作者利用ABAQUS軟件對內(nèi)燃機(jī)主軸承座進(jìn)行強(qiáng)度分析，用大量的圖例說明其計算結(jié)果，并得出了相應(yīng)的結(jié)論。其中涉及的零件有缸體、框架、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦和曲軸軸頸，涉及的工況包括螺栓裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況和動軸瓦載荷工況，有一定的實(shí)際意義。

一、序言

為了保證發(fā)動機(jī)主軸承座設(shè)計的可靠性，需要對主軸承座進(jìn)行強(qiáng)度分析。主軸承座的計算模型由兩缸中間截面之間的部分組成，具體的零件有缸體、框架、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦和曲軸軸頸，如圖1所示。

圖1 整體坐標(biāo)系

二、有限元模型的建立

1.整體坐標(biāo)系的定義

整體坐標(biāo)系，即采用右手法則的直角坐標(biāo)系，如上文中圖1所示。坐標(biāo)系的中心在曲軸的中心，X軸的方向與曲軸同向，Y軸在發(fā)動機(jī)的側(cè)向，Z軸與氣缸同向。

2.主軸承座有限元模型

主軸承座有限元模型的建立采用前處理軟件HyperMesh和Patran完成，再用ABAQUS軟件進(jìn)行求解。所用單元均為二階的10節(jié)點(diǎn)四面體單元，如表1所示。

表 1 各零件單元數(shù)和節(jié)點(diǎn)數(shù)

表1為汽車發(fā)動機(jī)主軸承座所需的零件、單元數(shù)（二階四面體）和節(jié)點(diǎn)數(shù)。

3.材料數(shù)據(jù)

各零件的材料數(shù)據(jù)，如表2所示。

表2 各零件的材料數(shù)據(jù)

三、邊界條件和載荷

本文對發(fā)動機(jī)的3個載荷工況進(jìn)行了計算和分析，即螺栓裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況和動軸瓦載荷工況。

1.通用邊界條件的處理

如圖2所示，在兩對稱面A、B上施加對稱邊界條件，即所有節(jié)點(diǎn)X＝0。

圖2 對稱邊界條件

2.螺栓裝配載荷工況

零件：框架、缸體、主軸承座螺栓和框架螺栓。
具體的邊界條件，如圖3所示。

圖3 螺栓裝配載荷工況邊界條件的處理

3.軸瓦裝配載荷工況

零件：框架、缸體、主軸承座螺栓、框架螺栓和軸瓦。
具體的邊界條件，如圖4所示。

圖4 軸瓦裝配載荷工況邊界條件的處理

4.動軸瓦載荷工況

零件：框架、缸體、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦和曲軸。
具體邊界條件，如圖5所示。

圖5 動軸瓦載荷工況邊界條件處理

四、結(jié)果分析

在前處理軟件中將邊界條件及材料特性等定義好之后，產(chǎn)生INPUT文件，再用ABAQUS軟件求解，將求解結(jié)果再調(diào)入前處理軟件中進(jìn)行結(jié)果后處理，其中的接觸求解為非線性穩(wěn)態(tài)求解。

1.變形結(jié)果

主軸承座的整體變形，變形值都比較小，都是可接受的，如圖6～圖13所示。

圖6 螺栓預(yù)緊力最大時的整體變形量

圖7 螺栓預(yù)緊力最大時變形最大的位置

螺栓預(yù)緊力分別為45.5kN及43kN的工況下，變形最大值都出現(xiàn)在螺栓頭和框架接觸處，最大值分別為0.0453mm及0.0429mm，變形值較小，是可接受的。

圖8 整體變形量（軸瓦過盈量為66μm）

圖9 變形最大的位置(軸瓦過盈量為66μm)

軸瓦過盈量為66μm時，變形最大值出現(xiàn)在下軸瓦和框架接觸處，最大值為0.00877mm，變形值非常小。

圖10 爆壓為70bar時的整體變形量

圖11 變形最大的位置

變形最大值出現(xiàn)在框架中部，最大值為0.0282mm，變形值較小。

圖12 動軸瓦載荷工況下軸瓦孔在Y向變形

圖13 動軸瓦載荷工況下軸瓦孔在Z向變形

軸瓦孔的變形會影響到最小油膜厚度，因此對它的變形估算很重要。對螺栓裝配載荷工況引起的變形可以不予考慮，因?yàn)樵谘b配螺栓后要對軸瓦孔進(jìn)行機(jī)加工，變形被排除。對軸瓦進(jìn)行裝配引起的變形在各方向基本均勻，因此不作重點(diǎn)考慮。對動軸瓦載荷工況引起的變形，軸瓦孔在Y向的變形是3.47μm，在Z向是 25.5μm，軸承間隙是40μm，變形遠(yuǎn)小于間隙，可以保證最小油膜厚度，如下文中圖17、圖18所示。

2.應(yīng)力結(jié)果

如圖14～圖16所示，為螺栓預(yù)緊力等于45.5KN時框架和缸體的應(yīng)力（Von Mises stress）分布。

圖14 框架和缸體的整體應(yīng)力分布

圖15 框架局部應(yīng)力分布

圖16 框架局部應(yīng)力分布

如圖17～圖19所示，為螺栓預(yù)緊力等于43KN時框架和缸體的應(yīng)力（Von Mises stress）分布。

圖17 框架和缸體的整體應(yīng)力分布

圖18 框架局部應(yīng)力分布

圖19 框架局部應(yīng)力分布

如上文中圖14～圖19所示，在框架與缸體之間以及螺栓與框架缸體接觸面上壓應(yīng)力很大，這是由于計算是按照材料的彈性假設(shè)進(jìn)行的，沒有考慮材料的塑性變形，因此應(yīng)力值很大，但不會引起失效。

如圖15、圖18和圖16、圖19所示，A處和B處應(yīng)力值大于250MPa，超過了材料的強(qiáng)度極限，因此建議加大這兩處的R值，以降低應(yīng)力集中。在框架和缸體的其余部位，應(yīng)力值都小于材料的強(qiáng)度極限250MPa，因此在此工況下強(qiáng)度滿足要求。

如圖20～圖22所示，為軸瓦過盈量等于66μm框架和缸體的應(yīng)力（Von Mises stress）分布。

圖20 框架和缸體的整體應(yīng)力分布

圖21 框架和缸體局部應(yīng)力分布

圖22 框架和缸體局部應(yīng)力分布

如圖21所示，過盈量為66μm時應(yīng)力最大值出現(xiàn)在缸體部分的油道孔處，應(yīng)力值為165MPa，小于材料強(qiáng)度極限250MPa，滿足要求。但是，還是建議此處的尖邊增加倒圓，以降低應(yīng)力集中。
如圖23～圖25所示，為爆壓等于70bar時框架和缸體的應(yīng)力（Von Mises stress）分布。

圖23 框架和缸體的整體應(yīng)力分布

圖24 框架和缸體局部應(yīng)力分布

圖25 框架和缸體局部應(yīng)力分布

如圖23～圖25所示，應(yīng)力最大值出現(xiàn)在缸體與框架接觸的區(qū)域，其值為102MPa，小于材料強(qiáng)度極限250 MPa。

3.軸瓦的背壓

軸瓦裝配載荷工況下軸瓦的背壓分布，如圖26所示。

圖26 過盈量為66μm時軸瓦的背壓

如圖26所示，軸瓦大部分區(qū)域的背壓為12MPa～21MPa，這個壓力已經(jīng)足夠阻止軸瓦與框架及缸體之間的相對移動。

五、結(jié)論

通過分析可得出以下結(jié)論。

1.如圖15、圖18和圖16、圖19所示，A處和B處應(yīng)力值大于250MPa，超過了材料的強(qiáng)度極限，因此建議加大這兩處的R值，以降低應(yīng)力集中。

2.根據(jù)上述分析，框架和缸體的應(yīng)力值在各工況下都小于材料的強(qiáng)度極限，滿足靜強(qiáng)度要求。

3.軸瓦孔的變形滿足要求。