图1  有限元模型

在开发初期，为了使发动机主轴承壁不发生疲劳破坏，本文基于有限元方法模拟发动机机体试验对某发动机的主轴承壁进行高周疲劳分析。结果表明，该设计满足要求，没有发生疲劳破坏的风险。

主轴承壁部分受到主轴承螺栓的预紧力、轴瓦的过盈力以及缸内爆发压力通过曲轴和主轴瓦传递到轴承上的力等，因此主轴承壁部分是缸体上相对较薄弱的位置，基于有限元的方法在发动机开发初期对主轴承壁进行疲劳分析非常重要。本文针对一款新开发的发动机，使用ABAQUS软件对发动机机体的疲劳试验工况进行模拟，然后利用疲劳软件对主轴承壁进行高周疲劳分析，确定主轴承壁设计的可靠性。

结构局部应力应变的计算

结构的疲劳损伤是由材料的塑性形变引起的，通常结构在服役期整体上处于弹性状态，但是在某些应力集中部位在高应力水平下进入塑性状态，此时缺口根部的应力应变为非线性关系，应力应变历程的分析变得非常困难。

Neuber提出的计算缺口根部弹塑性应力应变的方程为，式中KT为理论应力集中系数；Ko=σ/s为应力集中系数，σ为缺口根部的局部应力，S为名义应力。在试验件处于弹性时，Ko=KT；Kε=ε/e为应变集中系数，ε为缺口根部的局部应变，e为名义应变。在试验件处于弹性时，。在工程实际中，通常结构整体上处于弹性，即名义应力S和名义应变e之间为弹性关系S=Ee，即。式中  为Neuber常数，E为弹性模量。在循环加载过程中，修正的Neuber公式可写为 。式中ΔS、Δσ和Δε分别为名义应力幅值、局部应力幅值和局部应变幅值，Kƒ为疲劳缺口系数。

图2  主轴承座部分平均应力、应力幅以及安全系数云图

有限元模型及边界条件

考虑到缸盖的机械负荷主要来自螺栓预紧力与缸内爆发力，且缸体模型基本对称，各缸的刚度互相影响很小，载荷对称，因此取单缸模型进行分析即可。分析模型主要包括缸体、主轴承盖、刚性轴段（模拟曲轴）以及主轴承螺栓。有限元网格由HyperMesh软件划分，为了减小网格数量并且不影响精度，二阶网格的中间节点切割到几何模型上（在转化二阶网格时选择project to geometry），网格类型选择C3D10M，计算采用ABAQUS求解器。有限元模型如图1所示。

在处理网格时考虑如下几个方面：

1.由于分析主要考虑主轴承壁和轴承盖，细化这两部分网格，特别是轴承孔周围的网格质量要求较高，其他部位（主要是缸孔位置以及缸体外表面）网格较粗，主要目的为减少网格数量，提高计算速度。

2.对于各个接触面的部位在接触边界上要求节点一一对应，提高计算精度和提高收敛性。

图3  主轴承盖部分平均应力、应力幅以及安全系数云图

3.简化缸体模型，去掉一些不必关注的螺栓孔和定位孔。

在发动机机体疲劳试验中固定缸体下表面，在轴段上循环加载缸内爆发力的1倍、1.5倍和2倍等效力三种工况。为了模拟试验工况，分析中载荷主要包括螺栓预紧力以及缸内爆发压力，包括多个分析步，如表所示。

1.螺栓预紧力

主轴承螺栓采用M12×1.5 12.9级的高强度螺栓，螺栓在安装前首先进行润滑，打紧方式采用转矩加转角法，预紧力为93636N。

2.缸内爆发力

缸内爆发力为，式中，Pmax为缸内最大爆发压力，d为缸孔直径。爆发压力重复加载的目的主要是在有限元模拟计算时，第一个循环的结果往往不稳定，得到的结果不准确。为了得到较高精度的高周疲劳安全系数，选择第二个工作循环作为疲劳工况较准确。选择step5、step6和step7三个分析步作为疲劳工况进行高周疲劳分析。

分析结果

主轴承座部分以及主轴承盖部分的疲劳安全系数如图2、图3所示，图中依次为均应力、应力幅、高周疲劳安全系数和局部的安全系数。主轴承壁部分最小安全系数为1.59，主轴承盖部分最小安全系数为1.65。根据软件参数的设置，安全系数在1.1之上为满足要求。由此结果说明主轴承壁部分设计合理。

结语

本文采用有限元方法分析了某直列四缸柴油机主轴承壁的疲劳安全系数，结果表明主轴承壁和主轴承盖的疲劳安全系数满足要求。文中还分析找出了主轴承壁部分的安全系数最小的位置，在后期量产铸造缸体时拔模面可以避开安全系数最小的位置。