某发动机主轴承盖轻量化设计

郭东劭 秦 辉 胡景彦 郭如强 陈 超

（1-浙江钱江摩托股份有限公司 浙江 温冷 317500 2-宁波市鄞州德来特技术有限公司）

引言

目前，随着我国汽车保有量的迅速增加，能源和环保问题日益突出，节能减排成为一项非常艰巨的任务。降低乘用车油耗有多种途径：减小发动机排量、轻量化设计以及采用降低油耗的先进技术等。其中，轻量化设计是一种相对有效的方法。

在发动机工作过程中，爆发压力以及往复惯性力通过曲柄连杆机构作用在主轴承盖上[1]。为保证发动机正常工作，主轴承盖必须具有足够的强度和刚度。在保证主轴承盖疲劳强度的前提下，轻量化设计可提高发动机的性能以及降低发动机油耗。

1 有限元模型

1.1 几何模型建立

主轴承盖有限元分析几何模型[2]包括：缸体（包含主轴承座1#、2#、5#）、主轴承盖、主轴承盖螺栓、主轴瓦、缸盖和缸盖连接螺栓等，如图1 所示。

图1 有限元分析几何模型

1.2 网格划分

采用HyperMesh 软件进行有限元分析前处理，网格类型为二阶修正四面体单元[3]，各个零部件的网格划分如图2 所示。

图2 有限元网格划分

2 有限元分析

2.1 材料属性

缸体材料为HT250，主轴承盖材料为QT400，缸盖材料为AlSi7Mg，其余均为Steel（钢），材料属性见表1。

表1 材料属性

2.2 边界条件加载

边界条件设置包括接触关系、边界约束和载荷等。边界约束、螺栓预紧力[4]和主轴颈集中力分别见图3、表2 和图4。主轴承盖分析主要包括螺栓装配工况、轴瓦过盈工况和爆发压力工况等。

图3 模型边界约束

表2 螺栓预紧力 kN

图4 曲轴轴颈集中力

2.3 分析结果

通过Abaqus 后处理[5]计算，得到主轴承盖在装配工况（螺栓预紧力+主轴瓦最大过盈）和动载荷工况（螺栓预紧力+主轴瓦最大过盈+爆发压力）下的强度，分别如图5 和图6 所示。从图5 和图6 可以看出，最大应力为208 MPa，小于QT400 材料的抗拉强度400 MPa，满足设计要求。

图5 装配工况应力

图6 动载荷工况应力

通过Femfat 软件进行高周疲劳强度分析，结果如图7 所示。从图7 可以看出，安全因子为2.7，大于经验值1.1，满足设计要求。

图7 疲劳强度分析结果

3 结构轻量化

通过主轴承盖初始方案的分析结果可以看出，疲劳安全系数远大于经验值，在保证疲劳强度的前提下，可进行轻量化设计。根据主轴承盖受力特点，对主轴承盖初始结构进行优化，经过多次优化，得到主轴承盖最优方案，具体结构见图8。

图8 主轴承盖优化方案

通过Abaqus 后处理计算，得到主轴承盖优化方案疲劳强度，分别如图9、图10 和图11 所示。

从图9、图10 可以看出，最大应力为196 MPa，小于QT400 材料的抗拉强度400 MPa，满足设计要求。从图11 可以看出，最小安全因子为1.2，大于经验值1.1，满足设计要求。

图9 优化后装配工况应力

图10 优化后动载荷工况应力

图11 优化后疲劳强度

4 结论

1）主轴承盖初始方案中，在装配工况和动载荷工况下，应力小于材料的抗拉强度400 MPa，高周疲劳安全因子2.7＞1.1，满足设计要求。

2）主轴承盖优化方案中，在装配工况和动载荷工况下，应力小于材料的抗拉强度400 MPa，高周疲劳安全因子1.2＞1.1，满足设计要求。

3）在主轴承盖结构设计过程中，应尽量避免出现应力集中现象。

4）有限元分析结果满足设计要求后，建议进行试验验证，以保证零部件的质量。