，，，

(中船動力研究院有限公司，上海 200129)

某低速柴油機(jī)主軸承軸瓦安裝擠壓點(diǎn)分析

王奎，劉旭，吳朝暉，屠丹紅

(中船動力研究院有限公司，上海 200129)

某新型低速船用柴油機(jī)在研發(fā)過程中，為了分析軸瓦安裝擠壓點(diǎn)值，進(jìn)行了軸瓦安裝實(shí)驗(yàn)，得到主軸承軸瓦在安裝過程中的擠壓點(diǎn)值，該值低于參考機(jī)型。通過采用有限元方法進(jìn)行計算，仿真計算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果相符，仿真方法對實(shí)驗(yàn)具有驗(yàn)證和補(bǔ)充作用。通過在仿真計算中改變軸瓦尺寸參數(shù)研究了影響軸瓦擠壓點(diǎn)值的因素，得到軸瓦過盈量和軸瓦厚度對軸瓦安裝擠壓點(diǎn)值的影響規(guī)律。

低速柴油機(jī)；主軸瓦；擠壓點(diǎn)；有限元

在新型船用柴油機(jī)的研發(fā)過程中，當(dāng)發(fā)動機(jī)的主要尺寸確定以后，需要確定機(jī)座橫隔板參數(shù)及軸瓦的尺寸。主軸承軸瓦通常采用過盈設(shè)計，當(dāng)軸瓦通過主軸承蓋安裝后，軸瓦與支撐的軸承座孔產(chǎn)生一定的徑向壓力，該徑向壓力能夠保證軸瓦在運(yùn)行過程中不會發(fā)生相對運(yùn)動。為了確定軸瓦安裝后的機(jī)座橫隔板變形情況，需要進(jìn)行主軸瓦安裝實(shí)驗(yàn)，測量軸瓦的擠壓點(diǎn)值，擠壓點(diǎn)表示主軸承蓋與軸承座接觸面壓緊時對應(yīng)的螺栓泵壓與最大設(shè)計螺栓泵壓的比值，通過對軸瓦擠壓點(diǎn)的評估，確定軸瓦設(shè)計是否合理。

有學(xué)者通過仿真分析研究了安裝狀態(tài)下柴油機(jī)主軸承孔及軸瓦的變形[1]。也有研究涉及主軸承蓋的優(yōu)化設(shè)計[2-3]以及軸承蓋與軸承座的連接面的研究[4-6]。然而對于滑動軸承軸瓦安裝過程結(jié)構(gòu)變形的研究卻很少。為此，考慮采用有限元分析與實(shí)驗(yàn)結(jié)合的方法對某船用柴油機(jī)主軸瓦的安裝工況進(jìn)行分析，計算主軸承軸瓦安裝的擠壓點(diǎn)值，并分析主軸承軸瓦擠壓點(diǎn)的影響參數(shù)。

1 主軸擠壓點(diǎn)實(shí)驗(yàn)

參照“MAN Diesel&Turbo”擠壓點(diǎn)實(shí)驗(yàn)要求，對某新型柴油機(jī)主軸瓦進(jìn)行擠壓點(diǎn)測試。圖1為實(shí)驗(yàn)要求主軸瓦安裝布置示意圖，實(shí)驗(yàn)中按照圖示部件進(jìn)行加工裝配，部件主要包括連接螺栓、軸承端蓋、主軸瓦和機(jī)座。由于軸瓦與軸承座之間存在初始過盈，因此在螺栓泵緊前，軸承蓋與軸承座的接觸面存在一定的間隙。在主軸承蓋與機(jī)座接觸面對角處分別安裝一個百分表，百分表量程為10 mm，精度為±0.01 mm。實(shí)驗(yàn)中采用液壓拉伸器對主軸承端蓋螺栓進(jìn)行分級泵緊，通過使用百分表來測量主軸承蓋與機(jī)座接觸面的壓緊量。

實(shí)驗(yàn)測量原理見圖2，在實(shí)驗(yàn)中，兩側(cè)螺栓液壓拉伸器中的高壓油通過一根油管分流進(jìn)入，保證了實(shí)驗(yàn)過程中兩側(cè)軸承蓋螺栓泵壓的一致。在左右設(shè)置2個用于測量接觸面的間隙值的位置，2個測量點(diǎn)分別設(shè)置在軸承座的兩側(cè)。液壓拉伸器進(jìn)行分級泵緊，記錄不同螺栓泵壓下對角測點(diǎn)處2個百分表的讀數(shù)，分別記為ΔX1和ΔX2。該讀數(shù)表明了由于螺栓泵緊的作用使主軸承端蓋與機(jī)體間的間隙值的減少量，通過該數(shù)值與初始間隙值對比判斷接觸面的壓緊情況。

圖2 實(shí)驗(yàn)測量原理

主軸承端蓋與機(jī)座接觸面之間初始間隙值測量見圖3，實(shí)驗(yàn)中通過塞尺測得兩側(cè)平均初始間隙值為0.20 mm。預(yù)裝完成后對百分表進(jìn)行調(diào)零。

圖3 初始間隙測量

分級泵壓實(shí)驗(yàn)得到各組ΔX1和ΔX2的數(shù)值，實(shí)驗(yàn)中兩側(cè)的壓緊量的數(shù)值不同，因此取兩側(cè)壓緊量之和作為判斷的參數(shù)。實(shí)驗(yàn)測量結(jié)果見圖4。由圖4可見，在泵壓20 MPa以下時，兩側(cè)壓緊量之和增加很快，當(dāng)泵壓繼續(xù)增加之后壓緊量變化緩慢。此時，通過使用塞尺對主軸承蓋兩側(cè)間隙進(jìn)行測量，兩側(cè)接觸面基本沒有間隙，軸承蓋兩側(cè)接觸面已經(jīng)被壓緊。

圖4 實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)處理

根據(jù)圖4對擠壓點(diǎn)測試數(shù)據(jù)進(jìn)行處理，按照“MAN Diesel&Turbo”擠壓點(diǎn)實(shí)驗(yàn)要求，分別在曲線的起點(diǎn)和終點(diǎn)處擬合2條切線，得到2條線的交點(diǎn)，該交點(diǎn)對應(yīng)的螺栓泵壓值表示接觸面壓緊時對應(yīng)的軸瓦擠壓點(diǎn)泵壓。從圖中箭頭所指，擠壓點(diǎn)對應(yīng)的螺栓泵壓約為15 MPa，設(shè)計最大螺栓泵壓為150 MPa，則對應(yīng)的軸瓦擠壓點(diǎn)的值為15/150=10.0%。

該值表明在泵壓為15 MPa時，主軸承端蓋與機(jī)體間已經(jīng)壓緊。與對標(biāo)機(jī)型相比，該擠壓點(diǎn)值偏低，可能會導(dǎo)致軸瓦安裝后產(chǎn)生的軸瓦背壓過小，很難保證軸瓦在運(yùn)行過程中不發(fā)生相對運(yùn)動，因此，需要對軸瓦進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計以增大擠壓點(diǎn)值。同時，擠壓點(diǎn)值過大會影響機(jī)座的變形，也會產(chǎn)生局部的屈服情況，因此要保證擠壓點(diǎn)值在一個合適的范圍內(nèi)。下文通過采用有限元計算的方法來分析不同參數(shù)下軸瓦安裝擠壓點(diǎn)值，并分析影響軸瓦安裝擠壓點(diǎn)值的主要參數(shù)。

2 有限元分析

根據(jù)三維裝配模型建立的有限元模型見圖5，主要包含主軸承蓋、連接螺栓、上軸瓦、下軸瓦和機(jī)座。其中螺栓采用一階六面體單元，其余部件采用二階四面體單元。計算模型包含節(jié)點(diǎn)數(shù)約為64萬，單元數(shù)約為42萬。各零部件的材料參數(shù)見表1。

表1 各零部件材料參數(shù)

圖5 有限元模型

螺栓與軸承座螺紋連接處定義綁定約束[7]，其余各部件之間定義接觸關(guān)系。實(shí)驗(yàn)時，整個模型放置在平臺上，因此，在有限元計算中對軸承座底平面設(shè)置固定約束。實(shí)驗(yàn)中測得兩側(cè)接觸面的平均間隙值為0.20 mm，因此，在進(jìn)行有限元計算時，主軸承蓋與軸承座兩側(cè)接觸面之間分別定義0.20 mm的初始間隙。另外，為了與實(shí)驗(yàn)中螺栓泵壓相一致，在進(jìn)行螺栓預(yù)緊力載荷加載時，采用相同的分級加載方法。

實(shí)驗(yàn)中主軸承蓋螺栓通過液壓拉伸器拉緊，液壓拉伸器的有效作用面積為5 966 mm2，液壓拉伸器的效率取95%，則螺栓的預(yù)緊力載荷通過螺栓泵壓(p)與有效作用面積(S)求得：

F預(yù)緊力=p×S×95%

當(dāng)螺栓泵壓為 150 MPa時，計算對應(yīng)的螺栓預(yù)緊力載荷為850 155 N，此時通過計算得變形結(jié)果見圖6。由圖6可見，由于螺栓預(yù)緊載荷的作用，主軸承座和下部軸瓦位移很小，主軸承端蓋產(chǎn)生較大的向下移動將軸瓦壓緊，同時上部軸瓦也產(chǎn)生較大的位移。

圖6 整體變形云圖

在不同螺栓泵壓下主軸承端蓋與機(jī)座接觸面的接觸開口結(jié)果見圖7，軸承蓋兩側(cè)接觸面接觸開口值呈對稱分布，隨著螺栓泵壓的增大，擠壓面的接觸開口值越來越小，泵壓為20 MPa時，接觸面的接觸開口值約為0.003 mm，接觸面基本壓緊。螺栓泵壓繼續(xù)增加，接觸面完全壓緊。

圖7 不同泵壓下擠壓面接觸開口結(jié)果

選取兩側(cè)接觸面的中間位置處進(jìn)行接觸開口值的測量。軸承蓋與軸承座初始間隙值為0.20 mm，兩側(cè)壓緊量之和(ΔX1+ΔX2)通過初始間隙與接觸開口值的差值計算求得，不同螺栓泵壓下軸承蓋與軸承座單側(cè)接觸開口值和壓緊量結(jié)果見表2。由于螺栓預(yù)緊力的作用，預(yù)壓3.5 MPa時，單側(cè)接觸開口值約為0.154 mm，接觸面的壓緊量為：

(ΔX1+ΔX2)=2×(0.20-0.154)=0.092 mm

同樣，當(dāng)螺栓泵壓為20 MPa時，單側(cè)接觸開口值為0.003 mm，計算出接觸面的壓緊量為0.394 mm，軸承蓋與軸承座的接觸面基本被壓緊。

表2 不同螺栓泵壓下測量點(diǎn)數(shù)據(jù)

實(shí)驗(yàn)結(jié)果與有限元仿真計算結(jié)果的對比見圖8。由圖8可見，在螺栓泵壓低于20 MPa時，實(shí)驗(yàn)測得兩側(cè)接觸面壓緊量之和與有限元分析結(jié)果基本相符。當(dāng)螺栓泵壓繼續(xù)增大，從有限元計算結(jié)果可以看出，接觸面的壓緊量不再發(fā)生變化，接觸面已經(jīng)壓緊。而實(shí)際進(jìn)行實(shí)驗(yàn)時，接觸面壓緊后，隨著螺栓泵壓的增加，百分表的讀數(shù)繼續(xù)增大。

圖8 有限元計算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果對比

仿真計算與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的差異主要原因在實(shí)際安裝百分表時，由于儀器和空間的限制，根據(jù)圖2中泵壓實(shí)驗(yàn)現(xiàn)場實(shí)際測量情況可知，實(shí)際的測量點(diǎn)見圖9，上測點(diǎn)為A點(diǎn)，下測點(diǎn)為B點(diǎn)。因此，當(dāng)軸承蓋與軸承座接觸面壓緊后，隨著螺栓泵壓的增加，A測點(diǎn)繼續(xù)向下移動，導(dǎo)致百分表的讀數(shù)繼續(xù)增加，實(shí)驗(yàn)所得值并不能精確地反映出擠壓面的壓緊情況。通過有限元計算方法，分析擠壓面在螺栓泵緊過程中的接觸開口情況，能準(zhǔn)確地反映出接觸面的實(shí)際壓緊情況。

圖9 安裝三維模型

將有限元計算結(jié)果進(jìn)行處理，得到擠壓點(diǎn)對應(yīng)的螺栓泵壓約為15.5 MPa，則對應(yīng)的擠壓點(diǎn)的值為

15.5/150=10.3%

與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)相比，誤差在3%以內(nèi)，有限元計算對實(shí)驗(yàn)起到了很好的驗(yàn)證和補(bǔ)充作用。由實(shí)驗(yàn)結(jié)果和仿真計算結(jié)果可以確定主軸承軸瓦的擠壓點(diǎn)值約為10%，參照對標(biāo)機(jī)型可知，該軸瓦安裝擠壓點(diǎn)值偏小，不能滿足設(shè)計要求，因此，需要對軸瓦及相關(guān)部件進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計。但是通過修改尺寸參數(shù)再次進(jìn)行多次實(shí)驗(yàn)的成本很大，因此采用有限元分析的方式，計算相關(guān)尺寸參數(shù)對軸瓦擠壓點(diǎn)值的影響規(guī)律，以確定軸瓦設(shè)計的最終尺寸。

3 結(jié)構(gòu)參數(shù)對擠壓點(diǎn)的影響研究

3.1 軸瓦過盈量對擠壓點(diǎn)的影響

根據(jù)經(jīng)驗(yàn)可知，增加軸瓦的過盈量會增加主軸承端蓋與機(jī)座安裝的初始間隙值。這樣需要較大的螺栓泵壓才能將接觸面壓緊，以致擠壓點(diǎn)值會增加，經(jīng)計算得軸瓦的過盈量與安裝的初始間隙值基本相同。在軸瓦壁厚(9.83 mm)不變的情況下，在0.20～0.57 mm區(qū)間內(nèi)設(shè)置多組軸瓦過盈量來研究軸瓦擠壓點(diǎn)值隨軸瓦過盈量的變化規(guī)律。

不同軸瓦過盈量下軸瓦壓緊量的結(jié)果見圖10。由圖10可見，在螺栓泵壓較低時，接觸面未壓緊，不同軸瓦過盈量下壓緊量基本相同。隨著螺栓泵壓的繼續(xù)增加，不同過盈量下的最終擠壓量與設(shè)置的初始軸瓦過盈量基本相同。

圖10 不同過盈量下擠壓量結(jié)果

根據(jù)圖4擠壓點(diǎn)獲取的方法，分別得到不同軸瓦過盈量下接觸面壓緊時對應(yīng)的泵壓，再根據(jù)公式計算出相應(yīng)的軸瓦擠壓點(diǎn)值。將不同軸瓦過盈量下擠壓點(diǎn)值總結(jié)見圖11，可見擠壓點(diǎn)值與過盈量基本呈線性遞增關(guān)系，在其他參數(shù)不變的情況下，軸瓦過盈量從0.20 mm增加到0.57 mm，軸瓦擠壓點(diǎn)值由10.3%增加到28.3%?？梢詺w納出，在軸瓦壁厚為9.83 mm時，軸瓦擠壓點(diǎn)值P1與過盈量C的關(guān)系式為

P1=49.54C+0.092

(1)

圖11 不同軸瓦過盈量下擠壓點(diǎn)值

3.2 軸瓦厚度對擠壓點(diǎn)的影響

在軸瓦過盈量(0.33 mm)以及其他參數(shù)不變的情況下，通過改變軸瓦的壁厚來研究軸瓦壁厚對軸瓦擠壓點(diǎn)的影響。圖12為軸瓦壁厚在5.9～15.7 mm變化范圍內(nèi)接觸面的壓緊量隨螺栓泵壓的變化結(jié)果。圖12可見，由于軸瓦的過盈量相同，不同的軸瓦壁厚對應(yīng)的最后壓緊量相同。而在螺栓泵壓較低，接觸面未壓緊時，不同的軸瓦壁厚對應(yīng)不同的壓緊量曲線。

根據(jù)圖4擠壓點(diǎn)獲取的辦法，分別得到不同軸瓦壁厚下接觸面壓緊時對應(yīng)的泵壓，再根據(jù)公式計算出相應(yīng)的擠壓點(diǎn)值。將不同軸瓦壁厚下擠壓點(diǎn)值總結(jié)見圖13，可以看出擠壓點(diǎn)值與軸瓦的壁厚基本呈線性增長關(guān)系。軸瓦壁厚由5.9 mm增大到15.7 mm，軸瓦的擠壓點(diǎn)值由11.3%增加到24.7%?？梢詺w納出，在軸瓦過盈量為0.33 mm時，軸瓦擠壓點(diǎn)值P2與軸瓦壁厚t的關(guān)系式為

P2=1.1t+6.842

(2)

圖13 不同軸瓦壁厚對應(yīng)的擠壓點(diǎn)值

4 結(jié)論

1)采用有限元計算，通過查詢主軸承端蓋與機(jī)體間接觸開口值能很好地評判接觸面的擠壓情況。有限元計算對實(shí)驗(yàn)起到了驗(yàn)證和補(bǔ)充作用。

2)軸瓦的擠壓點(diǎn)值與軸瓦的設(shè)計過盈量和軸瓦的壁厚基本呈線性增長關(guān)系，可以通過修改這2個參數(shù)來改變軸瓦的擠壓點(diǎn)值。

3)本文采用實(shí)驗(yàn)與仿真結(jié)合的辦法求得該主軸承軸瓦的擠壓點(diǎn)值約為10%，可以通過增加軸瓦設(shè)計過盈量和增加軸瓦壁厚的方法對軸瓦進(jìn)行修型設(shè)計來增大軸瓦的擠壓點(diǎn)值。

4)通過結(jié)合實(shí)驗(yàn)和有限元分析對船用低速柴油機(jī)主軸承軸瓦的分析，能更好地通過有限元分析指導(dǎo)設(shè)計，縮短研發(fā)周期。相比其他文獻(xiàn)，本文的分析更具備指導(dǎo)作用，可以據(jù)此開展主軸承軸瓦的優(yōu)化設(shè)計工作。

5)僅對船用低速柴油機(jī)主軸承軸瓦進(jìn)行分析并得出相應(yīng)的結(jié)論。今后需要進(jìn)一步的分析和試驗(yàn)驗(yàn)證，將該結(jié)論推廣到更多的軸承安裝分析中。

[1] 王磊,廖日東.安裝狀態(tài)下柴油機(jī)主軸承孔及主軸瓦變形計算研究[J].內(nèi)燃機(jī)工程,2013,34(6):70-75.

[2] 龍凱,左正興.基于拓?fù)鋬?yōu)化和形狀優(yōu)化方法的主軸承蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計[J].農(nóng)業(yè)機(jī)械學(xué)報,2008,39(4):152-156.

[3] 劉洪德,王彥偉,趙際燕,等.主軸承蓋結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計[J].內(nèi)燃機(jī)與動力裝置,2011(4):26-28.

[4] 徐魯杰,聶志斌.某型柴油機(jī)主軸承蓋雙頭螺柱斷裂原因分析[J].內(nèi)燃機(jī),2014(1):60-62.

[5] 龍哲,張翼,苗會.柴油機(jī)機(jī)體-主軸承蓋接觸面有限元分析[J].內(nèi)燃機(jī)與配件,2014(11):33-36.

[6] 劉志英,黎秀宇.柴油機(jī)主軸承蓋工藝方案分析及工裝設(shè)計[J].機(jī)械工程師,2013(9):25-26.

[7] 石亦平,周玉蓉.ABAQUS有限元分析實(shí)例詳解[M].北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2011.

Study on the Fitting Test of Main Bearing Shell of a Low Speed Diesel Engine

WANGKui,LIUXu,WUZhao-hui,TUDan-hong

(China Shipbuilding Power Engineering Institute Co. Ltd., Shanghai 200129, China)

In the research and development process of a new type of low-speed marine diesel engine, in order to study the crush point value of the main bearing shell, the value was obtained by experiment, which was lower than reference engines. Finite element method (FEM) was used, and the numerical result was consistent with the experimental data. The influence factors for the crush point value was studied by change the size of the main bearing shell in FEM, and the influence law of the interference value and thickness of the main bearing shell with crush point value was obtained.

low speed diesel engine; main bearing shell; crush point; FEA

U664.121.1

A

1671-7953(2017)06-0081-05

10.3963/j.issn.1671-7953.2017.06.018

2017-03-22

2017-04-04

工業(yè)和信息化部高技術(shù)船舶科研項(xiàng)目(工信部聯(lián)裝[2011]528號)

王奎(1988—)，男，碩士，工程師

研究方向：發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和疲勞分析