船用低速柴油機主軸承蓋預緊實驗研究

王 奎，張瓊宇，吳安民，劉 旭，屠丹紅

(中船動力研究院有限公司，上海 200129)

船用低速柴油機主軸承蓋預緊實驗研究

王 奎，張瓊宇，吳安民，劉 旭，屠丹紅

(中船動力研究院有限公司，上海 200129)

某型低速柴油機主軸承蓋在設(shè)計時，采用與豎直方向傾斜的軸承蓋螺栓，其目的在于：軸承蓋螺栓預緊時產(chǎn)生的水平分力使主軸承蓋兩側(cè)張開，以實現(xiàn)主軸承蓋的自動居中定位作用。本文通過主軸承蓋張緊和安裝實驗，驗證了主軸承蓋在螺栓預緊力作用下能夠?qū)崿F(xiàn)自動居中定位的作用。然后通過有限元分析，研究螺栓預緊載荷與主軸承蓋變形量之間的規(guī)律，并得到主軸承蓋與軸承座接觸面之間的摩擦系數(shù)，對實驗結(jié)果進行很好的驗證和補充。

船用低速柴油機；主軸承蓋；張緊變形；定位

0 引 言

船用低速柴油機曲軸主軸頸放置在機體主軸承座上，通過主軸承蓋進行固定，主軸承蓋和機體通過螺栓連接成為一體，為曲軸實現(xiàn)很好的固定支撐作用。因此主軸承蓋的定位對曲軸影響很大，大多主軸承蓋通過與機體接觸面的過盈作用進行定位，也有通過主軸承橫向拉緊螺栓進行定位。目前對主軸承蓋安裝變形分析、結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析和工藝方案和工裝設(shè)計的相關(guān)研究很多[1 – 6]，而對采用傾斜的主軸承蓋螺栓設(shè)計進行安裝定位的分析未有提及。

對于某新型船用柴油機主軸承端蓋設(shè)計，采用傾斜的主軸承蓋螺栓，即主軸承蓋螺栓與豎直方向有一定的傾斜角度，通過螺栓的預緊作用使主軸承蓋兩側(cè)張開，以實現(xiàn)主軸承蓋的居中定位，其中主軸承蓋兩側(cè)的張開量能否滿足相應的定位要求是該設(shè)計的重點問題。本文采用實驗和有限元分析相結(jié)合的方法研究主軸承蓋的張緊變形過程，并對相關(guān)參數(shù)進行分析。

1 主軸承蓋張緊實驗

為了確定設(shè)計的主軸承蓋在相應螺栓載荷下的張開量能滿足定位要求，在概念設(shè)計完成后，通過加工的主軸承蓋以及主軸承座進行了主軸承蓋的張緊變形實驗和主軸承蓋安裝實驗。

主軸承蓋張緊變形實驗示意如圖 1 所示，安裝部件主要包括主軸承蓋、底座和端蓋螺栓。主軸承蓋放置在底座上，通過端蓋螺栓進行固定。實驗中，通過使用液壓拉伸器對端蓋螺栓進行分級泵緊，采用百分表測量左測點A和右測點B的位移量來確定主軸承蓋兩端的張開量。將張開量的值與主軸承端蓋與主軸承座兩側(cè)安裝間隙值進行對比，確定通過螺栓的預緊力作用，主軸承蓋兩端的張開量能否滿足其居中定位作用。

主軸承蓋張緊變形實驗現(xiàn)場布置如圖 2 所示。實驗主要包括柴油機主軸承座、主軸承蓋、主軸承蓋螺栓和螺母。實驗中螺栓使用液壓拉伸器對端蓋螺栓進行泵緊，兩側(cè)螺栓的液壓拉伸器的液壓油通過同一管道分流進入液壓拉伸器，以實現(xiàn)兩側(cè)主軸承蓋螺栓同時泵緊，實驗中采用分壓力逐步泵緊。在螺栓泵緊過程中主軸承蓋側(cè)面的滑移量通過使用固定在主軸承座上的百分表進行測量。

在分壓力逐步泵緊主軸承蓋螺栓時，記錄百分表的讀數(shù)，得到不同泵壓下主軸承蓋兩側(cè)測點位置的位移量，將兩側(cè)位移量相加得到主軸承蓋兩端的張開量。實驗結(jié)果總結(jié)如圖 3 所示，從實驗結(jié)果可以看出，由于各零部件之間初始間隙以及靜摩擦力作用的影響，泵壓為 700 Bar 以下時，主軸承蓋兩側(cè)的張開量保持在 0.35 mm 左右。泵壓繼續(xù)增加，主軸承蓋兩側(cè)的張開量不斷增加，張開量與螺栓泵壓基本呈線性關(guān)系。當螺栓泵壓為 1 500 Bar 時，主軸承端蓋兩側(cè)的張開量為 0.68 mm，該張開量大于主軸承蓋與軸承座安裝兩側(cè)的間隙值，因此能夠?qū)崿F(xiàn)主軸承蓋的安裝定位作用。

主軸承蓋的安裝實驗示意圖如圖 4 所示，主軸承蓋安裝在主軸承座上，通過液壓拉伸器泵緊螺栓，使用百分表測量左側(cè)點C與右側(cè)點D的相對位移量。并測量主軸承端蓋與軸承座兩側(cè)接觸面的間隙值，以確保兩側(cè)接觸面已經(jīng)壓緊。

安裝實驗現(xiàn)場布置如圖 5 所示，主軸承蓋按照常規(guī)安裝在軸承座上，主軸承蓋螺栓通過液壓拉伸器進行泵緊，與張緊實驗相同，液壓拉伸器的液壓油通過同一個油管分流進入。實驗時，泵壓直接加載到預定值 1 500 Bar，百分表固定在軸承座上，測點放置在主軸承蓋與軸承座兩側(cè)接觸面的上方，測量主軸承蓋兩側(cè)相對于軸承座的位移量。實驗中百分表位移測量主軸承蓋兩側(cè)相對于軸承座的位移分別為 0.02 mm 和0.025 mm，即主軸承端蓋兩側(cè)的張開量為 0.045 mm。同時用塞尺測量主軸承端蓋與軸承座兩側(cè)的接觸面，判斷出主軸承端蓋兩側(cè)接觸面已經(jīng)壓緊。

2 有限元模型

實驗中裝配件三維模型和螺栓載荷都滿足左右對稱，因此在進行有限元分析時采用1/2模型進行計算。張緊變形實驗和安裝實驗的有限元模型如圖 6 所示，有限元模型包含主軸承蓋、主軸承座、螺栓和螺母。張緊變形實驗與安裝實驗中各零件的有限元模型相同，只是根據(jù)實際實驗的要求采用不同的裝配關(guān)系。張緊變形分析中將主軸承座平放在平板上，并在主軸承座上相應位置打螺紋孔，將主軸承座安裝在上面。安裝實驗分析中，按照柴油機的實際裝配工況，將主軸承蓋安裝到主軸承座上進行泵緊分析。

計算的有限元模型中螺栓采用六面體單元，主軸承蓋和主軸承座采用二階四面體單元。模型中節(jié)點數(shù)為 295 681，單元數(shù)為 157 798，六面體單元類型為C3D8I，四面體單元類型為 C3D10M。

在張緊變形實驗有限元分析中，將主軸承座底平面約束豎直方向（Y軸）的自由度，對主軸承座后端面約束前后方向（Z軸）的自由度，并將對稱面進行X平面約束。在安裝實驗有限元分析中，將主軸承座底平面約束豎直方向（Z軸）的自由度，對主軸承座前端面約束前后方向（Y軸）的自由度，并將對稱面進行X平面約束。保證在計算中模型被完全約束，不會出現(xiàn)剛體位移。

實驗中采用液壓拉伸器對主軸承蓋螺栓進行泵緊，并采用同一管道輸出液壓油保證主軸承蓋兩側(cè)螺栓同時泵緊。在進行螺栓預緊力計算時，取液壓拉伸器的效率為 95%，通過液壓拉伸器的有效作用面積S以及相應的泵壓P進行螺栓預緊載荷的計算，螺栓預緊力F的計算公式為：有限元分析中根據(jù)不同的螺栓泵壓計算得到的相應的螺栓預緊力，然后對螺栓進行預緊力載荷的加載。

3 結(jié)果分析與討論

3.1 有限元結(jié)果驗證

3.1.1 張緊實驗結(jié)果驗證

在進行有限元分析時，主軸承蓋與軸承座之間的摩擦系數(shù)取值從 0.05～0.19 的范圍內(nèi)進行間隔選取。由計算結(jié)果可知，不同摩擦系數(shù)下單側(cè)位移量不同，其中摩擦系數(shù)為 0.07，泵壓為 1 500 Bar 時水平方向（X軸）的位移結(jié)果如圖 7 所示，實驗測點處對應的水平方向的位移約為 0.355 mm。

實驗中發(fā)現(xiàn)，主軸承蓋與軸承座之間是否潤滑以及潤滑涂抹的均勻程度等都會對實驗結(jié)果產(chǎn)生很大的影響。在張緊變形實驗中，未對主軸承蓋和軸承座接觸面進行潤滑時，在不同的泵壓下，主軸承蓋兩側(cè)沒發(fā)生移動，兩側(cè)測點對應的位移值基本為 0。這與有限元分析中，摩擦系數(shù)取 0.19 對應的位移結(jié)果基本相符，摩擦系數(shù)過大，主軸承蓋張開變形非常困難。

張緊變形實驗結(jié)果與有限元計算結(jié)果中軸承蓋單側(cè)平均張開量的結(jié)果如圖 8 所示。從張緊變形實驗的結(jié)果數(shù)據(jù)來看，泵壓在 700 Bar 以下時，軸承蓋兩側(cè)的位移值未發(fā)生改變，當螺栓泵壓在 700～1 500 Bar時，單側(cè)平均張開量與液壓拉伸器泵壓基本呈線性增長關(guān)系；從有限元計算結(jié)果可以看出，單側(cè)張開量與液壓拉伸器泵壓也基本呈線性增長關(guān)系。摩擦系數(shù)為0.07 時，主軸承蓋單側(cè)位移值與實驗中泵壓為 700 Bar到 1 500 Bar 基本相符，可由此判定實驗中主軸承蓋與軸承座之間的摩擦系數(shù)約為 0.07，同時也驗證了有限元計算的正確性。

3.1.2 安裝實驗結(jié)果驗證

主軸承蓋安裝工況有限元分析中，摩擦系數(shù)取0.09 時，水平方向的位移結(jié)果如圖 9 所示。從圖中可看出，在主軸承蓋和主軸承座接觸區(qū)域出現(xiàn)較大位移，計算結(jié)果云圖中對應實驗測點位置的水平方向位移約為 0.023 mm。

實驗中主軸承端蓋單側(cè)平均張開量約為 0.022 5 mm，為了確定實驗中主軸承蓋和主軸承座的接觸摩擦系數(shù)，安裝實驗有限元分析中計算了摩擦系數(shù)為 0.07～0.1時，主軸承蓋單側(cè)位移量, 即單側(cè)張開量與摩擦系數(shù)的規(guī)律如圖 10 所示。從圖中可看出，單側(cè)位移值與摩擦系數(shù)基本呈線性增長關(guān)系，摩擦系數(shù)越小，主軸承蓋兩側(cè)平均張開量越大。從計算結(jié)果來看，取摩擦系數(shù)為 0.09 時，計算得單側(cè)張開量（0.023 mm）與安裝實驗的結(jié)果（0.022 5 mm）基本相符。由此基本可以判定安裝實驗中該處接觸面的摩擦系數(shù)約為 0.09。主軸承蓋張緊變形實驗和安裝實驗采用了相同的潤滑油進行接觸面的潤滑，可見影響摩擦系數(shù)的因素很多，加工面的精度、接觸面形狀尺寸、潤滑油涂抹均勻程度等都會影響到接觸面的摩擦系數(shù)。

3.2 主軸承蓋螺栓桿身應力分析

由于主軸承蓋螺栓設(shè)計時采用了傾斜的方式，從有限元計算結(jié)果發(fā)現(xiàn)螺栓桿身截面處的等效應力差很大，相應的螺栓出現(xiàn)較大的彎曲變形。圖 11 為張緊變形計算中摩擦系數(shù)取 0.07，液壓拉伸器泵壓為 1 500 Bar時的主軸承蓋螺栓桿身等效應力結(jié)果。從圖中可看出，螺栓桿身截面外側(cè)等效應力最大為 584 MPa，內(nèi)側(cè)應力偏小，應力值為 494 MPa，等效應力差為 90 MPa。主軸承蓋螺栓在工作過程中還承受復雜的動態(tài)載荷，很容易出現(xiàn)疲勞斷裂破壞[7 – 8]，因此采用傾斜的主軸承蓋螺栓設(shè)計應考慮到螺栓的彎曲變形。

主軸承蓋螺栓設(shè)計時采用了傾斜的方式，必定會對螺栓的變形和應力情況產(chǎn)生很大的影響。從實驗的結(jié)果中很難評價主軸承蓋螺栓桿身的應力以及變形情況。但是從有限元分析的結(jié)果中通過對螺栓桿身截面處的等效應力差能夠很好的評判螺栓桿身的彎曲應力狀態(tài)。摩擦系數(shù)為 0.07 時，主軸承蓋螺栓桿身中間區(qū)域截面應力差與液壓拉伸器泵壓的關(guān)系總結(jié)如圖 12 所示。可見，主軸承蓋螺栓桿身截面應力差與液壓拉伸器泵壓基本呈線性增長關(guān)系。螺栓泵壓從 90 Bar 增加到 1 500 Bar，螺栓桿身截面的應力差從 6 MPa 增大到100 MPa。由于主軸承蓋會受到曲軸的動態(tài)載荷作用，主軸承蓋螺栓桿身截面的彎曲應力差會對螺栓的疲勞產(chǎn)生很大的影響，因此對主軸承螺栓的彎曲應力應予以限制。可以通過減小螺栓載荷、減少螺栓傾斜角度以及限制主軸承蓋的張緊變形量來控制螺栓的彎曲變形量。

4 結(jié) 語

1）接觸面摩擦系數(shù)對軸承蓋的變形影響很大，為了保證螺栓張緊時軸承蓋的側(cè)面的滑移量，在軸承座和軸承蓋的裝配過程中需預先在接觸面上涂抹潤滑油。

2）采用斜的主軸承蓋螺栓，會導致桿身出現(xiàn)較大的應力差值，會發(fā)生較大的彎曲變形，在設(shè)計時可以根據(jù)螺栓桿身截面等效應力差作為螺栓彎曲應力的評價標準。

3）本文通過實驗與有限元分析相結(jié)合為主軸承蓋和主軸承座之間摩擦系數(shù)的獲得提供了一種有效的計算方法。

4）有限元分析和實驗研究起到了很好的互相補充的作用，通過兩者結(jié)合能找出各自容易忽略和難以發(fā)現(xiàn)的問題。

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Experimental research on a marine low speed diesel engine of main bearing cap tension

WANG Kui, ZHANG Qiong-yu, WU An-min, LIU Xu, TU Dan-hong
(China Shipbuilding Power Engineering Institute Co., Ltd. Shanghai 200129, China)

During the design process of main bearing cap for a low-speed diesel engine, the tilt main bearing cap bolts are used, the purpose is that: the horizontal force generated by the preload of the bolts, makes the bearing cap open on both sides, then the automatic center location of the cap is achieved. In the tensioning and assemble experiment, it was verified that the automatic location of the cap can be achieved via main bearing cap bolts tensioning. Then the influence law of the tensioning force on slip displacement of the cap was studied by finite element method, and the friction coefficient between the contact surfaces of bearing cap and the bearing block was obtained, which validated and supplied the experiment.

marine low speed diesel engine；main bearing cap；tensioning deformation；location

U664.121

A

1672 – 7649(2017)09 – 0096 – 05

10.3404/j.issn.1672 – 7619.2017.09.019

2016 – 07 – 11；

2016 – 09 – 23

工業(yè)和信息化部高技術(shù)船舶科研資助項目(工信部聯(lián)裝[2011]528 號)

王奎(1988 – )，男，碩士研究生，助理工程師，研究方向為發(fā)動機結(jié)構(gòu)強度及疲勞分析。