某款发动机缸体主轴承壁强度CAE及试验验证

曹文霞，钱德猛，郭 微，钱叶剑，钱多德

1.安徽水利水电职业技术学院，安徽合肥，231603；2.安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥，230601；3.合肥工业大学机械与汽车工程学院，安徽合肥，230009



某款发动机缸体主轴承壁强度CAE及试验验证

曹文霞1，钱德猛2，郭 微1，钱叶剑3，钱多德2

1.安徽水利水电职业技术学院，安徽合肥，231603；2.安徽江淮汽车股份有限公司，安徽合肥，230601；3.合肥工业大学机械与汽车工程学院，安徽合肥，230009

为了解发动机缸体主轴承壁部分的应力情况，采用整体模型对发动机主轴承壁进行有限元分析，主要考虑螺栓预紧力、轴瓦过盈量以及油膜载荷的影响。并且模拟实际加工中修孔的过程，使分析结果更接近真实情况。分析结果显示，缸体以及主轴承盖上的应力均小于限值，满足设计要求。并且经过试验验证，试验结果与分析结果趋势一致，为产品设计提供了有效的指导。

主轴承壁；有限元；强度；试验

发动机机体是用来支持内燃机的运动件以及安装配气机构、驱动机构和各种附件，总体体积和重量占内燃机整体体积和重量的大部分。几何形状比较复杂，工艺准备和制造工作量较大，受力情况也比较复杂，除了机械负荷外，还伴有强烈的热负荷，并且要求机体应有足够的刚度，以保证内燃机工作时各部分变形小，从而提高内燃机的可靠性与耐久性。因此，对于这种部件很难用一般的方法来计算。过去设计时，往往采用类比法确定其尺寸，然后通过实验进行反复修改[1]。

近年来，随着有限元方法与试验应力分析法不断的发展，提供了有效的计算与试验方法，文献[2]采用有限元的方法，建立了主轴承壁单缸模型，分析了在螺栓预紧力、最大爆发压力载荷作用下的应力应变情况。文献[3]通过简易模型，模拟发动机机体试验工况，循环施加不同倍数的爆发压力载荷，预测主轴承壁的疲劳安全系数。文献[4]通过多体动力学计算，得到轴承的油膜载荷，并且映射到有限元模型上，同时考虑螺栓预紧力等载荷，预测主轴承壁的强度及疲劳结果，通过改进结构使各项指标达到设计要求。文献[5]给出了局部模型的不足之处，并且通过建立全模型对发动机主轴承壁进行了分析，同时考虑了螺栓预紧力、轴瓦过盈量以及油膜载荷等。分析更接近实际，结果更为真实[6-9]。

本文采用全模型分析法，并且考虑实际加工中修孔的影响，即装配过程中在安装轴瓦之前会先打紧主轴承螺栓，然后对轴承孔进行加工，使轴承孔保持正圆，之后再进行轴瓦的安装。这样，由于螺栓预紧力引起的应力仍然存在，则轴承孔还是保持安装前的状态。如果在有限元分析时，不考虑此过程，则会导致应力增加，结果不准确。

1 主轴承壁有限元全模型建立

为了计算结果的精确性，本文采用全模型，主要包括缸体、主轴承盖、轴瓦、主轴承螺栓以及缸盖螺栓，由于缸盖部分不是分析考虑的重点，只是起到约束分析模型的作用，因此，采用简化模型，但是厚度要在30 mm以上。图1为某直列四缸柴油机主轴承壁分析的模型。

图1 强度分析模型

1.1 缸体主轴承螺栓预紧力的计算

用于紧固发动机关键零部件(缸盖、连杆、曲轴、主轴承壁等)的螺栓一般选用高强度螺栓，即螺栓等级为10.9级或者12.9级。高强度螺栓材料的屈服强度一般会达到930 MPa以上，螺栓强度很高，能提供足够的预紧力且螺栓不容易断裂。高强度螺栓的打紧方式一般为力矩加转角法，使螺栓工作在屈服区。这样的好处有几个方面：(1)螺栓打紧到屈服区后，会提供最大的螺栓预紧力，能发挥出螺栓的全部潜能。(2)可以使用较小规格的螺栓便能提供足够的预紧力，对发动机的减重以及主轴承壁的设计有一定的好处。(3)可以防止在工作一段时间后发生松脱现象。螺栓预紧力由以下公式计算出：

(1)

其中，σ0.2为螺栓材料的最小屈服强度，dp为螺纹中径，dmin为螺纹小径，p为螺距，μ为螺纹间的摩擦系数，A为螺栓的最小有效面积。为了得到最小的螺栓预紧力，一般取μ=1.5。

1.2 主轴承孔修复

修孔加工的处理在有限元中实现的思路与实际加工的过程一致。首先不添加轴瓦的装配，只施加螺栓预紧力，得到轴承孔的变形情况，即轴承孔各节点的x、y、z三个方向的位移。然后，在安装轴瓦以及加载其他载荷之前，把这些节点变换到初始位置。这样，既保留了施加螺栓预紧力载荷所产生的应力，而且轴承孔又保持正圆，与实际生产加工一致。

图2 螺栓预紧力下轴承孔变形情况

图3 修孔后的轴承孔变形情况

图2显示的为未安装轴瓦时螺栓预紧力载荷下的轴承孔变形情况，图中结果显示放大了150倍，提取整个模型五个轴承孔一圈节点的位移后，变换到初始位置。图3显示的是变换后的轴承孔变形情况，可以看出，轴承孔为正圆，且应力没有变化。

1.3 边界条件

完成修孔的步骤后，进行强度载荷处理，主要载荷包括螺栓预紧力、轴瓦过盈量、缸内爆发压力以及轴承载荷，其中缸盖螺栓和主轴承螺栓的预紧力由公式(1)求出。轴瓦过盈量由轴瓦设计提供。由于缸内爆发压力较小且作用在缸盖上，因此本文忽略此载荷的影响。轴承载荷由曲轴动力学计算得到，根据各轴承的受力情况，选出待计算转速下的危险转角。图4显示的为760°曲轴转角下的各轴瓦油膜压力图，将得到各危险转角下的轴瓦油膜压力作为边界条件，映射到轴瓦的网格上进行应力分析。

图4 760°曲轴转角下的轴瓦油膜压力分布

2 主轴承壁强度分析及试验

图5～8为缸体以及主轴承盖的应力分布云图，从中可以看出主轴承盖最大主应力为135 Mpa，缸体最大主应力为115 Mpa，最大主应力以及最小主应力均未超出材料的抗拉及抗压极限，主轴承壁的强度满足设计要求(材料为HT250，抗拉极限250 Mpa，抗压极限625 Mpa)。

图5 主轴承盖最大主应力云图

图6 缸体最大主应力云图

图7 主轴承盖最小主应力云图

图8 缸体最小主应力云图

应力的测量采用贴应变片的方式，选择10个测点，如图9所示，并且考虑了不同的打紧方式对应力的影响，表1显示的是不同的打紧方式。测试结果如图10所示，可以看出，最大主应力的最大值为63.9 MPa，最小主应力的最大值为21.7 MPa，均在限值范围内[10]。

图9 测点位置分布

表1 螺栓打紧方式

图10 测试结果

3 结束语

(1)给出了高强度螺栓打紧到屈服状态下螺栓预紧力精确的计算公式，为分析提供准确的载荷条件，分析结果更加准确。

(2)采用包括完整机体与轴承盖的整体模型，比简易模型更加准确，并且考虑了实际加工过程中主轴承孔修复的影响，在装配过程计算时，保留了螺栓预紧力引起的应力分布，而轴承孔还是保持安装前正圆的状态，使分析工况更合理。

(3)对模拟仿真结果进行了试验验证，试验结果和分析结果趋势一致，为产品设计提供了有效的指导。

(4)接下来将进一步研究模拟发动机正常运转时，考虑燃烧的应力分布情况以及相应的试验测试工作。

[1]吴兆汉，汪长民，林桐藩.内燃机设计[M].北京：北京理工大学出版社，1990：321-340

[2]俞建峰.柴油机缸体主轴承壁结构安全性分析[J].机电工程技术，2007，36(3)：109-110

[3]路明，王军，朱凌云.发动机主轴承壁疲劳分析[J].汽车制造业，2012(9)：64-65

[4]郭威，朱凌云，路明，等.基于整体模型的发动机主轴承壁强度分析[J].车用发动机，2013(1)：38-42

[5]吴丰凯，苏圣，胡景彦，等.某增压直喷汽油机主轴承壁强度分析及优化改进[J].拖拉机与农用运输车，2012，39(6)：34-36

[6]李嘉，赵雨东.柴油机主轴承座的有限元强度分析[J].车用发动机，2007(2)：83-87

[7]杨万里，许敏，刘国庆,等.发动机主轴承座结构强度分析研究[J].内燃机工程，2007，28(1)：31-34

[8]岳淑彪，高建平，杨鹭航,等.并联混合动力汽车怠速停机控制策略研究[J].河南科技大学学报，2011(2)：21-26

[9]郑康，郝志勇，张焕宇，等.柴油机机体强度分析与主轴承座疲劳寿命预测[J].汽车工程，2013，35(4)：358-363

[10]曹磊，赵雨东，左孔天，等.发动机缸体主轴承座及主轴承盖的动态应力和温度测量[J].内燃机工程，2007,28(1)：35-38

(责任编辑：汪材印)

10.3969/j.issn.1673-2006.2014.05.022

2014-02-10

国家自然科学基金项目“丁醇高效低污染燃烧机理和排放特性的基础研究”(50906019)。

曹文霞(1976-),女，安徽安庆人，硕士，讲师，主要研究方向：汽车机械。

TK422

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1673-2006(2014)05-0071-04