成都轴承厂家介绍主轴承盖结构优化设计
成都轴承厂家介绍主轴承盖结构优化设计
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。
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气缸体结构型式 |
平分式 |
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压缩比 |
19 |
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标定功率/转速（kW/rpm） |
52/3500 |
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最大扭矩/转速（N.m/rpm） |
143/1200~2400 |
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最高爆发压力（bar） |
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）
2-2、疲劳特性 （表3）
2-3、计算参数 （表4）
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。
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，并不能彻底改善此位置的应力集中，提高其疲劳安全因子。
6-2、方案2结果
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，有效地降低了主轴承盖的失效风险；
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区域，能够避免主轴承盖的疲劳安全因数的降低。
