主軸承蓋結構優(yōu)化設計

      主軸承蓋這一功能件是要達到與發(fā)動機設計同等壽命，設計的輸入條件當中，軸瓦的承壓面積決定了主軸承蓋的寬度、厚度尺寸，氣缸體的總體高度、生產線共線通過性等等客觀條件制約著主軸承蓋的高度尺寸。只有在邊界條件限定的范圍內，將主軸承蓋結構做得承載能力強、安全因數(shù)大，這樣才能滿足設計定位的需求；同時，對于共線生產的主軸承蓋來說，主軸承蓋的結構設計，也兼顧生產實際，盡量避免共性的加工特征損傷到主軸承蓋的敏感部位，而導致安全因數(shù)降低。

 本文針對新開發(fā)的一款平分式氣缸體主軸承蓋結構設計進行剖析，通過反復修正主軸承螺栓安裝面高度、鑄件圓角特征、加工尺寸等一系列數(shù)據(jù)，進行CAE疲勞強度校核，最終實現(xiàn)產品共線生產、疲勞強度高于設計開發(fā)要求的目的。

    本文剖析的發(fā)動機基本技術參數(shù)，見表1。 

表1 基本技術參數(shù)

1、計算模型

    主軸承蓋數(shù)學模型的建立，是經過與生產工藝反復討論所確定的，這樣交付CAE計算的數(shù)學模型將與實際的零件狀態(tài)基本保持一致，從而確保了計算結果的可信性。

    下圖為設計繪制的主軸承蓋單元體模型，見圖1、圖2。

圖1 主軸承蓋單元體模型視圖1

圖2 主軸承蓋單元體模型視圖2

2、CAE疲勞強度計算邊界條件

    2-1、材料特性 （表2）

       2-2、疲勞特性 （表3）

       2-3、計算參數(shù) （表4）

3、CAE計算結果

圖3 疲勞強度結果

    經過CAE計算分析，發(fā)現(xiàn)在主軸承螺栓安裝面與主軸承蓋過渡處，由于加工產生棱邊，導致該位置度疲勞安全因子低于安全疲勞因子1.1的設計要求，該處疲勞安全因子為0.918。

4、CAE計算結果分析

       根據(jù)計算結果顯示，主軸承螺栓安裝面與主軸承蓋扇形區(qū)域過渡處存在應力集中，這是導致該處疲勞安全因子低于設計安全值的主要因素。

5、優(yōu)化設計方案

       針對此缺陷的成因，制定如下二個方案進行設計的優(yōu)化工作。

       制定上述二套方案目的，方案1增加銑刀圓角，希望通過此加工的改進，緩解在過渡處的應力集中情況；方案2提高主軸承螺栓的安裝面，避免在加工過程中銑削到主軸承蓋扇形區(qū)域，進而產生棱邊導致應力集中。

6、優(yōu)化設計方案的驗證計算

       6-1、方案1結果

圖4 優(yōu)化設計方案1結果

    經過CAE計算分析顯示，針對此位置的棱邊進行圓角加工，并不能徹底改善此位置的應力集中，提高其疲勞安全因子。

    6-2、方案2結果

圖5 優(yōu)化設計方案2結果

    經過CAE計算分析顯示，通過將主軸承螺栓安裝面提高，將銑刀避讓開主軸承蓋扇形區(qū)域，從根本上杜絕了過渡處棱邊的產生，從而提高了主軸承蓋的疲勞安全因子。

7、結論

    7-1、采用設計與CAE計算相結合的方式進行新產品的開發(fā)，有效地降低了主軸承蓋的失效風險；

 7-2、主軸承蓋設計時，避免主軸承螺栓安裝面的加工銑削到主軸承蓋扇形區(qū)域，能夠避免主軸承蓋的疲勞安全因數(shù)的降低。