1 前言

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。

2 计算模型和边界条件

2.1 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。

表1 节点数各零件的单元数和节点数

图1 有限元模型

网格用hypermesh软件划分，在Abaqus/cae里施加边界条件，最后用abaqus求解。
2.2 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

2.3 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，本文此只进行轴瓦装配载荷工况、气体压力载荷工况的计算分析。

2.3.1 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

2.3.2 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。

图3 装配边界条件

2.3.3 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。

图4 载荷边界条件

3 计算结果及分析

3.1 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。

图5 主轴瓦背压分布（轴瓦装配最小过盈载荷工况）

图6 提高过盈量后主轴瓦背压分布（轴瓦装配最小过盈载荷工况）

3.2 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。

3.3 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。

图9 主轴承盖、缸体应力云图（最大燃气压力载荷工况，变形放大300倍）

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。

4 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。