高强化柴油机主轴承壁结构优化研究

赵文彬，蔡强，齐伟，胡琦山，张红雨

(1.内燃机可靠性国家重点实验室，潍坊 261061；2.潍柴动力股份有限公司，潍坊 261061)

0 引言

机体作为发动机重要的支撑件，发动机各系统都需安装在机体上，机体不仅要承受螺栓预紧力、轴瓦装配过盈力等静载荷，还要承受发动机运行过程中缸内燃烧压力下所形成的交变载荷[1-3]。主轴承壁作为支撑曲柄连杆机构的重要部位，其结构直接影响机体甚至整个发动机的工作可靠性[4,5]。胡成[6]利用有限元法对某柴油机机体的结构进行了分析计算，通过对机体结构疲劳安全系数的仿真计算来指导机体的设计。汪景峰[7]对某柴油机主轴承壁进行了强度计算，为机体结构的持续改进提供了研究思路。石磊[8]选取了典型工况，用有限元法分析了主轴承壁的高周疲劳，并根据分析结果对船用柴油机机体进行了优化。目前，对主轴承壁的研究手段主要集中于有限元仿真计算方法，而对机体主轴承壁疲劳试验研究较为缺乏。因此，系统性地开展柴油机主轴承壁的试验研究和仿真研究，对机体可靠性提升及机体结构的持续优化改进具有重要的理论意义与应用价值。

本文针对某高强化柴油机开发过程中基于疲劳试验发现的主轴承壁断裂现象，采用仿真与试验研究结合的方法，系统地分析了造成主轴承壁断裂的原因，并提出了优化主轴承壁结构的改进方案，为今后机体结构设计提供了依据和参考。

1 机体疲劳试验

1.1 试验设备与原理

机体疲劳试验在液压脉冲式机体疲劳试验台上进行，如图1所示。试验设备由加压腔顶盖、载荷转换器、非标缸盖、非标活塞、非标轴组成。试验时，从加压腔顶盖施加液压压力，通过载荷转换器进行载荷转换，最后通过虚拟非标直轴将模拟爆发压力均布施加在第2缸对应的第2档、第3档主轴承壁上。试验过程中对直轴的轴向窜动进行了控制，避免了试验加载时的不均问题。

图1 液压脉冲式机体疲劳试验台

1.2 试验结果

使用8组同一批次的机体进行疲劳试验，从试验结果可知，机体主轴承壁发生断裂，断裂位置主要为第2档主轴承壁及主轴承螺栓孔根部，其它断裂位置包括第3档主轴承螺栓根部、第2档主轴承壁根部，具体断裂位置及断裂情况如表1所示。

表1 主轴承壁根部具体断裂位置及断裂情况

1.3 疲劳统计方法

疲劳试验中常用的方法主要有成组试验法、疲劳极限统计法、升降法等。成组试验法需要大量的样本数据，一般用于获取S-N(应力-寿命)曲线时使用。

疲劳极限统计法是在S-N曲线的三参数幂表达式的基础上建立起来的：

N(S-S0)m=C

(1)

取对数后可得lgN+mlg(S-S0)=lgC：

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

Y=a+bx

(2)

从公式中可以看出，在应力和寿命的双对数坐标系中，应力和寿命理论上是线性关系。

典型的S-N双对数曲线如图2所示，分为低周疲劳区、高周疲劳区、无限寿命区三段。该方法认为，在双对数坐标系下，图2中的所有试验点反向延伸都会经过低周、高周疲劳的转折点，这里，本文取103点作为转折点。对试验点B1、B2、B3进行最小二乘法回归拟合，首先确定出N=103时的应力值，然后基于点BLCF将B1、B2、B3投影到N0(一般为107循环)，从而得出每个试验样本的疲劳极限值。

图2 103点法的基本原理图

利用疲劳极限统计法计算不同存活率下的安全系数，可以按照以下步骤进行：

a、有限寿命点样本的线性度判断(最少90%置信度)；

b、疲劳极限估计值获取；

c、对疲劳极限估价值进行正态分布；

d、计算不同存活率下的安全系数。

根据相关的实验结果，首先对试验数据进行最小二乘法拟合，判定数据的线性相关性；然后根据103点法获取试样的疲劳极限估计值。对疲劳极限值进行正态分布，统计出安全系数如表2所示。

表2 安全系数表

从统计数据结果可以看出，载荷系数在1.7～1.25下，机体均发生主轴承壁断裂失效，柴油机机体疲劳安全系数过低(99.99%存活率下的安全系数仅为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

建立机体仿真计算有限元模型，对模型进行四面体网格划分，网格模型包括：缸盖、缸盖螺栓、机体、主轴瓦、主轴承盖、主轴承螺栓、凸轮轴衬套、飞轮和连接螺栓等，有限元模型如图3所示。主轴承壁计算过程中的部分部件材料属性如表3所示。

图3 有限元模型

表3 材料参数表

2.2 边界与载荷步

主轴承螺栓预紧力最小为105.91 kN，最大为130.96 kN。主轴瓦载荷利用AVL/PU进行计算，得到各个轴瓦的油膜压力(EHD)作为施加到轴瓦上的载荷。

模型主要考察主轴承壁区域，计算中位移边界为约束缸盖上顶面。载荷步分为两大部分：装配载荷步与主轴承载荷步。装配载荷主要包括缸盖螺栓、主轴承螺栓和飞轮壳螺栓的预紧力载荷，以及主轴瓦过盈、凸轮轴衬套过盈载荷等。主轴承载荷步主要是对主轴瓦施加发动机运行过程中的轴瓦油膜压力载荷。

2.3 主轴承壁计算结果

在机体计算过程中，由于在不同曲轴转角下各个主轴承壁所受的载荷也不同，通过对比轴瓦EHD载荷，选取第1缸的爆压时刻来计算模型的静强度。

将机体有限元计算结果导入疲劳分析软件FEMFAT中进行疲劳计算(如图4所示)，选取海格图中应力比R为常数进行计算，计算结果如图5所示。从图5中可以看出，疲劳安全系数最低的位置在主轴承壁与主轴承盖接触附近圆角位置，最低安全系数为0.821。

图4 疲劳计算海格图

图5 机体疲劳强度计算结果

通常来说，进行主轴承壁计算都会将螺纹简化掉，但是这样计算所得到的结果只是一个近似值，不能全面体现主轴承螺栓与主轴承壁螺纹连接部位的应力及疲劳强度。因此本文提出一种螺纹子模型计算方法，从仿真角度模拟真实的主轴承壁螺纹部位的应力及应变。

2.4 螺纹子模型

螺纹子模型截取全局模型的一部分，包括部分主轴承盖、部分机体和整根螺栓、网格模型，如图6所示。子模型网格划分采用8节点的六面体单元C3D8I进行构建，计算时选取截取的机体和主轴承盖截面作为全局模型的驱动点，子模型的计算载荷步数保持与全局模型一致。螺栓头部与机体接触面，螺栓和机体的螺纹连接面分别建立面面接触。用建立的螺纹子模型进行仿真计算，计算结果如图7所示。

图6 网格模型

图7 螺纹子模型疲劳计算结果

从图7中可以看出，安全系数最低的部位在螺栓旋和最后一牙，位于主轴承螺栓孔根部，与试验结果一致。

3 主轴承壁优化

3.1 主轴承壁改进方案

由于主轴承壁疲劳破坏发生在螺栓旋和的最后一牙，经分析，其原理为：机体上螺纹所受的力随旋和长度的增加是逐渐减小的，也就是说，螺纹前两扣丝所受的力最大，往下逐渐减小，但是前两扣丝处的应力没有超过机体的抗拉强度，所以在前两扣丝处并未发生疲劳破坏。但是就变形来说，螺纹最后一扣丝由于与机体刚性连接，变形是最大的，也最容易开裂。当增加螺纹旋和长度后，由于预紧力的大小是一定的，分摊到每一扣丝上的力就会有所减小，这样螺纹最后一扣丝的变形也会减小，从而起到保护机体的目的。

基于上述原理，改进方案如下：

主轴承螺栓旋和长度增加6 mm，使得螺纹最后一牙所受到的力更加小，从而引起的形变也更加小，减小螺纹由于变形而产生开裂的可能性。改进后的模型如图8所示。

图8 改进后模型

3.2 方案验证

对优化后的机体主轴承壁进行螺纹子模型计算，计算结果如图9所示。从主轴承壁优化后的计算结果可知，增加螺纹6 mm旋和长度，疲劳安全系数有明显的提高，最小安全系数1.12，满足机体使用要求。

图9 模型优化后疲劳计算结果

根据优化方案，加工新机体进行疲劳试验验证，机体通过了疲劳试验。为了加强验证，进行1 000 h循环耐久试验进行考核。拆检后，机体主轴承壁并未发现裂纹。试验结果表明，机体可靠性满足要求，改进方案有效。

4 结论

本文基于机体疲劳试验，针对主轴承壁断裂现象进行了系统的研究，得到如下结论：

(1)螺纹子模型的计算能更加真实地模拟主轴承螺栓与主轴承壁接触部位的应力状态，机体主轴承壁仿真计算除正常的疲劳强度计算外，还应重点关注主轴承螺纹位置处的疲劳强度。

(2)在一定范围内增加主轴承螺栓的旋和长度可以减小最后一扣螺纹的受力，从而减小最后一扣螺纹由于刚度不足而产生的形变，减少主轴承壁从最后一扣螺纹产生开裂的风险。