柴油机铸造机体主轴承座结构强度分析及优化

第37卷 第6期 2015-06(下) 

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柴油机铸造机体主轴承座结构强度分析及优化

Strength analysis and structure optimization of diesel engine main bearing housing

王国富，陈元华

WANG Guo-fu, CHEN Yuan-hua

（桂林航天工业学院 汽车工程系，桂林 541004）

摘 要：为验证某款新开发的直列4缸柴油发动机主轴承座设计的可靠性，建立了包括气缸体、主轴

瓦、轴承盖、曲轴及连接螺栓的发动机主轴承座有限元强度分析模型，运用Abqus和Femfat 软件从应力分布、安全系数、轴瓦背压、主轴承孔变形等四个方面进行了强度计算。针对计算结果中主轴承座安全系数不足的问题，提出了结构改进方案，并重新对改进后的主轴承座进行应力和安全系数计算分析，结果表明，改进方案对疲劳安全系数的提高有明显的效果，满足设计要求。

关键词：气缸体；主轴承座；结构强度；有限元分析中图分类号：TH122 文献标识码：B 文章编号：1009-0134(2015)06(下)-0123-03Doi：10.3969/j.issn.1009-0134.2015.06(下).36

收稿日期：2015-01-26

基金项目：桂林航天工业学院科研基金项目（YJ1308）；2013年度广西高等教育教改工程项目（2013J GZ167）作者简介：王国富（1972 -），男，河南孟州人，副教授，硕士，研究方向为汽车检测技术。

0 引言

主轴承座是发动机机体的重要组成部分，它用来支撑高速旋转的曲轴，承受着剧烈的载荷，这些载荷来自多方面，包括曲轴动载荷、螺栓预紧载荷、轴瓦过盈载荷以及热负荷[1,2]等，受力状态复杂。主轴承座和主轴承盖接触的部位必然是发动机高速运转中最危险的部位之一，因此，这些部位应具备足够的刚度、强度和动力学特性[3]

。为了验证某款新开发的直列4缸柴油发动机主轴承座设计的可靠性，需要对该柴油机主轴承座进行有限元强度分析。

1 计算模型和边界条件

1.1 有限元模型

本文建立的有限元计算模型包括气缸体、各主轴承座上下盖、主轴承盖螺柱、主轴瓦、曲轴主轴颈、曲轴后油封座。建模过程中，忽略部分不重要的倒角，简化轴瓦模型，同时对须重点关注的地方如主轴承主轴承盖的轴承孔附近、主轴承座与主轴承盖的接触面附近、主轴承座孔与轴瓦接触面附近、润滑油孔内表面等适当地加密网格，为保证足够的工程精度，曲轴、主轴瓦有限

元模型单元选择8节点六面体单元网络，其它选择10节点四面体单元网格。采用Simlab 软件划分有限元网格，在Abaqus/CAE 里施加边界条件，最后用Abaqus 求解。有限元模型如图1所示，总单元数为662010，总节点数为1169761。1.2 材料特性

机体有限元模型中各零件的材料特性如表1所示。1.3 边界条件

1.3.1 位移约束

如图1所示，约束机体顶面的垂直（Y ）方向位移，约束顶面曲轴中心线两节点侧（Z

）向位移，约束

图1 机体有限元模型

表1 材料特性

零件材料弹性模量E （GPa ）密度ρ（Kg/m 3）

泊松比μ抗拉强度σb （MPa ）

屈服强度σs （MPa ）

气缸体

HT25012073000.26250—曲轴后油封座、主轴承盖

RuT34015073000.27340270螺栓40Cr 20578500.3980785曲轴、主轴瓦

Steel

205

7800

0.3

600

355

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顶面中间位置曲轴（X ）向位移。约束曲轴截面轴向位移，气体力加在曲轴主轴颈的参考点上。

1.3.2 载荷施加

根据计算，主轴瓦半径过盈量取值范围定为0.035mm ～0.050mm ，曲轴小头衬套比主轴瓦厚0.5，过盈量要小些，计算时取主轴瓦的1/10；各螺栓预紧力取值：M8的曲轴后油封螺栓取22kN ，M9的主轴承螺栓取40kN ，M10的主座固定螺栓取30kN ；计算爆压取13.5Mpa ，在曲轴转角约为10度处；考虑动载因素，加在主轴承的上载荷按爆压的1.3倍计算，可算出轴承载荷为往下48.75kN [4]，水平方向往右3.28kN(从发动机前端往后端方向)。

2 计算结果及分析

本文所研究的柴油机有5个主轴承座，为了降低计算工作量，根据以往计算经验，在中间和两边的主轴承座中分别选取一个来计算分析，本文选取4 、第5主轴承座进行计算分析。

2.1 气缸体主轴承座应力计算结果

气缸体主轴承座应力计算结果如图2所示，从图中可知，两轴承座的最大应力均为100Mpa ，远低于材料屈服极限，在安全裕度范围内，满足强度要求。

图2 主轴承座应力分布

2.2 安全系数计算结果

2.2.1 气缸体主轴承座安全系数计算结果

柴油发动机整机工作时承受载荷复杂而且载荷有交变特性，所以需要对其进行疲劳计算预测其动态安全性能。本文借助疲劳强度分析和优化软件Femfat 进行分析，首先将各爆压工况下的应力作为动载应力，而装配工况和热载工况的应力作为静态应力输入Femfat 中，并输入气缸体材料HT250的相关数据，进而进行疲劳计算，得到疲劳安全系数，如图3所示。根据经验，本文取最低疲劳安全系数值为1.2，机体主轴承座和轴承盖安全系数低于1.2的部分需要对结构进行改善。从图中可知：在13.5Mpa 爆压下，气缸体第4主轴承座固定螺栓孔最小安全系数为0.79，小于1.2，强度不足；在

13.5Mpa 爆压下，气缸体后端第5主轴承座底面两螺栓孔最小安全系数为0.94～0.98，小于1.2，强度不足。

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图3 主轴承座安全系数分布

2.2.2 轴承盖安全系数计算结果

将轴承盖材料RuT340的相关材料数据输入Femfat 进行疲劳分析，得到上、下主轴承盖的安全系数分布结果如图4所示。在13.5Mpa 爆压下，轴承座上盖最小安全系数为2.43，下盖为1.53，大于1.2，强度满足要求，上盖

安全系数充裕度较大，可采用材料档次更低的灰铁。

图4 上、下轴承盖安全系数分布

2.3 主轴瓦背压

由于主轴承孔是在加主轴承螺栓预紧情况下镗的，因此消除了本工况下主轴承孔失圆的影响，为此，按主轴瓦过盈状态分析轴瓦装配载荷工况应力分布情况。如图5所示，主轴瓦装配最小半径过盈量取最小值0.035和最大值0.050时，其背压分别为10.5MPa 和15.5MPa ，满足奥地利李斯特内燃机及测试设备公司(简称AVL)推荐的经验值的要求[5]

，足以限制轴瓦与轴孔间的相对滑移。

图5 最小和最大过盈时主轴瓦背压图