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内燃机主轴承座的ABAQUS强度分析 |
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作者：奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院 李红庆 |
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摘 要：本文用ABAQUS软件进行了内燃机主轴承座的强度分析，计算模型包括缸体、框架、螺栓、轴瓦和曲轴轴颈，计算工况包括螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工况、动轴瓦载荷工况，计算结果表明轴瓦孔变形小，能满足最小油膜厚度的要求；螺栓座与框架之间连接处应力大于材料的强度极限，应加大圆角。
关键词：内燃机；主轴承座；ABAQUS
1 序言
为了保证发动机主轴承座设计的可靠性，需要对主轴承座进行强度分析。主轴承座的计算模型如图1所示，由两缸中间截面之间的部分组成，具体的零件有缸体、框架、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦和曲轴轴颈。
2 有限元模型的建立
2.1 整体坐标系的定义
整体坐标系采用右手法则的直角坐标系，如图1，坐标系的中心在曲轴的中心，X轴的方向与曲轴同向，Y轴在发动机的侧向，Z轴与气缸同向。
2.2 主轴承座有限元模型
主轴承座有限元模型的建立采用前处理软件HyperMesh和Patran来完成，然后用ABAQUS软件进行求解。所用单元是二阶的10节点四面体单元，如图1所示。表1为计算汽车发动机主轴承座所需的零件、单元数（二阶四面体）和节点数。表 1 各零件单元数和节点数
 
图1 整体坐标系
2.3 材料数据
各零件的材料数据见表2。
3 边界条件和载荷
本文对发动机的3个载荷工况进行了计算和分析，即螺栓装配载荷工况、轴瓦装配载荷工况、动轴瓦载荷工况。
3.1 通用边界条件的处理
图2所示，在两对称面A、B上施加对称边界条件，即所有节点X＝0。
图2 对称边界条件
3.2 螺栓装配载荷工况
零件：框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓
具体的边界条件见图3。
图3 螺栓装配载荷工况边界条件的处理
3.3 轴瓦装配载荷工况
零件：框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦
具体的边界条件见图4。
图4 轴瓦装配载荷工况边界条件的处理
3.4 动轴瓦载荷工况
零件：框架、缸体、主轴承座螺栓、框架螺栓、轴瓦、曲轴
具体边界条件见图5。
图5 动轴瓦载荷工况边界条件处理
4 结果分析
在前处理软件中将边界条件、材料特性等定义好之后，产生INPUT文件，再用ABAQUS软件求解，将求解结果再调入前处理软件进行结果后处理。其中的接触求解为非线性稳态求解。
4.1 变形结果
主轴承座的整体变形如图6至图13，变形值都比较小，都是可接受的。
图6 螺栓预紧力最大时的整体变形量
图7 螺栓预紧力最大时变形最大的位置
螺栓预紧力分别为45.5kN、43kN的工况下，变形最大值都出现在螺栓头和框架接触处，最大值分别为0.0453mm，0.0429mm，变形值较小，是可接受的。
图8 整体变形量（轴瓦过盈量为66μm）
图9 变形最大的位置（轴瓦过盈量为66μm）
轴瓦过盈量为66μm时，变形最大值出现在下轴瓦和框架接触处，最大值为0.00877mm，变形值非常小。
图10 爆压为70bar时的整体变形量
图11 变形最大的位置
变形最大值出现在框架中部，最大值为0.0282mm，变形值较小。
图12 动轴瓦载荷工况下轴瓦孔在Y向变形
图13 动轴瓦载荷工况下轴瓦孔在Z向变形
轴瓦孔的变形会影响到最小油膜厚度，因此对它的变形估算很重要。对螺栓装配载荷工况引起的变形可以不考虑，因为在装配螺栓后对轴瓦孔要机加工，变形被排除。对轴瓦装配引起的变形在各方向基本均匀，因此变形不重点考虑。对动轴瓦载荷工况引起的变形，如图17和图18所示，轴瓦孔在Y向的变形是3.47μm，Z向是25.5μm，轴承间隙是40μm，所以变形远小于间隙，可以保证最小油膜厚度。
4.2 应力结果
图14、15、16为螺栓预紧力等于45.5KN时框架和缸体的应力（Von Mises stress）分布：
图14 框架和缸体的整体应力分布
图15 框架局部应力分布 图16 框架局部应力分布
图17、18、19为螺栓预紧力等于43KN时框架和缸体的应力（Von Mises stress）分布：
图17 框架和缸体的整体应力分布
图18 框架局部应力分布 图19 框架局部应力分布
如图14～图19所示，在框架与缸体之间、螺栓与框架缸体接触面上压应力很大，这是由于计算是按照材料线弹性的假设进行的，没有考虑材料的塑性变形，因此应力值很大，但这不会引起失效。
如图15、18和图16、19所示A处和B处应力值大于250MPa，超过材料的强度极限，因此建议这两处的R值加大，以降低应力集中。在框架和缸体的其余部位应力值都小于材料的强度极限250MPa，因此在此工况下其强度是满足要求的。
图20、21、22为轴瓦过盈量等于66μm框架和缸体的应力（Von Mises stress）分布：
图20 框架和缸体的整体应力分布
图21 框架和缸体局部应力分布图22 框架和缸体局部应力分布
如图21所示，过盈量为66μm时应力最大值出现在缸体部分的油道孔处，应力值为165MPa，小于材料强度极限250MPa，满足要求，但还是建议此处的尖边增加倒圆，以降低应力集中。
图23、24、25为爆压等于70bar时框架和缸体的应力（Von Mises stress）分布：
图24 框架和缸体局部应力分布 图25 框架和缸体局部应力分布
如图23、24、25所示，应力最大值出现在缸体与框架接触的区域，其值为102MPa，小于材料强度极限250 MPa。
4.3 轴瓦的背压
图26为轴瓦装配载荷工况下轴瓦的背压分布：
图26 过盈量为66μm时轴瓦的背压
如图26所示，轴瓦大部分区域的背压为12MPa～21MPa，这个压力已经足够阻止轴瓦与框架、缸体之间的相对移动。
5. 结论
通过分析，得出以下结论：
1. 如图15、18和图16、19所示A处和B处应力值大于250MPa，超过材料的强度极限，因此建议这两处的R值加大，以降低应力集中。
2. 根据以上分析框架和缸体的应力值在各工况下小于材料的强度极限，满足静强度要求。
3. 轴瓦孔的变形满足要求。
参考文献
1.“汽车工程手册，制造篇”.《汽车工程手册》编辑委员会.人民交通出版社.
2.“机械设计（第六版）”.濮良贵，纪名刚主编，高等教育出版社，1996.5.
3.“主轴承座有限元分析指南”，李红庆，上汽集团奇瑞汽车有限公司汽车工程研究院CAE部，2003.7.(end)
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(5/1/2005) |
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