曲轴在高速转动时会对轴承施加很大的力，往往会导致轴承盖与缸体之间接触面的磨损以及主轴承壁疲劳断裂。本文基于有限元分析，提出了一种可以有效模拟计算接触面滑移以及分析疲劳安全因数的方法，从而可以预测主轴承壁的性能。

缸体是发动机的关键零部件之一，而主轴承壁又是缸体最重要的组成部分，支撑着曲轴，承载曲轴因高速转动而产生的往复的轴承载荷大，并且还承受着主轴承螺栓的预紧力以及轴瓦的过盈量。轴承载荷的复杂性导致主轴承壁的工作工况非常复杂，由于往复的轴承载荷，且载荷的方向时刻变化，导致主轴承壁承受较大的应力幅，很容易产生疲劳破坏。同时轴承载荷的方向与螺栓预紧力的方向不同，因此在缸体与轴承盖之间的接触面会承受很大的切向力，若预紧力不能提供足够的摩擦力，则接触面会发生滑动导致表面磨损。

本文基于有限元法，设计了一种分析工况，可以有效地分析接触面的滑移量以及主轴承壁部分的高周疲劳安全因数，预测主轴承壁的性能。考虑在实际的安装过程中，会首先拧紧螺栓，然后对轴承孔进行加工，保证螺栓拧紧后轴承孔保持正圆，即进行修孔，然后再安装轴瓦，本文还同时考虑了修孔对分析结果的影响。

有限元模型

分析模型如图1所示，主要包括缸体、主轴承盖、主轴承螺栓、缸盖螺栓、模拟缸盖以及轴瓦。主要部件的材料名称及参数如表1所示。

载荷以及工况选择

载荷主要包括主轴承螺栓的预紧力、缸盖螺栓预紧力、轴瓦的过盈量以及轴承载荷。其中缸盖螺栓的预紧力为65kN，主轴承螺栓预紧力为44～57.8kN，考虑到结构需要满足最极限的工况，因此在疲劳分析时使用螺栓的最大预紧力，而接触面滑移分析时使用最小预紧力。轴瓦过盈量为0.0323～0.04485mm，分析时使用最大过盈量。而轴承载荷比较复杂，5个轴承在各个转速以及各曲轴转角下的受力均不同，如果都考虑的话工作量巨大。因此，本文设计了一种分析工况，可以得到最极限工况下的滑移量以及安全系数。

首先需要确定分析工况的转速，根据曲轴动力学计算可以得到各个轴承随转速的受力以及力矩的情况，如图2所示。从图中可以看出，在4750r/min时第四个主轴承受的载荷最大，因此我们只需对这个工况进行分析。接下来我们需要确定分析工况的曲轴转角。

图3所示为4750r/min时第四个轴承的受力和力矩情况。疲劳安全因数分析时影响最终结果的因素主要是平均应力和应力幅值。平均应力是由螺栓预紧力和轴瓦过盈量引起的，而轴承载荷影响的是应力幅值，故我们没有必要计算出所有曲轴转角下的应力分布，而只需找到应力最大和最小的两个工况。因此，我们只需计算出轴承Y向受力的最大和最小两个转角、Z向受力的最大和最小两个转角以及Y向受力矩的最大和最小两个转角、Z向受力矩的最大和最小两个转角共8个工况。选取的曲轴转角如表2所示，具体的疲劳分析步如表3所示，使用表3最后8个分析步组成疲劳分析工况。

分析结果

通过有限元软件模拟出考虑实际加工时的修孔过程，得到的滑移量分析结果如图4所示，而未考虑修孔滑移量结果的如图5所示。可以看出，考虑修孔影响的最大滑移量为5.4mm，而没有考虑修孔影响的滑移量为10.9mm，而我们一般要求滑移量不能超过10mm。

考虑修孔时的轴承盖和轴承壁安全因数分布如图6、图7所示，未考虑修孔时的安全因数分布如图8、图9所示。可以看出，轴承盖部分的安全因数最小值和位置基本一致，均应力和应力幅也差距不大，而轴承壁部分的安全因数最小值虽然位置相同，都在轴承油孔处，但是数值相差较大，考虑修孔的最小安全因数为1.82，未考虑修孔时的最小安全因数为1.64，但均满足安全因数大于1.1的限值要求。

结语

本文建立了一种分析方法可以有效地预测主轴承壁的接触面滑移量以及疲劳安全因数，并考虑了修孔对分析结果的影响。分析时，考虑修孔得到的接触面滑移量比未考虑修孔的小，而对于轴承盖的安全因数影响较小；但影响轴承孔附近的油孔位置的安全因数，考虑修孔得到的安全因数比不考虑修孔的大。