內(nèi)燃機(jī)主軸承座的ABAQUS強(qiáng)度分析

1、內(nèi)燃機(jī)主軸承座的ABAQUS強(qiáng)度分析作者：奇瑞汽車有限公司汽車工程研究院 李紅慶摘 要：本文用ABAQUS軟件進(jìn)行了內(nèi)燃機(jī)主軸承座的強(qiáng)度分析，計(jì)算模型包括缸體、框架、螺栓、軸瓦和曲軸軸頸，計(jì)算工況包括螺栓裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況、動(dòng)軸瓦載荷工況，計(jì)算結(jié)果表明軸瓦孔變形小，能滿足最小油膜厚度的要求；螺栓座與框架之間連接處應(yīng)力大于材料的強(qiáng)度極限，應(yīng)加大圓角。 關(guān)鍵詞：內(nèi)燃機(jī)；主軸承座；ABAQUS 1 序言 為了保證發(fā)動(dòng)機(jī)主軸承座設(shè)計(jì)的可靠性，需要對(duì)主軸承座進(jìn)行強(qiáng)度分析。主軸承座的計(jì)算模型如圖1所示，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

2、。 2 有限元模型的建立 2.1 整體坐標(biāo)系的定義 整體坐標(biāo)系采用右手法則的直角坐標(biāo)系，如圖1，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(dòng)機(jī)的側(cè)向，Z軸與氣缸同向。 2.2 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來完成，然后用ABAQUS軟件進(jìn)行求解。所用單元是二階的10節(jié)點(diǎn)四面體單元，如圖1所示。表1為計(jì)算汽車發(fā)動(dòng)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)。 表 1 各零件單元數(shù)和節(jié)點(diǎn)數(shù) 圖1 整體坐標(biāo)系2.3 材料數(shù)據(jù) 各零件的材料數(shù)據(jù)見表2。 3 邊界條件和載荷 本文對(duì)發(fā)動(dòng)機(jī)的3個(gè)載荷工況進(jìn)行了計(jì)算和分析，即螺栓

3、裝配載荷工況、軸瓦裝配載荷工況、動(dòng)軸瓦載荷工況。 3.1 通用邊界條件的處理 圖2所示，在兩對(duì)稱面A、B上施加對(duì)稱邊界條件，即所有節(jié)點(diǎn)X0。 圖2 對(duì)稱邊界條件3.2 螺栓裝配載荷工況 零件：框架、缸體、主軸承座螺栓、框架螺栓 具體的邊界條件見圖3。 圖3 螺栓裝配載荷工況邊界條件的處理3.3 軸瓦裝配載荷工況 零件：框架、缸體、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦 具體的邊界條件見圖4。 圖4 軸瓦裝配載荷工況邊界條件的處理3.4 動(dòng)軸瓦載荷工況 零件：框架、缸體、主軸承座螺栓、框架螺栓、軸瓦、曲軸 具體邊界條件見圖5。 圖5 動(dòng)軸瓦載荷工況邊界條件處理4 結(jié)果分析 在前處理軟件中將邊界條件、材料特

4、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。 4.1 變形結(jié)果 主軸承座的整體變形如圖6至圖13，變形值都比較小，都是可接受的。 圖6 螺栓預(yù)緊力最大時(shí)的整體變形量圖7 螺栓預(yù)緊力最大時(shí)變形最大的位置螺栓預(yù)緊力分別為45.5kN、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，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66m）圖9 變形最大的位置（軸瓦過盈量為66m）軸瓦過盈量為66m時(shí)，變形最大值出現(xiàn)在下軸瓦和框架接觸處，最大值為0

5、.00877mm，變形值非常小。 圖10 爆壓為70bar時(shí)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(dòng)軸瓦載荷工況下軸瓦孔在Y向變形圖13 動(dòng)軸瓦載荷工況下軸瓦孔在Z向變形軸瓦孔的變形會(huì)影響到最小油膜厚度，因此對(duì)它的變形估算很重要。對(duì)螺栓裝配載荷工況引起的變形可以不考慮，因?yàn)樵谘b配螺栓后對(duì)軸瓦孔要機(jī)加工，變形被排除。對(duì)軸瓦裝配引起的變形在各方向基本均勻，因此變形不重點(diǎn)考慮。對(duì)動(dòng)軸瓦載荷工況引起的變形，如圖17和圖18所示，軸瓦孔在Y向的變形是3.47m，Z向是25.5m，軸承間隙是40m，所以變形遠(yuǎn)小于間隙，可以保證最小油膜厚

6、度。 4.2 應(yīng)力結(jié)果 圖14、15、16為螺栓預(yù)緊力等于45.5KN時(shí)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)力分布圖17、18、19為螺栓預(yù)緊力等于43KN時(shí)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)力分布如圖14圖19所示，在框架與缸體之間、螺栓與框架缸體接觸面上壓應(yīng)力很大，這是由于計(jì)算是按照材料線彈性的假設(shè)進(jìn)行的，沒有考慮材料的塑性變形，因此應(yīng)力值很大，但這不會(huì)引起失效。 如圖15、18和圖16、1

7、9所示A處和B處應(yīng)力值大于250MPa，超過材料的強(qiáng)度極限，因此建議這兩處的R值加大，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，因此在此工況下其強(qiáng)度是滿足要求的。 圖20、21、22為軸瓦過盈量等于66m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66m時(shí)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，但還是建議此處的尖邊增加倒圓，以降低應(yīng)力集中。 圖23、24、25為爆壓等于70

8、bar時(shí)框架和缸體的應(yīng)力（Von Mises stress）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、24、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。 4.3 軸瓦的背壓 圖26為軸瓦裝配載荷工況下軸瓦的背壓分布： 圖26 過盈量為66m時(shí)軸瓦的背壓如圖26所示，軸瓦大部分區(qū)域的背壓為12MPa21MPa，這個(gè)壓力已經(jīng)足夠阻止軸瓦與框架、缸體之間的相對(duì)移動(dòng)。 5. 結(jié)論 通過分析，得出以下結(jié)論： 1. 如圖15、18和圖16、19所示A處和B處應(yīng)力值大于250MPa，超過材料的強(qiáng)度極限，因此建議這兩處的R值加大，以降低應(yīng)力集中。 2. 根據(jù)以上分析框架和缸體的應(yīng)力值在各工況下小于材料的強(qiáng)度極限，滿足靜強(qiáng)度要求。 3. 軸瓦孔的變形滿足要求。 參考文獻(xiàn) 1.“