在耐久性試驗中，某發(fā)動機(jī)主軸瓦出現(xiàn)背面發(fā)亮，即出現(xiàn)微動現(xiàn)象。鑒于主軸瓦背壓難于測量，決定采用有限元方法，模擬主軸承孔的變形情況，對主軸瓦背壓進(jìn)行計算，找出故障原因；并對改進(jìn)后的主軸承孔變形再進(jìn)行有限元分析，確認(rèn)是否符合要求。

 

計算模型和邊界條件

有限元模型

有限元模型包括氣缸體、主軸承蓋、上主軸瓦、下主軸瓦、主軸承蓋螺栓、曲軸，其中上、下主軸瓦及曲軸是 8 節(jié)點(diǎn)六面體單元，其余是 10 節(jié)點(diǎn)四面體單元。各零件的節(jié)點(diǎn)數(shù)及單元數(shù)見表 1，有限元模型見圖 1。

 

網(wǎng)格用 hypermesh 軟件劃分，在 Abaqus/cae 里施加邊界條件，最后用 abaqus/Standard 求解器求解。

 

 

 

 

 

材料特性

各零件所用材料及材料特性見表 2。

 

表2各零件的材料特性

 

 

邊界條件

由于主軸承孔是在主軸承螺栓裝配工況下進(jìn)行鏜孔加工的，消除了螺栓預(yù)緊力下主軸承孔變形的影響，本文只進(jìn)行軸瓦裝配載荷工況、氣體壓力載荷工況的計算分析。

 

通用邊界條件的處理

圖 2 所示，在汽缸體頂面 A 加邊界條件 z=0，對稱面 B、C 施加法向?qū)ΨQ邊界條件，即所有節(jié)點(diǎn) x＝0。

 

 

圖 2 位移邊界條件

 

軸瓦裝配載荷工況

零件：曲軸箱、缸體、螺栓、軸瓦。

計算模型如圖 3，除主軸承螺栓與主軸承蓋、氣缸體連接、主軸承蓋與氣缸體正面接觸用 tie 外，其余的接觸用 small slide，在上下主軸瓦之間施加過盈，主軸瓦對主軸承孔摩擦系數(shù) 0.05。

 

 

 

 

 

氣體壓力載荷工況

零件：曲軸箱、缸體、螺栓、軸瓦、曲軸。

計算模型如圖 4，除主軸承螺栓與主軸承蓋、氣缸體連接、主軸承蓋與氣缸體正面接觸用 tie 外，其余的接觸用 small slide，燃?xì)鈮毫?160bar，主軸瓦對主軸承孔摩擦系數(shù) 0.05，曲軸對軸瓦摩擦系數(shù) 0.05。

 

計算結(jié)果及分析

軸瓦裝配載荷工況主軸瓦背壓

圖 5 是軸瓦裝配載荷工況中，最小過盈狀態(tài)下，上、下主軸瓦背壓分布云圖，可以看出主軸瓦背壓在 8.7～8.8MPa 左右，小于經(jīng)驗值 10MPa，這是主軸瓦出現(xiàn)微動的原因。圖 6 是提高過盈量后，最小過盈狀態(tài)下，上、下主軸瓦背壓分布云圖，主軸瓦背壓達(dá)到了 10MPa，滿足設(shè)計要求。

 

 

 

 

軸瓦裝配載荷工況主軸承孔的變形

圖 7 為提高主軸瓦裝配過盈之后，主軸承孔的變形云圖，圖 8 是上、下主軸瓦變形云圖。由圖 7 可以看出，在軸瓦裝配工況下，軸孔徑向脹大，其中以水平方向最大。垂直方向最小，因此，考慮主軸承孔主軸瓦與曲軸的間隙，主要只分析垂直方向的位移，具體數(shù)據(jù)如表 3。

 

 

圖 7 主軸承孔變形云圖（最小過盈，變形放大 2000 倍）

 

 

圖 8 最小過盈量下的主軸瓦變形分布

 

表 3 軸瓦裝配工況的計算數(shù)據(jù)

 

 

可見提高過盈后，經(jīng)過計算對比，主軸承孔垂直變形只提高 2μm，相差很小，主軸承孔與曲軸的配合間隙符合技術(shù)要求。

 

氣體壓力載荷工況主軸承孔的變形

圖 9 是爆發(fā)壓力載荷工況下氣機(jī)體及主軸承蓋應(yīng)力和徑向變形云圖。由圖中可以看出，主軸孔變形呈橢圓形，在水平方向收縮，在豎直方向擴(kuò)大。

 

 

 

由圖 9 可見，在最大燃?xì)鈮毫ο拢鬏S承孔在水平方向的收縮變形量為 0.0196+0.0258=0.0454，根據(jù)發(fā)動機(jī)裝配技術(shù)條件，小于主軸瓦與曲軸之間間隙的 80%這個經(jīng)驗值，可以滿足設(shè)計要求的。

 

結(jié)論

提高主軸瓦的過盈裝配量后，主軸瓦沒有出現(xiàn)微動現(xiàn)象，主軸孔變形測量值與計算結(jié)果非常吻合。由本文可見，Abaqus 操作方便，收斂性好，可以準(zhǔn)確地模擬接觸問題，很適合于在發(fā)動機(jī)模擬仿真的應(yīng)用。

 

資料來源：達(dá)索官方