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成都轴承厂家介绍主轴承盖结构优化设计

来源:http://www.afrzc.cn/news/1.html   发布时间:2017-12-18

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。 

气缸体结构型式

平分式

压缩比

19

标定功率/转速(kW/rpm)

52/3500

最大扭矩/转速(N.m/rpm)

143/1200~2400

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。