某柴油机缸体主轴承座开档圆角开裂问题分析

韩非 李春玲 徐涛 胡蓉蓉 李洁

（上海汽车集团股份有限公司商用车技术中心，上海 200438）

0 前言

发动机主轴承座主要用来支撑曲柄连杆机构，保证曲轴的中心定位，使发动机在不同转速、不同负荷、不同温度的情况下能可靠和耐久地运转。主轴承座除了承受螺栓力预紧负荷和轴瓦过盈等静负荷外，还要承受曲柄连杆机构传递的动负荷等［1］。因此，主轴承座的设计一定要考虑结构可靠性问题，以保证其寿命。为验证设计的可靠性，常用有限元方法对主轴承座强度进行校核。

在某柴油机耐久试验后，拆机发现机体后端主轴承座开档圆角处存在贯穿裂纹，如图1所示。为查找裂纹产生原因并改进设计方案，需对主轴承座进行多工况分析，评估其结构强度及疲劳安全系数，找出优化方向。

图1 主轴承座开档圆角处存在裂纹

本文针对某直列四缸柴油机，考虑到结构的对称性，取后端2缸半为分析对象，建立包括缸盖在内的局部模型，对发动机主轴承座进行仿真分析，计算开档圆角处的应力及疲劳安全系数，为设计改进提供依据。

1 有限元分析模型

主轴承座分析模型主要包括缸盖螺栓、缸盖、缸盖垫片、缸体、主轴瓦、主轴承盖。考虑到某柴油机平衡轴惰轮盖板的安装位置距离开档圆角较近，盖板的过盈装配会对开档圆角处应力产生影响，此次分析模型还包含了平衡轴惰轮盖板。

为方便主轴承负荷边界加载，有限元模型坐标系与曲轴动力学分析坐标系一致。坐标系原点为前端1缸缸孔轴线投影到曲轴轴线上的点，X轴沿曲轴轴线由发动机前端指向后端，Z轴沿缸孔轴线由缸体指向缸盖，基于右手定则建立了坐标系。

使用SimLab软件进行网格划分，并选择了二阶四面体单元类型。对开档圆角等重点区域进行局部网格细化处理。有限元模型如图2所示。

图2 主轴承座分析有限元模型

2 边界条件

2．1 位移约束

如图3所示，约束缸体缸盖截面的X向位移，约束缸盖顶面的Z向位移，约束缸盖顶面进气侧一边的Y向位移。

图3 主轴承座分析位移约束

2．2 负荷边界

首先需要计算装配过盈。薄壁轴承在自由状态下并非真正的圆形，在轴瓦对口面具有自由弹势Δ，而且自身刚度较差，因此其过盈量的标注及测量不同于一般的柱形零件，而应在专门的量具上进行［2］。为了稳定尺寸，一般选用硬度较高且耐磨性较好的淬火钢作为制作检验模具的材料。座内加工直径等于轴承座孔内径上限值d的半圆孔。依照GB／T 7308—2008《滑动轴承 有法兰或无法兰薄壁轴瓦公差、结构要素和检验方法》的要求，将轴瓦放入检验模具中，一端顶死，另一端施加一个均步力F，如图4所示。此时轴瓦产生一定的压缩变形，并与检验模具贴合良好。然后测量轴瓦比检验座对口面高出量。由此可以求得轴瓦的半圆周过盈量为

式中，h为轴瓦的半圆周过盈量；u为轴瓦比检验座对口面高出量；v为轴瓦的压缩变形。

确认主轴承盖与缸体的配合公差、平衡轴惰轮盖板与缸体配合公差，计算主轴承盖宽度方向上的过盈量和平衡轴惰轮盖板直径上的过盈量。

再次，计算螺栓预紧力。可以按照如下方法，计算主轴承盖螺栓和缸盖螺栓的轴向力

图4 主轴瓦检验方法

式中，A为螺栓的最小截面有效面积；σ0．2为螺栓材料的屈服强度；dp为螺纹中径；dmin为螺纹小径；p为螺距；μ为螺纹副摩擦系数。

最后，计算主轴承负荷。根据曲轴多体动力学计算结果，得到主轴承受力情况。并将主轴承所受的力映射到下轴瓦内表面上，映射范围为以主轴承受力方向为角平分线的120°的圆弧面上，分布形式为余弦曲线分布，如图5所示。

图5 主轴瓦内表面负荷分布

2．3 温度边界

温度场被设定为均匀场，温度为150℃。将模型中所有零部件的温度都设定为150℃，查看各零部件的应力分布。

3 有限元分析结果

有限元分析模型建模完成后，导出计算文件，使用Abaqus求解器对模型进行求解［3］，并在 Abaqus／CAE模块中查看有限元计算结果。

3．1 冷装工况应力分布

冷装工况的负荷包括螺栓预紧力、主轴瓦的装配过盈、主轴承盖的安装过盈、平衡轴惰轮盖板的安装过盈。发动机缸体在以上负荷的综合作用下，其应力分布如图6所示。后端主轴承座开档圆角处（平衡轴惰轮盖板安装孔侧）应力最大，且最大值超过缸体材料的屈服极限。缸体其他位置应力较小，均未超过缸体材料的屈服极限。

图6 冷装工况应力分布

3．2 热装工况应力分布

在冷装工况基础上，设定模型温度边界，温度场假设为均匀场，温度为150℃。在温度边界和冷装工况负荷边界综合作用下，缸体应力分布如图7所示。后端主轴承座开档圆角处（平衡轴惰轮盖板安装孔侧）应力最大，且最大值超过缸体材料屈服极限。缸体其他位置应力较小，均未超过缸体材料的屈服极限。

3．3 主轴承负荷工况应力分布

在热装工况的负荷基础上施加主轴承负荷。在温度边界和负荷边界的综合作用下，缸体应力分布如图8所示。后端主轴承座开档圆角处（平衡轴惰轮盖板安装孔侧）应力最大，且最大值超过缸体材料屈服极限。缸体其他位置应力较小，均未超过缸体材料的屈服极限（图8）。

图7 热装工况应力分布

图8 热装工况应力分布

3．4 疲劳安全系数计算结果

主轴承座在发动机运转时不断受到轴承负荷的冲击。因此，为了保证产品寿命，需要对其进行疲劳计算，校核疲劳安全系数。

使用FEMFAT软件计算主轴承座疲劳安全系数，分析目标选择耐久安全系数，循环次数为107次，设置存活率为90%。

计算完成后，查看缸体疲劳安全系数，计算结果如图9所示。主轴承座开档圆角处（平衡轴惰轮盖板安装孔侧）疲劳安全系数最低，最小疲劳安全系数为1．17，低于安全限值1．25，存在疲劳破坏风险。缸体其他位置疲劳安全系数高于安全限值1．25。

疲劳计算中识别出的风险点与试验中缸体裂纹产生的位置一致。且试验后缸体圆角处裂纹断面光滑，存在明显的裂纹扩展区，符合金属零部件疲劳破坏的特征。仿真计算结果与试验结果一致。

图9 疲劳安全系数计算结果

此次缸体后端主轴承开档圆角裂纹问题产生的原因为开档圆角较小，圆角半径仅为1mm，存在明显的应力集中现象，在发动机运转过程中，圆角处不断受到曲轴传递过来的负荷冲击，最终发生疲劳破坏，导致裂纹产生。

3．5 优化方案计算结果

增大缸体主轴承座开档圆角可有效缓解应力集中，提高结构的可靠性。根据经验，结合生产工艺的要求，将主轴承开档圆角半径增大到2mm。对更改后的缸体模型重新进行强度校核。在各工况下，缸体开档圆角处的应力最大值均低于缸体材料的屈服极限。由各工况的应力结果，计算出缸体疲劳安全系数，计算结果如图10所示。

主轴承座开档圆角处（平衡轴惰轮盖板安装孔侧）疲劳安全系数最低，其最小值为1．30，高于安全限值1．25，能够满足设计要求。

4 结论

图10 优化后方案疲劳安全系数计算结果

本文先对失效方案建立有限元模型，计算各工况下缸体后端开档圆角处的应力分布及疲劳安全系数，找出失效原因：

（1）在各工况下缸体最大应力均未超过缸体材料抗拉极限，不会发生脆性断裂。

（2）缸体开档圆角较小，导致应力集中，在冲击负荷的作用下，发生疲劳破坏。

接着对优化方案进行强度校核，计算缸体各工况下应力分布及疲劳安全系数。在各工况下，缸体最大应力均小于缸体材料的屈服极限，且其疲劳安全系数的最小值高于安全限值，优化方案计算结果能够满足设计要求。设计变更后的样件现已顺利通过试验验证。

仿真计算结果与试验结果一致，证明了有限元分析方法的计算结果准确性较高，在工程开发中的指导意义重大。合理运用有限元分析方法，提前识别出设计风险点，可以有效地提升产品质量，缩短开发周期，降低开发成本。