主轴承盖结构优化设计
刘洪德，王彦伟，赵际燕，王政，王豪彬，谭俊哲 （1.山东华源莱动内燃机有限公司，山东 莱阳 265200；
2.山东省内燃机研究所，山东 济南 250014）
摘要：在发动机气缸体的框架设计开发过程中，由于主轴承盖结构承载着曲柄连杆机构往复运动所施加的交变载荷，主轴承盖结构的疲劳强度直接影响着气缸体的使用寿命。本文阐述设计阶段通过模拟发动机实际工作状态，对零件进行疲劳安全性能的计算，以便有效地降低框架实际生产后裂纹、断裂等失效形式的发生。
关键词：主轴承盖、模拟分析、优化设计
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Optimize the Design of Main Bearing Cap Structure
Liu Hongde1，Wang Yanwei2， Zhao Jiyan2， Wang Zheng1，
Wang Haobin1，Tan Junzhe
（1.Shandong Huayuan Laidong Engine Co.,Ltd., Laiyang Shandong 265200； 2.Shandong Province I.C.E Research Institute，Jinan 250014，China）
Abstract: In the development of frame design for cylinder block, because main bearing cap structure supports the load brought by to-and-fro sport of winch connecting rod, the fatique intensity of main bearing cap structure affects the life of cylinder block immediately. The paper expounds that simulate the actual work condition of engine in design period, calculate the fatique security capability for parts, in order to reduce the lapse form of crack and rupture after actual production.
Key Words: Main bearing cap, simulate analyse, optimize design
前言：目前乘用车市场对发动机性能要求日趋苛刻、强化程度逐日提高。作为发动机的基础气缸体设计、制造也随之越做越细致、越做越严格，而主轴承盖作为气缸体中重要的承载受力结构件，对于它的疲劳强度计算一直是气缸体设计计算中的尤为重要的组成部分。
主轴承盖这一功能件是要达到与发动机设计同等寿命，设计的输入条件当中，轴瓦的承压面积决定了主轴承盖的宽度、厚度尺寸，气缸体的总体高度、生产线共线通过性等等客观条件制约着主轴承盖的高度尺寸。只有在边界条件限定的范围内，将主轴承盖结构做得承载能力强、安全因数大，这样才能满足设计定位的需求；同时，对于共线生产的主轴承盖来说，主轴承盖的结构设计，也兼顾生产实际，尽量避免共性的加工特征损伤到主轴承盖的敏感部位，而导致安全因数降低。
本文针对新开发的一款平分式气缸体主轴承盖结构设计进行剖析，通过反复修正主轴承螺栓安装面高度、铸件圆角特征、加工尺寸等一系列数据，进行CAE
疲劳强度校核，最终实现产品共线生产、疲劳强度高于设计开发要求的目的。
本文剖析的发动机基本技术参数，见表1。 气缸体结构型式 压缩比 标定功率/转速（kW/rpm） 最大扭矩/转速（N.m/rpm） 最高爆发压力 （bar） 平分式 19 52/3500 143/1200~2400 190 表1 基本技术参数
1、计算模型
主轴承盖数学模型的建立，是经过与生产工艺反复讨论所确定的，这样交付CAE计算的数学模型将与实际的零件状态基本保持一致，从而确保了计算结果的可信性。
下图为设计绘制的主轴承盖单元体模型，见图1、图2。
图1 主轴承盖单元体模型视图1
图2 主轴承盖单元体模型视图2
2、CAE疲劳强度计算边界条件
2-1、材料特性 （表2）
零件气缸体（框架）主轴承盖轴瓦曲轴主轴承螺栓材料HT250HT250STEELSTEELSTEEL密度7.10E-067.10E-067.85E-067.85E-067.85E-06弹性模量125000125000206000206000206000泊松比0.270.270.30.30.3
2-2、疲劳特性 （表3）
STRESS LIMITSULTIMATETENSIONCOMPRESSIONBENDING250625500212YIELD1644100139STENGTH LIMIT DATAPULSATING1000195140ALTERNATING757511164SPE-DIAM7.57.57.57.5
TORSION 2-3、计算参数 （表4） 参数名称主轴承螺栓轴瓦过盈量轴瓦与曲轴间隙最高爆发压力数值M13 103N.m0.07 mm0.04 mm190 bar 3、CAE计算结果
图3 疲劳强度结果
经过CAE计算分析，发现在主轴承螺栓安装面与主轴承盖过渡处，由于加工产生棱边，导致该位置度疲劳安全因子低于安全疲劳因子1.1的设计要求，该处疲劳安全因子为0.918。 4、CAE计算结果分析
根据计算结果显示，主轴承螺栓安装面与主轴承盖扇形区域过渡处存在应力
集中，这是导致该处疲劳安全因子低于设计安全值的主要因素。 5、优化设计方案
针对此缺陷的成因，制定如下二个方案进行设计的优化工作。
方案1增加主轴承螺栓安装面铣刀的圆角将主轴承螺栓安装面提高方案2
制定上述二套方案目的，方案1增加铣刀圆角，希望通过此加工的改进，缓
解在过渡处的应力集中情况；方案2提高主轴承螺栓的安装面，避免在加工过程中铣削到主轴承盖扇形区域，进而产生棱边导致应力集中。 6、优化设计方案的验证计算
6-1、方案1结果 图4 优化设计方案1结果
经过CAE计算分析显示，针对此位置的棱边进行圆角加工，并不能彻底改善6-2、方案2结果
此位置的应力集中，提高其疲劳安全因子。
图5 优化设计方案2结果
经过CAE计算分析显示，通过将主轴承螺栓安装面提高，将铣刀避让开主轴承盖扇形区域，从根本上杜绝了过渡处棱边的产生，从而提高了主轴承盖的疲劳安全因子。 7、结论
7-1、采用设计与CAE计算相结合的方式进行新产品的开发，有效地降低了7-2、主轴承盖设计时，避免主轴承螺栓安装面的加工铣削到主轴承盖扇形主轴承盖的失效风险；
区域，能够避免主轴承盖的疲劳安全因数的降低。
参考文献：
1、干勇 等，中国材料工程大典 第二卷 钢铁材料工程(上)第一版，化学工业出版社出版，2006.
2、杨连生 等，内燃机设计 中国农业机械出版社出版，1980. 3、内燃机杂志编辑部，内燃机结构强度研究 机械工业出版社，1977.
作者简介：刘洪德（1976-），男，山东莱阳人，工程师，主要从事柴油机的设计开发与汽车排放达标的研究工作。
主轴承盖结构优化设计
