某柴油機缸體主軸承座開檔圓角開裂問題分析

韓非 李春玲 徐濤 胡蓉蓉 李潔

（上海汽車集團股份有限公司商用車技術中心，上海 200438）

0 前言

發動機主軸承座主要用來支撐曲柄連桿機構，保證曲軸的中心定位，使發動機在不同轉速、不同負荷、不同溫度的情況下能可靠和耐久地運轉。主軸承座除了承受螺栓力預緊負荷和軸瓦過盈等靜負荷外，還要承受曲柄連桿機構傳遞的動負荷等［1］。因此，主軸承座的設計一定要考慮結構可靠性問題，以保證其壽命。為驗證設計的可靠性，常用有限元方法對主軸承座強度進行校核。

在某柴油機耐久試驗后，拆機發現機體后端主軸承座開檔圓角處存在貫穿裂紋，如圖1所示。為查找裂紋產生原因并改進設計方案，需對主軸承座進行多工況分析，評估其結構強度及疲勞安全系數，找出優化方向。

圖1 主軸承座開檔圓角處存在裂紋

本文針對某直列四缸柴油機，考慮到結構的對稱性，取后端2缸半為分析對象，建立包括缸蓋在內的局部模型，對發動機主軸承座進行仿真分析，計算開檔圓角處的應力及疲勞安全系數，為設計改進提供依據。

1 有限元分析模型

主軸承座分析模型主要包括缸蓋螺栓、缸蓋、缸蓋墊片、缸體、主軸瓦、主軸承蓋?？紤]到某柴油機平衡軸惰輪蓋板的安裝位置距離開檔圓角較近，蓋板的過盈裝配會對開檔圓角處應力產生影響，此次分析模型還包含了平衡軸惰輪蓋板。

為方便主軸承負荷邊界加載，有限元模型坐標系與曲軸動力學分析坐標系一致。坐標系原點為前端1缸缸孔軸線投影到曲軸軸線上的點，X軸沿曲軸軸線由發動機前端指向后端，Z軸沿缸孔軸線由缸體指向缸蓋，基于右手定則建立了坐標系。

使用SimLab軟件進行網格劃分，并選擇了二階四面體單元類型。對開檔圓角等重點區域進行局部網格細化處理。有限元模型如圖2所示。

圖2 主軸承座分析有限元模型

2 邊界條件

2．1 位移約束

如圖3所示，約束缸體缸蓋截面的X向位移，約束缸蓋頂面的Z向位移，約束缸蓋頂面進氣側一邊的Y向位移。

圖3 主軸承座分析位移約束

2．2 負荷邊界

首先需要計算裝配過盈。薄壁軸承在自由狀態下并非真正的圓形，在軸瓦對口面具有自由彈勢Δ，而且自身剛度較差，因此其過盈量的標注及測量不同于一般的柱形零件，而應在專門的量具上進行［2］。為了穩定尺寸，一般選用硬度較高且耐磨性較好的淬火鋼作為制作檢驗模具的材料。座內加工直徑等于軸承座孔內徑上限值d的半圓孔。依照GB／T 7308—2008《滑動軸承 有法蘭或無法蘭薄壁軸瓦公差、結構要素和檢驗方法》的要求，將軸瓦放入檢驗模具中，一端頂死，另一端施加一個均步力F，如圖4所示。此時軸瓦產生一定的壓縮變形，并與檢驗模具貼合良好。然后測量軸瓦比檢驗座對口面高出量。由此可以求得軸瓦的半圓周過盈量為

式中，h為軸瓦的半圓周過盈量；u為軸瓦比檢驗座對口面高出量；v為軸瓦的壓縮變形。

確認主軸承蓋與缸體的配合公差、平衡軸惰輪蓋板與缸體配合公差，計算主軸承蓋寬度方向上的過盈量和平衡軸惰輪蓋板直徑上的過盈量。

再次，計算螺栓預緊力。可以按照如下方法，計算主軸承蓋螺栓和缸蓋螺栓的軸向力

圖4 主軸瓦檢驗方法

式中，A為螺栓的最小截面有效面積；σ0．2為螺栓材料的屈服強度；dp為螺紋中徑；dmin為螺紋小徑；p為螺距；μ為螺紋副摩擦系數。

最后，計算主軸承負荷。根據曲軸多體動力學計算結果，得到主軸承受力情況。并將主軸承所受的力映射到下軸瓦內表面上，映射范圍為以主軸承受力方向為角平分線的120°的圓弧面上，分布形式為余弦曲線分布，如圖5所示。

圖5 主軸瓦內表面負荷分布

2．3 溫度邊界

溫度場被設定為均勻場，溫度為150℃。將模型中所有零部件的溫度都設定為150℃，查看各零部件的應力分布。

3 有限元分析結果

有限元分析模型建模完成后，導出計算文件，使用Abaqus求解器對模型進行求解［3］，并在 Abaqus／CAE模塊中查看有限元計算結果。

3．1 冷裝工況應力分布

冷裝工況的負荷包括螺栓預緊力、主軸瓦的裝配過盈、主軸承蓋的安裝過盈、平衡軸惰輪蓋板的安裝過盈。發動機缸體在以上負荷的綜合作用下，其應力分布如圖6所示。后端主軸承座開檔圓角處（平衡軸惰輪蓋板安裝孔側）應力最大，且最大值超過缸體材料的屈服極限。缸體其他位置應力較小，均未超過缸體材料的屈服極限。

圖6 冷裝工況應力分布

3．2 熱裝工況應力分布

在冷裝工況基礎上，設定模型溫度邊界，溫度場假設為均勻場，溫度為150℃。在溫度邊界和冷裝工況負荷邊界綜合作用下，缸體應力分布如圖7所示。后端主軸承座開檔圓角處（平衡軸惰輪蓋板安裝孔側）應力最大，且最大值超過缸體材料屈服極限。缸體其他位置應力較小，均未超過缸體材料的屈服極限。

3．3 主軸承負荷工況應力分布

在熱裝工況的負荷基礎上施加主軸承負荷。在溫度邊界和負荷邊界的綜合作用下，缸體應力分布如圖8所示。后端主軸承座開檔圓角處（平衡軸惰輪蓋板安裝孔側）應力最大，且最大值超過缸體材料屈服極限。缸體其他位置應力較小，均未超過缸體材料的屈服極限（圖8）。

圖7 熱裝工況應力分布

圖8 熱裝工況應力分布

3．4 疲勞安全系數計算結果

主軸承座在發動機運轉時不斷受到軸承負荷的沖擊。因此，為了保證產品壽命，需要對其進行疲勞計算，校核疲勞安全系數。

使用FEMFAT軟件計算主軸承座疲勞安全系數，分析目標選擇耐久安全系數，循環次數為107次，設置存活率為90%。

計算完成后，查看缸體疲勞安全系數，計算結果如圖9所示。主軸承座開檔圓角處（平衡軸惰輪蓋板安裝孔側）疲勞安全系數最低，最小疲勞安全系數為1．17，低于安全限值1．25，存在疲勞破壞風險。缸體其他位置疲勞安全系數高于安全限值1．25。

疲勞計算中識別出的風險點與試驗中缸體裂紋產生的位置一致。且試驗后缸體圓角處裂紋斷面光滑，存在明顯的裂紋擴展區，符合金屬零部件疲勞破壞的特征。仿真計算結果與試驗結果一致。

圖9 疲勞安全系數計算結果

此次缸體后端主軸承開檔圓角裂紋問題產生的原因為開檔圓角較小，圓角半徑僅為1mm，存在明顯的應力集中現象，在發動機運轉過程中，圓角處不斷受到曲軸傳遞過來的負荷沖擊，最終發生疲勞破壞，導致裂紋產生。

3．5 優化方案計算結果

增大缸體主軸承座開檔圓角可有效緩解應力集中，提高結構的可靠性。根據經驗，結合生產工藝的要求，將主軸承開檔圓角半徑增大到2mm。對更改后的缸體模型重新進行強度校核。在各工況下，缸體開檔圓角處的應力最大值均低于缸體材料的屈服極限。由各工況的應力結果，計算出缸體疲勞安全系數，計算結果如圖10所示。

主軸承座開檔圓角處（平衡軸惰輪蓋板安裝孔側）疲勞安全系數最低，其最小值為1．30，高于安全限值1．25，能夠滿足設計要求。

4 結論

圖10 優化后方案疲勞安全系數計算結果

本文先對失效方案建立有限元模型，計算各工況下缸體后端開檔圓角處的應力分布及疲勞安全系數，找出失效原因：

（1）在各工況下缸體最大應力均未超過缸體材料抗拉極限，不會發生脆性斷裂。

（2）缸體開檔圓角較小，導致應力集中，在沖擊負荷的作用下，發生疲勞破壞。

接著對優化方案進行強度校核，計算缸體各工況下應力分布及疲勞安全系數。在各工況下，缸體最大應力均小于缸體材料的屈服極限，且其疲勞安全系數的最小值高于安全限值，優化方案計算結果能夠滿足設計要求。設計變更后的樣件現已順利通過試驗驗證。

仿真計算結果與試驗結果一致，證明了有限元分析方法的計算結果準確性較高，在工程開發中的指導意義重大。合理運用有限元分析方法，提前識別出設計風險點，可以有效地提升產品質量，縮短開發周期，降低開發成本。