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某三缸汽油机主轴承壁强度分析
倪成鑫,路明,谈健,昂金凤
(江淮汽车股份有限公司安徽合肥230000)
摘要:对某汽油机的主轴承壁进行有限元分析,确定主轴承壁在装配预紧力与动态载荷的作用下,强度与疲劳是否满足要求。
关键词:主轴承壁,有限元,强度分析
1.引言
主轴承壁的强度分析对发动机至关重要,主轴承壁分析内容主要为缸体、主轴承盖及轴瓦的强度分析和疲劳分析,而上述零部件均为曲轴在发动机的正常运转提供有效支撑。
一旦出现失效的情况,后果非常严重。
2.计算机模型及参数
在对某三缸汽油机进行主轴承壁分析时,一般取模拟缸盖、缸体、主轴承盖、主轴瓦及
螺栓作为分析模型。有限元网格类型为C3D10I,计算采用ABAQUS求解器。网格模型单
元数为474352,节点数为732125,图1为计算的有限元模型。
图1.某汽油机有限元模型
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分别在发动机的最大扭矩转速2000rpm,额定转速4850rpm及最大持续超速转速
5850rpm条件下,分析主轴承壁的应力-应变场,轴瓦的切向应力及背压以及主轴承盖安装
面的接触条件。通过分析主轴瓦所承受力及力矩的极值点,选择各个转速条件下的曲轴转角的EHD力。在2000rpm时,所选曲轴转角为CA1476,CA1481,CA1500,
CA1716,CA1742,CA1956,CA2146。按照相同的选取原则,可以同样得到4850rpm
及5850rpm转速条件下的曲轴转角。图2为2000rpm时,在所选曲轴转角下的主轴瓦的
EHD力。通过分析发动机的性能,得到不同转速下的各缸爆发压力值。图3为4850rpm
下,各缸爆发压力曲线。以上均为分析主轴承壁所需的动态载荷。
图2.2000rpm时主轴瓦所受力及力矩
图3.4850rpm时各缸爆发压力
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根据上述得到的动态载荷,作为输入条件,在ABAQUS中建立分析步进行分析。分
析步先按照装配条件,建立各个接触面的静态载荷:接触关系(间隙或过赢)及加载螺栓
预紧力,然后分别加载上述曲轴转角条件下的各缸爆发压力及EHD力。在边界条件设置
时,为了尽可能不影响分析结果,取几个点作为约束使用,分别固定X、Y、Z方向。图4
为模型边界条件,图5为分析模型所受载荷情况。
图4.模型边界条件
图5.模型受载情况
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3.计算结果
主轴承壁与主轴承盖的应力均未超过其材料的抗拉及屈服极限。各加载区及约束点不
在考虑范围,主轴承壁及主轴承盖的应力及应变云图如图6所示。主轴承壁材料为
HT250,抗压极限750MPa,主轴承盖材料为QT500,屈服极限320MPa。
图6.主轴承壁及主轴承盖应力云图
主轴瓦切向应力冷态及热态均未超过材料的抗拉极限,主轴瓦的切向应力云图如7所
示,主轴瓦在热态材料抗拉极限为350MPa。主轴瓦的背压在冷机状态下平均背压为
11.2MPa>8MPa的要求。主轴瓦背压如图8所示。
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图6.主轴瓦应力云图
图7.主轴瓦冷、热态背压图
在疲劳安全系数计算中,主轴承盖大部分安全系数均大于1.1,而有小部分区域由于接触条件设置情况而与实际情况中存在较大的误差,经过将低于限值区域的模型分析后,确认问题所在,主轴承壁最小安全系数处为1.41,主轴承壁最小安全系数为1.48,均可以满足要求。
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图8.主轴承壁及主轴承盖安全系数云图
4.结论
某三缸汽油机的主轴承壁及主轴承盖的最大应力值均小于材料的极限抗拉强度及屈服强度的要求,可以满足强度要求。主轴承盖及主轴承壁的高周疲劳安全系数均大于1.1的限
值要求,可以满足高周疲劳要求。综上,主轴承壁及主轴承盖的可以满足三缸发动机的正
常使用。
5.参考文献
1.石亦平,周玉蓉.Abaqus有限元分析实例详解.机械工业出版社,2006.
2.杨连生.内燃机设计.中国农业机械出版社.1981.
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3.杨万里,许敏,刘国庆.发动机主轴承座结构强度分析研究[J].内燃机工程.2007.
4.李嘉,赵雨东.柴油机主轴承座有限元分析[J].车用发动机.2007.
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