在耐久性试验中，某发动机主轴瓦出现背面发亮，即出现微动现象。鉴于主轴瓦背压难于测量，决定采用有限元方法，模拟主轴承孔的变形情况，对主轴瓦背压进行计算，找出故障原因；并对改进后的主轴承孔变形再进行有限元分析，确认是否符合要求。

 

计算模型和边界条件

有限元模型

有限元模型包括气缸体、主轴承盖、上主轴瓦、下主轴瓦、主轴承盖螺栓、曲轴，其中上、下主轴瓦及曲轴是 8 节点六面体单元，其余是 10 节点四面体单元。各零件的节点数及单元数见表 1，有限元模型见图 1。

 

网格用 hypermesh 软件划分，在 Abaqus/cae 里施加边界条件，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见表 2。

 

表2各零件的材料特性

 

 

边界条件

由于主轴承孔是在主轴承螺栓装配工况下进行镗孔加工的，消除了螺栓预紧力下主轴承孔变形的影响，本文只进行轴瓦装配载荷工况、气体压力载荷工况的计算分析。

 

通用边界条件的处理

图 2 所示，在汽缸体顶面 A 加边界条件 z=0，对称面 B、C 施加法向对称边界条件，即所有节点 x＝0。

 

 

图 2 位移边界条件

 

轴瓦装配载荷工况

零件：曲轴箱、缸体、螺栓、轴瓦。

计算模型如图 3，除主轴承螺栓与主轴承盖、气缸体连接、主轴承盖与气缸体正面接触用 tie 外，其余的接触用 small slide，在上下主轴瓦之间施加过盈，主轴瓦对主轴承孔摩擦系数 0.05。

 

 

 

 

 

气体压力载荷工况

零件：曲轴箱、缸体、螺栓、轴瓦、曲轴。

计算模型如图 4，除主轴承螺栓与主轴承盖、气缸体连接、主轴承盖与气缸体正面接触用 tie 外，其余的接触用 small slide，燃气压力为 160bar，主轴瓦对主轴承孔摩擦系数 0.05，曲轴对轴瓦摩擦系数 0.05。

 

计算结果及分析

轴瓦装配载荷工况主轴瓦背压

图 5 是轴瓦装配载荷工况中，最小过盈状态下，上、下主轴瓦背压分布云图，可以看出主轴瓦背压在 8.7～8.8MPa 左右，小于经验值 10MPa，这是主轴瓦出现微动的原因。图 6 是提高过盈量后，最小过盈状态下，上、下主轴瓦背压分布云图，主轴瓦背压达到了 10MPa，满足设计要求。

 

 

 

 

轴瓦装配载荷工况主轴承孔的变形

图 7 为提高主轴瓦装配过盈之后，主轴承孔的变形云图，图 8 是上、下主轴瓦变形云图。由图 7 可以看出，在轴瓦装配工况下，轴孔径向胀大，其中以水平方向最大。垂直方向最小，因此，考虑主轴承孔主轴瓦与曲轴的间隙，主要只分析垂直方向的位移，具体数据如表 3。

 

 

图 7 主轴承孔变形云图（最小过盈，变形放大 2000 倍）

 

 

图 8 最小过盈量下的主轴瓦变形分布

 

表 3 轴瓦装配工况的计算数据

 

 

可见提高过盈后，经过计算对比，主轴承孔垂直变形只提高 2μm，相差很小，主轴承孔与曲轴的配合间隙符合技术要求。

 

气体压力载荷工况主轴承孔的变形

图 9 是爆发压力载荷工况下气机体及主轴承盖应力和径向变形云图。由图中可以看出，主轴孔变形呈椭圆形，在水平方向收缩，在竖直方向扩大。

 

 

 

由图 9 可见，在最大燃气压力下，主轴承孔在水平方向的收缩变形量为 0.0196+0.0258=0.0454，根据发动机装配技术条件，小于主轴瓦与曲轴之间间隙的 80%这个经验值，可以满足设计要求的。

 

结论

提高主轴瓦的过盈装配量后，主轴瓦没有出现微动现象，主轴孔变形测量值与计算结果非常吻合。由本文可见，Abaqus 操作方便，收敛性好，可以准确地模拟接触问题，很适合于在发动机模拟仿真的应用。

 

资料来源：达索官方