体动力混合润滑模型,在研究过程中考虑曲轴和主轴承的动态特性,在分析过程中充分考虑了供油特性、曲轴变形和表面粗糙度等因素,对额定工况下柴油机各主轴承的润滑情况进行了计算分析．柴油机主轴承润滑特性分析过程中采用弹性流体动力润滑理论和Greenwood-Tripp粗糙接触模型[1]．基于扩展雷诺方程,对柴油机的主轴承采用了弹性流体动力润滑的理论，建立润滑模型：文中采用Greenwood-Tripp模型来描述粗糙接触,假设表面轮廓高度对基准平面的随机变化服从Gauss分布,接触面上的名义压力表示为[1]:文中以SY92C型船用柴油机为研究对象,建立曲轴和主轴承座的三维实体模型,对曲轴和轴承座采用六面体单元划分网格,轴向定义5个节点,周向定义48个节点,其中曲轴单元数为86 125,节点数为95 431,主轴承座单元数为6 310,节点数为7 582．图1、2分别为曲轴和主轴承座有限元模型．在有限元模型的相应位置处定义主自由度节点,通过模态缩减法获得表征原结构质量、刚度和模态的子结构,大幅度压缩了原结构的自由度,在精度不受太大影响的情况下有效地减小了计算规模[6-8]．将缩减后得到的曲轴和主轴承的模型文件导入AVL-Excite多体动力学分析软件中,并通过轴承等非线性连接单元建立多体动力学计算模型(图3),并保证有限元模型的坐标系与多体动力学模型的坐标系一致．柴油机的基本参数如表1．各主轴承从曲轴的自由端到飞轮端依次记为1～5号主轴承．文中以柴油机在额定功率为68kW,转速为2 600 r/min的工况下为例进行计算．额定工况下,气缸燃气压力pg和曲柄转角φ的关系如图4．图5、6分别为1～5号主轴承(MB1～5)在不同的曲柄转角下所受的Y向和Z向轴承力．其中主轴承所受Y向载荷Fy的大小与曲柄和连杆系统的往复惯性力有着紧密的关系,Z方向为活塞往复运动的方向,Z向载荷Fz的大小与气缸的爆发压力密切相关．从图中可以看出：各主轴承Z向的载荷明显大于Y向的载荷．Y向所受载荷由于受到往复惯性力的影响,因此呈现明显的周期性,Z向所受载荷的最大值为负,与主轴承所受到的气缸内爆发压力的方向相同,且在整个工作循环过程中,各主轴承Z向轴承力的变化比较明显,在接近各气缸及相邻气缸最大爆压时刻附近出现明显的峰值．第1、3、5号主轴承的Z向载荷较小,分析可知：由于1、5号主轴承分别位于曲轴的两侧,因此只承受一个气缸的燃气压力和惯性力的作用,而第3号主轴承位于相邻的两个气缸之间,并且这两个气缸发火时间间隔了360°曲柄转角，因此这两个气缸的运动保持同步的状态,当这两个气缸中某一缸发火时,3号主轴承所受的气体压力方向与惯性力的方向相反,所受的气体力和惯性力在一定程度上相互抵消,因此3号主轴承所受载荷较小．第2、4号主轴承所受Z向载荷较大．图7为各主轴承在不同曲柄转角下的油膜厚度d的变化．从图中可以看出：在不同的曲轴转角下,各主轴承最小油膜厚度有明显的差别,其中第5号主轴承的最小油膜厚度最小,只有0.5 μm左右,其余主轴承润滑情况比第5号主轴承要好．参考AVL公司所推荐的许用最小油膜厚度统计值,可知除第5号主轴承外其余各档主轴承的最小油膜厚度都大于其许用值．第5号主轴承最小油膜厚度出现在1 105°CA 曲轴转角处,虽然工作时间比较短,但仍需要对其进行优化,提高主轴承工作的安全性和可靠性．图8为各主轴承在不同曲柄转角下的油膜压力pos的变化．从图中可以看出：某一气缸做功时对各主轴承的油膜压力均会产生一定的影响,且距发火气缸越近，影响越明显．对比Z向轴承力图可以看出,各主轴承最大油膜压力出现的位置与其Z 向载荷峰值的位置是基本一致的．但是最小油膜厚度的位置与其Z向载荷峰值的位置并不一致,这是因为轴承的最小油膜厚度不仅受到载荷的影响,而且还与油楔效应和挤压效应相关．2、3、4号主轴承的油膜压力在柴油机的一个工作周期内出现了两次峰值,主轴承载荷最大位置附近其油膜压力最大．5号主轴承的最大油膜压力高于其他主轴承．图9为各主轴承在不同曲柄转角下的摩擦功耗p的变化．从图中可以看出：各个主轴承的最大摩擦功耗出现的位置与其Z向载荷峰值的位置基本一致,摩擦功耗的变化趋势与其油膜压力的变化趋势相同．其中第2号主轴承在一个工作周期内最大摩擦功耗为1.7 kW,第5号主轴承在一个工作周期内最大摩擦功耗为2.8 kW,其余3个主轴承的最大摩擦功耗位于两者之间．(1) 柴油机各个主轴承的油膜厚度随曲轴转角的变化比较明显,第5号主轴承的最小油膜厚度最小,为0.5μm．(2) 各个主轴承最大油膜压力出现的位置与其Z向轴承力的位置基本一致,其中5号主轴承最大油膜压力高于其他主轴承．(3) 各个主轴承摩擦功耗的变化趋势与其油膜压力的变化趋势相同,其中第5号主轴承的摩擦功耗最大,最大摩擦功耗为2.8 kW．(4) 5个主轴承中,第5号主轴承润滑情况最差,工作的安全性不够理想,需要对其进行优化．。

双缸柴油机曲轴主轴承弹性流体动力润滑分析

轴承的角速度；
轴承偏心角；轴心旋转角速度。
一
一
该方程确立了流体动压力（油膜压力）Ｐ与机油黏度玑油膜厚度、工作表面运动速度和、形油楔状ａ及油膜厚度变化率等因素之问的关系。ｘ
座均采用六面体网格划分。此外为降低计算量与
内燃机轴承的润滑性能直接影响着内燃机工
基础。Ｒｙｏｅｎｌ程基于了以下假设：ｄ方（）润滑剂为牛顿流体，１即剪切应力和速度梯度成正比；（）润滑剂的黏度和密度在整个润滑膜中２
转速下主轴承受力、最小油膜厚度、最大油膜压力、轴心轨迹等。结果表明，该双缸柴油机主轴承润滑良好，最小油膜厚度、最
大油膜压力均在限值以内，符合设计要求。关键词双缸柴油机主轴承ＥＤＨ２计算文献标志码Ａ中图法分类号Ｔ４４１；Ｋ１．１
相对间隙，
；
２０期
张建刚，：缸柴油机曲轴主轴承弹性流体动力润滑分析等双
一
有效角速度万＝＋９２０一；
Ｏ一轴颈角速度；９
一
２仿真模型建立
在利用ＥＣＴＵ进行动力学和润滑性能分ＸＩＥＰ析之前，要首先利用ＭＳ．ａａ需Ｃｐｔｎ和ＭＳ．ａｔｆｒＣｎｓａｒｌ软件对曲轴和简易轴承座进行有限元模型建模。为提高仿真分析的结果精度，对曲轴和简易轴承故

KV490ZQ柴油机主要零部件试验模态分析

为了确定Ｋ４０Ｑ柴油机主要零部件（Ｖ９Ｚ曲轴、连杆、气缸盖、机体）的固有特性，使边界安装条件对测试结果影响最小，就必须要求支承系统频率小于被测试结构第一阶弹性模态频率的１／３以下。根据现有的试验条件，用一副柔软的橡皮绳将
Ｋ４０Ｑ柴油机主要零部件（Ｖ９Ｚ机体、曲轴、缸盖、气
连杆进行模态测试，识别出结构的模态频率、阻尼、振型等模态参数，Ｋ４０Ｑ柴油机主要零部件结为Ｖ９Ｚ构动力学分析和建模提供依据。
图１模态试验测试系统基本原理框图
１试验边界条件
Hale Waihona Puke 络图。为提高模态识别精度，合理布置了激励点和响应测试点的位置，以保证最大限度地减小模态丢
失。
支撑起来，使其处于 “ 自由一自由状态”，减小安装系统对结构振动特性的附加影响，采用这种固定方式，一方面实现起来比较容易，另一方面结构具有最
多的自由度。
２０（总２００６４）０
０２０、～００ｚ～０００５０Ｈ作为试验分析的频段。另外，为了减小和消除环境和测量中的随机误差，适当增加测量次数，本试验对每个测点的采样进行了４次平均
处理。
３．．４连杆模态参数４连杆模态参数试验结果与有限元计算结果见表４。
表４Ｋ４０Ｑ柴油机连杆模态参数试验结果Ｖ９Ｚ
阶模态次频率（）阻尼（Ｈｚ％）ｌｌ７．０３０９７５－９
振型
３３信号采集和数据处理．

某发动机主轴承盖优化设计

数，进而进行结构优化．
２有限元模型
２．１模型建立和网格划分
主轴承座有限元分析模型主要包括缸体、主轴承盖、主轴承盖螺栓、主轴瓦、下缸体和连接螺栓等．
１试验背景
在进行２００ｈ冷热冲击试验过程中，某型号发
ＨＡＮＹｕｗｅｉ，ＺＨＡＯＢａｏｘｉｎ，ＧＵＡＮＹｉｎｇ
（ＧｒｅａｔＷａｌｌＭｏｔｏｒＣｏ．，Ｂａｏｄｉｎｇ０７１０００，Ｈｅｂｅｉ，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｔｈｅｉｆｆｔｈｍａｉｎｂｅａｒｉｎｇｃａｐｏｆａｎｅｎｇｉｎｅｉｓｆｒａｃｔｕｒｅｄｄｕｒｉｎｇｔｈｅｔｈｅｒｍａｌｓｈｏｃｋｔｅｓｔ．Ｓｏｔｈｅｉｆｎｉｔｅ
收稿日期：２０１３ — ０８ — ０９
采用Ａｂａｑｕｓ软件进行有限元分析前处理，网格类型为２阶修正四面体单元，各零部件网格划分见图２．
作者简介：韩玉伟（１９８４），女，河北赵县人，硕士，研究方向为发动机结构分析，（Ｅ — ｍａｉｌ）ｅｎｇｉｎｅ — ｃａｅ＠ｇｗｒａ．ＣＩｌ
轴承盖在各工况下的受力情况和高周疲劳安全冈

发动机主轴承座结构强度分析研究

发动机主轴承座结构强度分析研究发动机是汽车的心脏，它的性能好坏直接影响着整个汽车的工作情况。

但在日常生活中，往往由于汽车零件过早磨损或其他原因导致汽车无法正常行驶，严重时甚至会引起汽车故障，所以提高发动机性能非常必要。

本文主要对发动机主轴承座结构强度进行分析研究，以期提出改善发动机主轴承座结构强度的措施，从而提高发动机的工作效率和使用寿命。

一、发动机主轴承座结构强度分析研究1。

研究对象及其结构特点二、发动机主轴承座结构强度分析研究2。

试验数据的整理分析三、结论及建议四、结语发动机是汽车的心脏，它的性能好坏直接影响着整个汽车的工作情况。

但在日常生活中，往往由于汽车零件过早磨损或其他原因导致汽车无法正常行驶，严重时甚至会引起汽车故障，所以提高发动机性能非常必要。

本文主要对发动机主轴承座结构强度进行分析研究，以期提出改善发动机主轴承座结构强度的措施，从而提高发动机的工作效率和使用寿命。

发动机是汽车的心脏，它的性能好坏直接影响着整个汽车的工作情况。

在日常生活中，往往由于汽车零件过早磨损或其他原因导致汽车无法正常行驶，严重时甚至会引起汽车故障，所以提高发动机性能非常必要。

本文主要对发动机主轴承座结构强度进行分析研究，以期提出改善发动机主轴承座结构强度的措施，从而提高发动机的工作效率和使用寿命。

一、发动机主轴承座结构强度分析研究1。

研究对象及其结构特点发动机主轴承座是发动机的重要部件之一，它直接支撑着连杆等传动机构，对发动机运转有着至关重要的作用。

但是，随着时代的发展和科学技术的进步，汽车上各种精密零部件越来越多，加剧了发动机轴承座的负荷，且由于汽车零件的大型化和复杂化，给发动机主轴承座带来了较大的负荷。

同时，在制造加工方面，也需要更先进的技术来保证主轴承座的结构强度。

二、发动机主轴承座结构强度分析研究2。

试验数据的整理分析三、结论及建议发动机主轴承座是发动机的重要部件之一，它直接支撑着连杆等传动机构，对发动机运转有着至关重要的作用。

柴油机主轴承座的有限元强度分析

图１主轴承座ＣＡＤ模型
和有限元计算用ＨｙｅＭｅｈ软件完成。ｐｒｓ
主轴承座模型包括主轴承座、主轴承盖、两个主轴承螺栓和上、轴瓦。所用的坐标系为：下以主轴承座孔中心为坐标原点，轴沿曲轴轴线指向气缸体后端；，平行于气缸中心线指向缸盖；３轴ｚ轴垂直于ｘｙ平面，满足右手定则。采用ＨｙｅＭｅｈ软件进行有限元模型的建模ｐｒｓ
用有限元法对主要零部件进行结构强度分析是
汽车发动机开发与改进的必经环节和必要手段之
一
表明它们的各种峰值载荷也相近；１第７主轴承第、的峰值载荷比第２第３第５和第６主轴承座的峰、、
值载荷小；４主轴承座是曲轴定位轴承座，有较第具
。
目前有各种成熟的商用ＣＡＥ软件，国外汽车
公司、发动机公司或专业研发机构已经掌握比较完
高的强度，受的峰值载荷较小而弯矩较大；承已有第
５主轴承座、主轴承盖的装配应力测量结果可供对
善的技术，并有各自的计算分析规范，但不公开。
冷缩实现。采用Ｅｇｙ软件中曲轴动力学模型与弹性流体动力学润滑相耦合的方法计算主轴承载荷，据经验ｎｄｎ根确定了５种危险点产生应力峰值的主轴承载荷状况；据有限元计算结果确定了６个危险点，Ｓｔ根用ｍｉｈ图得出了各

某柴油机主轴承壁有限元分析

10.16638/ki.1671-7988.2019.02.041某柴油机主轴承壁有限元分析宁科亮，倪成鑫，郑久林（安徽江淮汽车集团股份有限公司技术中心，安徽合肥230601）摘要：文章使用有限元分析方法对某柴油机主轴承壁及相应的主轴承盖在装配预紧力与动载下的变形与应力进行了评估，并计算了疲劳安全系数。

为该柴油机的设计工作提供了帮助，也可以为类似零部件的有限元分析提供参考。

关键词：有限元分析；主轴承壁；应力与变形中图分类号：U464.172 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2019)02-122-03Finite Element Analysis of Main Bearing Wall of a Diesel EngineNing Keliang, Ni Chengxin, Zheng Jiulin（The Center of Technology, Anhui Jianghuai Automobile Group Co., Ltd., Anhui Hefei 230601）Abstract: In this paper, the stress and deformation of the main bearing wall and the corresponding main bearing cover of a diesel engine are evaluated by finite element method and under assembly pretightening and dynamic loading, the fatigue safety factor also is calculated. It provides help of the design of the diesel engine, and also can provide a reference for the finite element analysis of similar parts.Keywords: finite element analysis; main bearing wall; stress and deformationCLC NO.: U464.172 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2019)02-122-03前言柴油机主轴承壁厚、主轴承盖用于装配曲轴，在柴油机运转过程中受力很大，需重点关注受力情况下的变形及应力集中情况，保证柴油机可以安全运转。

柴油机螺栓扭矩载荷特性分析与紧固规范研究

扭矩与载荷之间满足工程设计要求且比较精确的计算关系的分析，获取摩擦系数的变化规律。算方法，以满足预测设计的需求。
１螺栓连接的扭矩载荷特性分析螺栓连接的扭矩载荷特性是拧紧力矩Ｍ与载荷Ｐ
承面间的摩擦系数和螺纹副间的摩擦系数具有相同的数值，．即厂一ｆ。
通过应变电测的方法，获得大量的螺栓连接扭矩载荷特性试验数据，经统计分析，纹连接摩擦副间摩擦螺系数的数值基本上接近０１，照常规柴油机强力螺．２按
程中，栓的扭矩载荷特性（矩与载荷之间的对应关摩擦系数的波动。螺扭系）以及应用转角法进行预紧力控制的角度等一般是通过试验来确定，这在一定程度上延缓了柴油机的研发周
期。
一
从式（）２中可以看出，栓与被连接件的结构要素螺旦确定，其扭矩载荷特性仅取决于螺栓头部端面与支承面间的摩擦系数和螺纹副间的摩擦系数，因此可以通
（）１
的关系，螺栓的拧紧力矩Ｍ是螺纹副间的摩擦阻力矩
Ｍ螺栓头部端面与被连接件支承面间的摩擦阻力矩和Ｍ２部分之和，：两即
Ｍ — Ｍ１Ｍ２＋
栓装配方法，栓扭矩系数偏差在５以内，足工程螺满需求。
增长，螺栓连接的紧固力矩不断增大，载荷均匀性与且１０，原因是扭矩系数随螺栓的等级、纹副表面加０其螺

HX_(N)5机车柴油机主轴承螺栓液压拉伸装置研究

HX_(N)5机车柴油机主轴承螺栓液压拉伸装置研究
史永革;赵志勇
【期刊名称】《铁道技术监督》
【年(卷),期】2022(50)2
【摘要】为解决HX_(N)5机车柴油机主轴承螺栓拉伸力大、拉伸后螺母需旋转规定角度的问题,研制主轴承螺栓液压拉伸装置。

对比集成式和分离式缸-泵组合,以及活塞直接承力式和拉体承力式液压缸内部结构的优缺点,确定缸-泵组合采用分离式方案和拉体承力式液压缸内部结构方案,以及液压拉伸装置总体方案和结构。

详细论述液压缸拉力、尺寸计算方法,螺母转角机构、接头密封防护,以及针对拉体断裂设置的安全防护装置的设计内容。

对液压拉伸装置样机开展试验验证,结果证明:HX_(N)5机车主轴承螺栓液压拉伸装置基本性能达到设计要求,满足组装工艺要求。

【总页数】5页(P69-73)
【作者】史永革;赵志勇
【作者单位】中国铁路乌鲁木齐局集团有限公司科学技术研究所
【正文语种】中文
【中图分类】U262.11
【相关文献】
1.关于提速内燃机车气缸盖、主轴承螺栓超高压拉伸器的研究
2.螺栓预紧力下柴油机主轴承孔及主轴瓦的变形研究
3.某柴油发动机主轴承盖螺栓拧紧规范研究
4.四
缸柴油机主轴承盖螺栓断裂失效的研究5.机车柴油机主轴承螺栓中修紧固工艺研究
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柴油发动机曲轴轴系的性能分析

0引言曲轴具有结构和受力情况复杂、制造困难、承受载荷大等特点。

同时接受来自缸内气体燃烧的爆发压力、活塞组往复惯性力和旋转惯性力，以及输出端转矩和弯矩的作用[1]。

随着发动机向高转速、高性能的发展，对径向液力轴承的要求越来越高，轴瓦与曲轴润滑好坏、机油属性等影响轴承摩擦大小[2]。

文中根据FEV 对曲轴的计算分析方法和评价方式，首先结合有限元分析软件对曲轴单拐进行结构受力分析计算，获取曲轴过度圆角处的应力集中系数。

其次，采用Vritual Engine 搭建曲轴系多体系统动力学模型，对曲轴安全系数、最小油膜厚度、机油速率进行评估。

1轴承润滑基本方程内燃机曲轴的所用轴承普遍为径向轴承。

1886年雷诺首次提出了瞬态二维径向轴承的动力润滑基本微分方程[3]：（1）考虑到径向轴承工作环境载荷是瞬态变化的。

因此可求得在固定坐标系下的瞬态雷诺方程为：（2）式（1）、（2）中，x —轴承孔的周向坐标，h —油膜厚度，p —油膜压力，z —轴承孔的轴向坐标，η—润滑油的动力粘度，U 1—轴颈表面的切线速度，U 2—轴颈表面的切线速度，t —时间，ρ—机油的密度，ωb —轴承角速度，ωj —轴颈角速度。

油膜厚度h 是求解雷诺方程关键参数，油膜厚度是轴承运动工作过程轴颈与轴瓦之间构成的。

基于轴颈轴线与轴承轴线平等的条件，轴颈中心对轴承中心偏心距及周轴向坐标的函数，即间隙函数或膜厚函数[4]。

（3）如果考虑柔性变形的影响，则膜厚函数还要加上u （z ，θ）径向变形量。

（4）式（3）、（4）中，c=R b -R j （轴承半径与主轴颈半径之差）称为半径间隙；ε=e/c 称为偏心率，e 为偏心距。

2搭建曲轴系多体动力学模型液动轴承计算的目标是为了检查发动机安全运转及主轴承和连杆轴承的润滑油速率。

2.1曲轴系多刚体模型采用多体动力学软件模板功能建立活塞、活塞销、连杆、轴瓦、飞轮、减振器等结构，建立一个通信器将它们之间连接和约束，在活塞顶部建立气体力与顶面接触关系[5]。

TBD620V8型柴油机主轴承润滑性能分析及优化

TBD620V8型柴油机主轴承润滑性能分析及优化? TBD620V8型柴油机主轴承润滑性能分析及优化TBD620V8型柴油机主轴承润滑性能分析及优化李香梅（公安海警学院机电管理系，浙江宁波315801）摘要：船用柴油机主承轴常在重载、高速的条件下运行，常常与低间隙、薄油膜的恶劣环境对抗，直接导致了柴油机主轴承使用寿命变短和疲劳失效。

以TBD620V8型柴油机为例，分析了主轴承在不同工况下的润滑性能，还考虑了油膜压力、油膜厚度等参数对主轴承润滑性能的影响，给出了船用柴油机主轴承性能优化措施。

关键词：船用柴油机；主轴承；润滑性能在柴油机工作过程中，主轴承可以保证曲轴的工作轴线，从而减小曲轴在转动中所受的磨损传递动力与摩擦。

然而，由于主轴承承受着很大的曲轴气体力、惯性力及摩擦力，容易发热甚至发生润滑油氧化变质的情况，最终导致曲轴挠曲变形过大甚至折断。

船用柴油机主轴承润滑性能的研究可分为以下几类：（1）对柴油机主轴承最小油膜厚度、主轴承轴心轨迹、最大油膜压力及最小油膜厚度等进行有限元计算，分析主轴承的润滑状况与润滑性能影响因子[1]；（2）将曲轴设为弹性体，利用弹性流体动力学理论求解船用柴油机主轴承在不同温度、压力下的润滑性能，并提出优化对策[2-3]；（3）结合弹性流体动力学理论、有限元法、多体动力学多学科理论分析柴油机油膜压力分布、最小油膜厚度、轴心轨迹、偏心距等参数，从而确定最佳主轴承润滑性能方案[4]。

随着柴油机科技的提升，船用柴油机主轴承的实际应用新工况层出不穷，对主轴承设计参数的计算也需考虑得更全面。

以TBD620V8型高速船用柴油机为例，本文考虑不同工作转速、负荷工况下的主轴承润滑性能与油膜润滑状态，从而为提升主轴承设计提供理论参考。

1 不同工况下主轴承润滑性能分析TBD620V8型高速船用柴油机的主要技术参数如表1所示。

表1 TBD620V8型高速船用柴油机技术参数项目参数气缸数8 工作过程四冲程气缸排列型式V型90°夹角缸径/冲程/mm170/195 燃烧方式直接喷射冷却方式水冷（间接冷却、风扇冷却）气缸排量VH（dm3）53.11 旋转方向逆时针（面向飞轮）最低稳定转速/（r·min-1）600 最低点火转速/（r·min-1）150（环境温度≥5℃）最高承载转速/（r·min-1）1860 气缸中心距/mm250 发动机最大扭矩时的最低转速0.95·n额定（持续运转时）；0.85·n额定（瞬时运转时）充电发电机28 V、40 A 噪声105 dB(A) 1.1 不同转速时性能对比分析油膜轴承的各项性能直接受到油膜压力分布变化的影响，而油膜轴承必须达到一定转速才能建立起润滑油膜，因此研究不同转速对油膜压力的影响也具有重要的意义。

高强度螺栓塑性变形仿真分析与拧紧试验研究

高强度螺栓塑性变形仿真分析与拧紧试验研究黄建鑫;马晓燕;蔡文华;唐灵聪;罗屏;王瑞平【摘要】为了确保大批量生产装配模式下高强度螺栓的拧紧质量和可靠性,对高强度螺栓伸长量进行抽检测量,验证和检验螺栓拧紧参数设置的合理性.以某发动机主轴承盖螺栓为研究对象,结合实例对高强度螺栓在拧紧过程中变形可能超过弹性变形范围而引发较大的非线性塑性变形,使螺栓强度下降从而导致螺栓失效的情况进行分析,基于扭矩-转角法,采用有限元法-双线性模型和试验法对螺栓的伸长量进行仿真分析和试验验证.结果表明:采用40N·m扭矩+90.转角进行拧紧时,螺栓的平均伸长量逼近最大允许值,不适用于大批量螺栓拧紧;采用40N·m扭矩+80.转角进行拧紧时,螺栓平均伸长量为满足设计要求.仿真结果与试验平均值较为接近,仿真方法可靠.【期刊名称】《内燃机与动力装置》【年(卷),期】2019(036)001【总页数】6页(P63-67,79)【关键词】高强度螺栓;扭矩-转角法;双线性模型;试验研究【作者】黄建鑫;马晓燕;蔡文华;唐灵聪;罗屏;王瑞平【作者单位】宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司,浙江宁波315336;宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司,浙江宁波315336;宝鸡吉利发动机有限公司,陕西宝鸡721000;宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司,浙江宁波315336;宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司,浙江宁波315336;宁波吉利罗佑发动机零部件有限公司,浙江宁波315336;浙江吉利罗佑发动机有限公司,浙江宁波315800【正文语种】中文【中图分类】TH1420 引言螺栓具有连接强度高、装配快速简单、拆卸方便高效、互换性强、成本低等优点，在发动机中无处不在，多数情况下使用普通螺栓可满足要求，但对于承载较大或用于发动机关键位置的螺栓(如轴承盖螺栓、气缸盖螺栓、飞轮螺栓、连杆螺栓等)，为保证连接的安全可靠，需要使用强度等级更高的螺栓进行连接。

汽车发动机轴承使用性能分析

汽车发动机轴承使用性能分析
汽车发动机轴承是发动机的核心部件之一，其使用性能可以影响到发动机的运行稳定性和寿命。

以下是常见的汽车发动机轴承使用性能分析：
1. 磨损情况：一般情况下，轴承在长期使用中，由于与其他部件的摩擦而逐渐磨损，如果轴承磨损过快，则一定要检查机油润滑系统是否正常运作。

2. 组装配合情况：轴承安装时，如果与轴承座、曲轴等零件的装配配合不良，则可能会导致闪动、卡涩等问题，甚至加速轴承磨损。

3. 温度情况：温度过高或过低都可能会影响轴承寿命，轴承被过度加热时内部的润滑膜失效，过度冷却则可能让轴承变脆。

4. 油膜质量：油膜质量是影响轴承寿命的关键因素之一，过薄的油膜可能会导致轴承损坏，过厚的油膜则可能会引发其他故障。

5. 轴承质量：轴承的质量决定了其使用寿命和承载力，如果使用的是低品质的轴承，那么其寿命可能会比高品质的轴承短。

需要注意的是，以上分析只是一些常见问题，不同品牌、型号的汽车轴承使用性能可能也会有所不同。

因此，在实际使用中，还需要根据具体情况进行综合分析。

某柴油发动机主轴承盖螺栓断裂分析与应对措施

曲柄连杆产生的惯性力和气体爆发力等复杂交变载荷，保证主轴图1 主轴承盖螺栓联接结构示意图图2 现场拆检的主轴承盖螺栓断件图3 除油前主轴承盖螺栓断件图4 除油后的主轴承盖螺栓断件生和扩展，以至于最后发生断裂失效[2]。

进而，发动机上的其他部件也会因此受损甚至报废，可能带来不小的经济损失以及人身某已上市重型商用车，其柴油发动机上的主轴承盖螺栓出现2）。

经现场调查得到相关故障信缸，确定无拉缸、拉瓦现象。

该故障汽车的行km。

追溯该车服役历史，存在负荷重、工作强度大的现象，曾有过车辆动力不足的故障记录。

为了查清螺栓断裂的原因，本文对断件进行了详细的分析，目视检查断裂螺栓（分别标记为1号、2号和3号），断口位置分别为：1号断口位于螺纹收尾处；2号和3号断口位于与缸体内螺纹配合的第一扣螺纹处。

3个螺栓断口都有明显的剪切唇，与螺栓轴向呈约45°。

其中1号剪切唇处的螺纹相对于另外2个，存在着轻微的横向受力变形，而断面剩余区域相对比较平整。

所有断面均存在着裂纹源区、裂纹扩展区和瞬断区3个区域。

另外，1.4 化学成分分析按照GB/T 4336—2016《碳素钢和中低合金钢多元素含量的测定火花放电原子发射光谱法》的检测要求，用斯派克直读光谱仪MAXx09-A 对断裂螺栓（1号断件）的化学成分进行分析（表1）。

检测结果显示，断裂螺栓化学成分符合Q/BQB 517—2019《冷镦钢盘条企业标准》中对SCM435钢的要求。

1.5 硬度检测用硬度计对断裂螺栓（2号断件）的芯部及表面分别进行硬度测试，测试结果如表2所示。

检测结果显示，断裂螺栓的硬度符合10.9级螺栓的芯部硬度要求。

从表芯硬度与要求比对可知，螺纹处无增碳。

图5 1号断件的断口图6 3号断件的断口所占面积接近断面的50%。

由瞬断区最大可推断：号断件所受轴向力在某一阶段有号断件的断裂可能晚于2号和3号断件。

号断件的断面形貌显示清晰（图6）。

同样，断裂起始于螺区为瞬断区。

某型柴油机主轴承盖双头螺柱断裂原因分析

某型Ｖ１２柴油发电机组累计运行一万小时
后，用户对柴油机进行了大修，柴油机被拆卸并完
全分解后重新装配。大修后的柴油机工作２０１５ｈ
是曲轴振动最大的部位，第七档主轴承也就是承受附加应力最大的一档。当柴油机各缸负荷不均匀时，输出扭矩的波动加大，倾覆力矩引起的柴油机横向振动也随之增强，第七档主轴承盖螺柱所受应
ｂ．断裂螺柱硬度超出技术要求可能有装配预
紧和Ｔ作应力两方面的因素。装配预紧时，如果拧紧力矩过大，螺柱所受拉伸应力超出材料屈服强
使材料中极少量氢扩散和聚集的动力，因此，也就度，杆部将产生形变强化而导致硬度升高，在实验ＲＣ４０的４０ＣｒＮｉＭｏＡ标准试样进行拉没有氢致延迟裂纹的产生。柴油机拆装后，螺柱杆室对硬度为Ｈ部受到损伤，局部产生残余拉应力，并形成应力集
中，柴油机工作过程中，杆部损伤处的残余应力与预紧力和工作应力之和超出了氢脆临界应力，导致
定的附加应力 ” 。对于Ｖ１２柴油机，第七主轴颈上
３．１材料检测
作用的扭矩等于它前面各曲柄传递来的扭矩之和，
作者简介：徐鲁杰（１９８２一），男，工程师，主要从事
对断裂螺柱化学成分、非金属夹杂物、金相组织的检测结果显示，材料化学成分符合ＧＢ／Ｔ

主轴承盖的工艺方案分析及工装设计

Ａ
!Ｍ１７８０－６Ｈ１７°
的流水线。这种工艺方案生产效率较低，加工精度也很难提高。２．２经济型工艺方案及分析
５° ２．２．１经济型工艺方案
笔者认为，可以采用经简单改造
!２１５
２０°
普通车床、数控车床、专用钻床和专
用夹具相结合的工艺方案。其主要工
１２１１
１０９８７６５４３２１
钻床主轴１３
钻床工作台
图３钻６孔多轴钻床改装部分及夹具１．夹具体２．锥销３．压头４．钻模板５．钻套６．滑柱
７．钻孔主轴８．深沟球轴承９．推力轴承１０．弹簧１１．输入轴１２．塞铁１３．削边销
４结语
根据单缸柴油机大多应用于农业机械这一特点，制
证加工精度的措施和适合目前生产状况的经济型工艺方案。同时设计了两道主要工序的夹具和钻孔工装，并对其进行
了相关分析说明。
关键词：主轴承盖；工艺方案；加工精度；工装
中图分类号：ＴＨ１６２
文献标识码：Ａ
文章编号：１００２－２３３３（２００７）１２－０１０４－０２
主轴承盖是单缸柴油机（如Ｓ１９５）支承曲轴的重要零件，此零件加工精度高低，直接影响柴油机的性能，而且前使用的单缸柴油机的大多是农业机械，且生产此产品的厂家大多是县级的专业中型企业，其资金受到一定的制约，因此对提高零件加工精度，工艺方案显得尤为重要。本文将对此零件的加工工艺进行讨论。１主轴承盖结构工艺性分析
３主要工序夹具及工装
图２是精加工 !１９５ｋ６和端面Ｄ的夹具。此夹具主

柴油机曲轴主轴承润滑性能分析

ａｄｊｕｎ，ｓｗｌａｈｉｔｒｏｆｃａｋｈｆａｄｂａｎｌｃｓｉｔａｃｕｔｔｅｌｂｃｔｎｓｍｕａｉｎｍｏｅｏｎｒａａｅｌｓｔｅｄｓｔｎｏｒｎｓａｔｎｅｒｇｂｏｋｎｏｃｏｎ，ｕｒａｉｉｌｔｄｌｆａｏｌｏｉｉｈｉｏｏ
ｌｒｆｉｔｎｃｎｕｔｎｅｒｃｉｏｓｍｐｉ．ｏｏ
ｑａｒｐｅｅｇｎｉｅｒｎｓｅｔｂｉｈｄ，ｎｈｆｅｔｆｄｆｅｅｔｒｄａｌａａｃ０ｌｓｐｌｒｓｕｅａｄｂａｎｕｄｕｌｎｉｅｍａｎｂａｇｗａｓａｌｓｅａｄｔｅｅｆｃｉｆｒｎａｉｌｃｅｒｎｅ，ｉｕｐｙｐｅｓｒｎｅｒｇｉｏｉ
柴油机曲轴主轴承润滑性能分析
赵波戴旭东吴仕昊
上海２０４）０２０
（上海交通大学机械与动力工程学院
摘要：基于弹性流体动力润滑（ＨＥＤ）和轴承动力学理论，计及轴瓦、轴颈的粗糙度及曲轴和轴承座变形的影响，建立四缸内燃机主轴承的润滑分析模型。在此模型的基础上，分析轴承间隙、供油压力和轴承宽度等参数对内燃机主轴承润滑性能的影响。结果表明：第４轴承的最小油膜厚度较小，最大油膜压力较大，摩擦功耗最大，即具有较差的摩擦性能；为减少摩擦功耗，应在保证可靠的润滑性能的前提下，适当地增大轴承间隙、减小供油压力和减小轴承宽度。对第４主轴承进行优化分析，优化后的最小油膜厚度增大，最大油膜压力减小，摩擦功耗有所降低。关键词：主轴承；弹性流体动力润滑；摩擦功耗；润滑性能中图分类号：Ｔ３．１文献标识码：Ａ文章编号：０５０５（０１１０２— Ｈ１３３２４— １０２１）１ — ３５