某发动机曲轴箱有限元分析

摘要： 基于有限元分析和应力疲劳理论，通过Abaqus和FEMFAT软件，对某发动机缸体曲轴箱进行结构强度分析，得到其应力分布、接触情况和高周疲劳安全因数分布.结果表明此曲轴箱结构满足设计要求.

关键词： 发动机； 缸体； 曲轴箱； 有限元； 高周疲劳分析

中图分类号： U464.131文献标志码： B

引言

传统内燃机的动力输出路径为：缸内爆发压力通过曲柄连杆机构转化为扭矩.缸体主轴承座为曲轴提供支撑，是发动机最重要的承载件之一.工作中的交变载荷作用使缸体面临着耐久性的考验，它的可靠性直接影响着整个发动机的性能.

本文重点关注曲轴箱区域的应力分布情况，研究缸体与主轴承盖、上下轴瓦之间的接触开度和主轴承盖上的接触应力，并对缸体和主轴承盖进行高周疲劳分析，用以评价缸体的设计是否满足安全运转的需求.[1]

1模型建立

1.1几何模型

模型截取发动机缸体的两个半缸（包含1个主轴承）以及相应的缸盖、缸套、主轴承盖、缸盖贯穿螺栓、上下主轴瓦和主轴承盖与曲轴箱的连接螺栓等.由于重点分析缸体部分，缸盖部分只提供固定作用，因此对缸盖部分进行简化.分析模型见图1.

图 1分析模型

1.2网格模型

对几何模型进行网格划分，缸盖部分采用6节点棱柱单元，螺栓部分采用8节点六面体单元，其余部分均采用10节点四面体单元.模型的网格信息见表1，有限元模型见图2.

表 1分析模型网格信息表零件节点数/个单元数/个单元类型缸盖4 5545 750C3D6缸体297 821183 922C3D10M缸套24 56811 910C3D10M缸盖螺栓1 5481 440C3D6&C3D8I主轴承座105 00966 565C3D10M上轴瓦40 36622 131C3D10M下轴瓦22 45712 726C3D10M轴承座螺栓4 6944 368C3D6&C3D8I

图 2有限元模型1.3接触类型与边界条件

1.3.1接触对设置

计算模型中的接触对定义见表2.

表 2接触对接触对接触类型备注缸盖缸体Tie缸体缸套Tie缸盖螺栓缸盖Tie缸盖螺栓缸体Tie轴承座螺栓主轴承座Tie轴承座螺栓缸体Tie上轴瓦缸体Tied过盈量0.035下轴瓦主轴承盖Tied过盈量0.035上轴瓦下轴瓦Small Sliding摩擦因数0.15主轴承盖缸体Small Sliding摩擦因数0.20

1.3.2约束条件

边界条件的施加方式见图3，缸体的一端约束x方向；为便于分析过程中的受热膨胀，缸盖顶部的一端约束y方向，缸体顶部两端完全约束z方向.（a）x方向约束（b）y方向约束（c）z方向约束图 3约束条件

1.3.3载荷施加

缸盖螺栓力为40 kN，主轴承座螺栓力为30 kN.在下轴瓦中间区域施加25 kN的最大主轴承力，加载数值引入安全因子，放大1.25倍.具体主轴承力加载方式见图4.

图 4主轴承力加载

1.4计算分析步

根据实际工作情况，确定分析步的设置.（1）冷装配，施加上下轴瓦装配中的过盈量，加载10%的螺栓力.（2）冷装配，施加上下轴瓦装配中的过盈量，加载100%的螺栓力.（3）热载荷，恒定温度下，整个模型为均一温度150 ℃.（4）最大爆压工况下的主轴承力.（5）卸载主轴承力.（6）最大爆压工况下的主轴承力.（7）卸载主轴承力.

分析过程编写INP文件，然后调用Abaqus求解器进行计算.[2]2计算结果分析

2.1应力分析

整个缸体应力分布情况见图5（a）.重点关注曲轴箱和主轴承盖处的应力情况.装配工况下的应力分布情况见图5（b），热载荷工况下的应力分布见图5（c），最大爆压工况下的应力分布见图5（d）.3种工况下均未出现应力过大情况，结构强度安全.（a）缸体应力分布情况（b）冷装配工况下应力分布（c）热载荷工况下的应力分布（d）最大爆压工况下的应力分布图5缸体应力、冷装配工况下应力、热载荷工况下应力和最大爆压工况下的应力分布

2.2接触分析

2.2.1接触开度

分析接触开度，对研究发动机运转时是否会出现接触开启以及上、下轴瓦间是否始终保持接触十分重要.各个分析步的接触开度见图6.可以看出，各个分析步中的接触开度均接近0，说明在整个过程中未发生分离，满足要求.（a）10%螺栓力（b）100%螺栓力（c）热载荷（d）气体爆压（e）卸载（f）气体爆压（g）卸载

图 6各个分析步的接触开度

2.2.2接触压力

接触压力是分析接触面上是否出现应力值过大的关键指标，主轴承座的材料为球墨铸铁，其材料的屈服极限为400 MPa.各个分析步的接触压力见图7，可知，在各个分析步中主轴承盖与缸体的最大接触压力为301.16 MPa，小于材料的屈服极限.因此，主轴承盖与缸盖之间的接触压力情况满足设计要求.（a）10%螺栓力（b）100%螺栓力（c）热应力（d）气体爆压（e）卸载（f）气体爆压（g）卸载

图 7各个分析步的接触压力

3疲劳分析

3.1疲劳分析参数

在发动机正常工作中，整个缸体由于承受交变载荷作用，故需要校核其高周疲劳安全性能.[3]本文所采用的软件为FEMFAT，导入Abaqus计算生成fil文件进行分析.计算中所用的评价方法为R=const.FEMFAT软件参数设置见表3.

表 3FEMFAT参数设置应力梯度 on平均应力 on表面粗糙度 on全局Rz=200 μm修正的Haigh图 on平均应力重计算 on等温影响 on统计学影响on其他影响因子off

在热应力工况和最大爆压工况下，根据FEMFAT分析结果，存活率为90%，安全因数极限为1.25。

材料特性直接影响疲劳计算，针对高周疲劳进行分析缸体曲轴箱部分和主轴承盖，其主要材料特性和对应的Haigh图见图8～11.

图 8主轴承盖的材料特性

图 9主轴承盖材料对应的Haigh图图 10缸体的材料特性

图 11缸体材料对应的Haigh图

3.2疲劳分析结果

分析结果见图12和13.可知，主轴承盖螺栓和曲轴箱的疲劳安全因数均大于1.25的极限要求，说明设计符合要求.其中，疲劳安全因数相对较低的区域在缸体上与主轴承盖接触处.

图 12主轴承盖疲劳安全因子图 13曲轴箱疲劳安全因子

4结论

通过对应力分布和变形情况等进行的分析可以得到如下结论.

（1）缸体的装配应力和工作应力符合材料要求，曲轴箱和主轴承盖未出现应力值过大.

（2）在接触开启状态，主轴承盖与缸体、上下轴瓦之间未出现接触开启现象.

（3）考虑接触压力，主轴承盖上的最大接触压力低于材料屈服强度，在主轴承盖与缸体的接触区域没有出现危险值.

（4）高周疲劳分析得到的曲轴箱和主轴承盖的安全系数均大于1.25，满足疲劳设计要求.

总体来说，整个曲轴箱结构安全.参考文献：

[1]陆际清. 汽车发动机设计（第二册）[M]. 北京： 清华大学出版社， 1992.

[2]石亦平， 周玉蓉. Abaqus有限元分析实例详解[M]. 机械工业出版社， 2006.

[3]陈传尧. 疲劳与断裂[M]. 武汉： 华中科技大学出版社， 2002.（编辑武晓英）第22卷 增刊22013年10月计 算 机 辅 助 工 程Computer Aided EngineeringVol.22 Suppl.2Oct. 2013