某三缸汽油机曲轴箱强度及疲劳有限元分析

陈龙，胡鹏翔，王英杰，陈亮，欧阳彩云

（安徽江淮汽车集团股份有限公司技术中心，安徽 合肥 230601）

引言

曲轴箱的强度分析对发动机至关重要，曲轴箱分析内容主要为缸体、主轴承盖及轴瓦的强度分析和疲劳分析，而上述零部件均为曲轴在发动机的正常运转提供有效支撑。一旦出现失效的情况，后果非常严重。

1 计算机模型

具体分析项目可以将主轴承壁分析分成三个大的工况：（1）最大螺栓预紧力、最大轴瓦过盈量；（2）最小螺栓预紧力、最小轴瓦过盈量；（3）最小螺栓预紧力、最大轴瓦过盈量。

2 最大螺栓预紧力、最大轴瓦过盈量

2.1 缸体应力分布

缸体材料牌号为HT250，结合最大、最小主应力分布图，可知应力结果合理，最小主应力峰值470Mpa，小于750Mpa。

图1 有限元分析模型

图2 缸体最小主应力分布

2.2 主轴承盖应力分布、等效塑性应变（PEEQ）

取曲轴转角在1476位置时，主轴承盖应力、应变分布结果。

图3 主轴承盖平均应力分布

主轴承盖材料为 AVL_GJS-500，结合主轴承盖应力分布图，可知平均应力、最大主应力、最小主应力均没有超过限值，结果合理。

图4 主轴承盖等效塑性应变（PEEQ）

根据等效塑性应变结果，PEEQ值最大为 0.0012，小于0.002的限值，结果合理，符合要求。

2.3 轴瓦切应力分布

图5 轴瓦冷态切向应力分布

图6 轴瓦热态切向应力分布

分别取装配阶段中Shellcrush（冷态）、Warmengine（热态）分析步结果考察轴瓦切应力分布。由上图可知，冷态时轴瓦平均切应力为270Mpa，热态时轴瓦平均切应力为300Mpa，均小于评价标准350Mpa，结果符合要求。

2.4 缸体、主轴承盖高周疲劳安全系数计算

图7 缸体高周疲劳安全系数

高周疲劳计算可以使用FEMFAT进行，以缸体和主轴承盖为分析对象。一般，安全系数需大于1.1。定义材料属性时存活率设置成50%，计算时材料存活率设置成99.99%。缸体、主轴承盖高周疲劳计算结果如图7、8、9所示。

图8 缸体油孔内高周疲劳安全系数

图9 主轴承盖高周疲劳安全系数

由图7、8、9可知，缸体、轴承盖表面疲劳安全系数均大于评价标准1.1，结果合理。

3 最小螺栓预紧力、最小轴瓦过盈量

计算最小螺栓预紧力、最小轴瓦过盈量下的轴瓦背压。结果如图10、11所示，冷态时轴瓦平均背压为18Mpa，热态时轴瓦平均背压为20Mpa，均大于评价标准10Mpa，结果合理。

图10 轴瓦冷态时背压分布

图11 轴瓦热态时背压分布

4 最小螺栓预紧力、最大轴瓦过盈量

加载最小螺栓预紧力、最大轴瓦过盈量，计算接触面滑移量，计算所得CSLIP1与CSLIP2分别为X、Y向滑移量，则最大滑移量计算公式为：

DCSLIP_MAX分布在新产生的

Session_Step中查看，结果如图12、13所示。

图12 主轴承盖最大滑移量

图13 主轴承盖X、Y方向滑移量

最大滑移量DCSLIP_MAX

5 结论

通过有限元分析可知某三缸汽油机的缸体应力分布、主轴承盖应力分布、等效塑性应变（PEEQ）、轴瓦切应力分布、缸体、主轴承盖高周疲劳安全系数计算、冷热态时轴瓦平均背压均合理，满足要求；最大滑移量12μm＞标准滑移量10 μm，但在可接受范围内。通过仿真分析为曲轴箱的可靠性设计奠定了基础。