基于Abaqus的发动机主轴承壁仿真方法

摘要： 为得到发动机轴承载荷，用EXCITE PU软件对某发动机的曲轴进行仿真，计算得到轴承的EHD力，并根据轴承受力和力矩的情况，选取相应的危险曲轴转角，将对应转角下的曲轴轴承载荷映射到有限元网格上，进一步使用Abaqus对主轴承壁进行强度和疲劳分析.

关键词： 主轴承壁； EHD力； Abaqus

中图分类号： U464.133.3；TB115.1文献标志码： B

引言

发动机缸体是发动机的核心零部件之一，而主轴承壁部分又是缸体的核心部位，主要支撑着曲轴，所受载荷非常复杂，包括主轴承螺栓预紧力、轴瓦的过盈量和轴承载荷等.由于曲轴的运转，轴承载荷在每个曲轴转角下均不同，要得到准确的轴承载荷相当困难，但可以使用简化方法将爆发压力直接加载到轴承上.这种方法的分析结果不精确，计算不出一些关键参数.

本文针对某款发动机，使用EXCITE PU对曲轴进行多体动力学仿真.计算得到轴承的EHD力，并根据轴承受力以及所受力矩的变化，选取8个危险曲轴转角组成疲劳分析工况，通过把相应转角下的轴承载荷映射到有限元网格上，然后利用Abaqus对主轴承进行分析，计算主轴承壁的强度和疲劳特性，考察主轴承壁是否满足设计要求.

1计算流程

1.1曲轴动力学仿真

通过EXCITE PU平台建立曲轴系动力学模型，见图1.模型包含各个部件的质量信息和刚度信息，连杆小头和缸套、大头和曲柄销及轴承座和主轴颈间还要定义相应的连接关系，主轴承采用EHD模型.定义完所有参数后可以得到等效动力学模型，见图2.还需给模型输入发动机各转速全负荷缸压曲线，计算使用缸压来源于AVL热力学计算结果，最大缸压为9 MPa.图 1曲轴系动力学模型

1.2轴承受力结果

对曲轴系分析得到各转速下曲轴的受力和力矩，见图3，可知，在4 750 r/min时第四个轴承所受的载荷最大，因此，此工况为分析重点.在4 750 r/min时第四个轴承的受力情况见图4，根据受力和力矩找出8个危险转角（见表1），然后提取轴承载荷进行有限元分析.

图 2等效动力学模型图 3轴承受力情况

图 44 750 r/min时第四轴承的受力及力矩情况

表 1根据轴承受力及力矩的情况选取的分析工况工况12345678曲轴转角CA/（°）7609259351 0451 0501 1101 1401 300

载荷映射到主轴承壁分析网格后，需要通过有限元计算校核轴承压力，校核情况见图5.图5为760°曲轴转角下的油膜压力对比情况，左图为EXCITE PU计算得到的油膜压力，右图为Abaqus计算得到的油膜压力，可以看出各个轴瓦上的压力分布基本一致.图 5油膜压力对比

1.3主轴承壁有限元分析

主轴承壁有限元分析模型见图6，主要包括缸体、模拟缸盖、轴瓦、缸盖螺栓、主轴承螺栓和主轴承盖等.分析时考虑装配载荷、轴瓦过盈量和轴承EHD力.高周疲劳分析针对最大螺栓预紧力、最大过盈量和EHD力工况，而最小预紧力用来评价轴承壁与轴承盖接触面的滑移情况，轴瓦背压则考虑最小螺栓预紧力与最小过盈量的情况.模型的约束情况、接触和绑定定义见图7.载荷主要包括螺栓预紧力、轴瓦过盈量和EHD力，其中缸盖螺栓预紧力为65 240 N，主轴承螺栓最大预紧力为57 870 N，最小预紧力为44 270 N，轴瓦过盈量为0.032 3～0.044 85 mm，EHD力由曲轴动力学计算提供，并针对所选出的8个工况进行疲劳分析.

图 6有限元分析模型（a）约束情况（b）接触设置（c）绑定设置

图 7模型的约束情况、接触以及绑定定义

2分析结果2.1轴瓦背压结果

轴瓦背压分布结果见图8，可知，轴瓦绝大部分的背压均大于10 MPa的限值，满足要求.上瓦中间区域小于10 MPa，是由于受轴瓦油槽的影响，该部位的刚度变差，受压后发生变形导致，但这部分区域有限，不影响轴瓦的性能.

图 8轴瓦背压分布

2.2接触面特性分析

接触面面压均大于0，满足设计要求，见图9.接触面滑移量要求小于10 μm，经分析后发现接触面最大滑移量为10.9 μm，超过限值，但由于超过部分面积较小且在接触面的边缘，因此认为风险较小.滑移量分布见图10.图 9接触面的面压分布

图 10接触面滑移量分布

2.3疲劳分析结果

疲劳安全因数要求大于1.1.缸体上的疲劳安全因数分布见图11，可知，最小安全因数为1.82，满足要求.

图 11缸体安全因数分布

3结论

（1）用EXCITE PU对曲轴系动力学进行分析，可以得到各个曲轴转角下的轴承载荷，并映射到主轴承分析的网格上，为有限元分析提供边界条件.

（2）用Abaqus对主轴承结构进行分析，可以得到轴瓦背压、接触面特性以及疲劳安全因数等关注的指标，判断主轴承壁是否满足设计要求.