基于子模型仿真技術的發動機主軸承座設計優化

楊懷剛， 胡鐵剛， 鄧偉， 曾慶強， 楊武，賈正鋒， 齊洋， 冉紹輝， 高興華

(重慶長安汽車股份有限公司 汽車工程研究總院&動力研究院，重慶 401120)

0 引 言

發動機工作時，缸體主軸承座承受包括氣體作用力、慣性力和力矩等動態交變載荷，這些載荷由主軸瓦和螺栓傳遞而來，使得主軸承座局部應力較大，若缸體強度不足，結構薄弱區域會生成疲勞裂紋，嚴重的甚至會引起缸體開裂，造成發動機報廢[1]。

某款車采用四缸增壓直噴汽油發動機的升級機型，在該車型臺架耐久性試驗中，有3個鋁合金軸承座出現貫穿式開裂故障，其裂源位于螺栓根部最后一個螺紋的外側，見圖1。

圖 1 主軸承座開裂故障中的螺栓

螺栓起裂區斷口形貌見圖2，采用SEM進行照片分析，顯示螺栓斷裂為準解理和撕裂，擴展區斷口形貌為準解理和貝殼紋，具有明顯的疲勞斷裂特征[2]。

(a)12倍照片

結構件由內至外的開裂現象在工程上較為罕見，該主軸座螺栓疲勞開裂是研發過程中首次出現的失效模式，沒有工程設計經驗。因主軸承座常用的全局有限元CAE分析方法對螺栓耐久性的計算精度低，故前期未對該處探測關注及報告風險。另外，主軸承座全局有限元模型對優化方案敏感度低，難以指導工程設計，需要對主軸承座的現有CAE分析方法和虛擬驗證體系進行改進與完善。

1 主因理論分析與設計對標

主軸承座受力示意見圖3，其中Fcs為合力方向(偏向進氣側)。該發動機主軸承蓋為銷套式結構，剛度相對較弱，而螺栓長度較短、剛度較大，當發動機性能升級、爆發壓力增大后，主軸承蓋變形量過大，導致螺栓承受較大彎曲載荷，杠桿原理使得螺栓孔根部反復被撬動，致使內螺紋旋合末端外側承受應力過大，最終導致此處的螺栓疲勞開裂。

圖 3 主軸承座受力示意

螺栓連接的載荷-變形關系見圖4，其中：φ為剛度系數，Fbolt為螺栓軸力。

圖 4 螺栓連接的載荷-變形關系

Fbolt理論公式為

(1)

式中：F0為螺栓裝配預緊力；Kb為螺栓剛度；Kc為被連接件剛度；Fw為外載荷力。

為減小缸體軸座螺栓孔螺紋區域的應力幅值，可從增大被連接件結構剛度和降低螺栓剛度2個方面進行優化。[3-4]

對標某款增壓機型鋁合金發動機缸體主軸承座，其結構見圖5。該主軸承座設計方案與本文的發動機不同：該主軸承蓋止口設計,較為寬大且剛度較高，其螺栓相對較長但剛度較低。由式(1)可以推測，在相同缸壓下，該主軸承座螺紋處工作應力相對較小。

圖 5 對標機型的主軸承座

2 主軸承座螺紋子模型疲勞分析

參考文獻[5]，基于力學圣維南原理，應用Abaqus與FEMFAT軟件建立鋁合金主軸承座螺栓有限元子模型,開展疲勞分析。基于子模型仿真技術的主軸承座耐久性CAE分析流程見圖6。第一步，將曲軸三維動力學計算得到的主軸承載荷映射到主軸承全局有限元模型的軸瓦內表面節點上；第二步，開展全局有限元模型分析和疲勞計算；第三步，確定螺紋副子模型的邊界，并建立子模型的網格、設置接觸等，對其開展有限元分析；第四步，結合全局模型有限元計算結果，評估子模型有限元計算結果的準確性；第五步，對螺紋副子模型的有限元應力結果進行疲勞分析；最后，對優化達標方案進行試驗驗證。

圖 6 主軸承座耐久性CAE分析流程

2.1 曲軸動力學載荷輸入

采用AVL Excite軟件的曲軸動力學載荷分析，計算得到額定轉速工況下主軸承在各方向上的受力，見圖7。

圖 7 主軸承的載荷曲線

在圖7中選擇主軸承在y、z方向的最大載荷工況點，將此工況點對應的主軸承載荷映射到主軸瓦的有限元模型節點上，得到主軸瓦載荷(見圖8)，并以此作為主軸承座有限元分析的載荷輸入。另外，為方便主軸承座結構的疲勞計算，一般需要在一個發動機工作循環過程中,至少選取4個工況時刻點的軸承載荷。

圖 8 主軸瓦載荷，MPa

2.2 主軸承座全局有限元分析

主軸承座全局有限元分析模型包括缸體、主軸承蓋、缸套、主軸瓦、螺栓和定位銷，有限元模型見圖9。為提高計算效率，全局有限元計算模型僅采用載荷最大的第二軸座模型。

(a)整體模型

主軸瓦和螺栓結構均采用1階六面體網格劃分，平均尺寸控制在2 mm以內。缸體、主軸承蓋結構較復雜，均采用2階四面體網格劃分，缸體網格平均尺寸控制在6 mm以內，并對主軸承座及曲通區域進行網格加密，局部網格平均尺寸控制在2 mm以內。螺栓孔表面節點與螺栓節點重合。主軸承蓋整體平均網格尺寸控制在4 mm以內，關注區域平均網格尺寸控制在2 mm以內。約束缸體頂部平面z向位移，約束缸體后端x向位移，約束缸體側面任意螺栓搭子面y向位移。主軸承座各零部件材料的基本力學參數見表1。

表 1 軸承座各零部件材料的力學性能參數

對于全局有限元模型，螺紋連接采用Abaqus軟件中的clearance、bolt和tabular模塊定義螺栓螺牙角、螺距和公稱直徑等參數。相比之前Tied接觸對連接方式，模擬精度有所改善，但該設置方法全局模型螺孔處的應力精度仍然欠佳，且優化敏感度差。對軸承座進行全局有限元模型多方案優化，包括軸承蓋設計優化、螺栓增長與變細、3顆與4顆螺栓連接等，計算得到的安全系數值均在0.8～0.9，不能鎖定關鍵原因。這些優化主要依據工程經驗，雖通過軟件邏輯控制可適當降低缸壓峰值，但仍未能通過耐久性臺架試驗驗證。因此，需要建立更高精度的螺紋連接副疲勞CAE分析方法指導設計優化。

2.3 螺栓子模型有限元分析

為保證仿真精度，子模型分界面至關重要：要盡量遠離模型應力集中、部件之間力傳遞以及約束位置。參考文獻[6]并經綜合考量，搭建的螺栓有限元子模型見圖10。

為進一步提高仿真精度，螺栓子模型的有限元網格采用質量等級最高的六面體網格單元，螺牙接觸面最小嚙合單元尺寸僅為50 μm，為提高計算的收斂性，螺牙嚙合接觸對的網格節點位置一一對應。

應用Abaqus的*SUBMODEL命令對圖10的N1、N2分界面應用全局有限元模型的計算結果進行節點位移差值驅動，并以此作為邊界求解螺栓有限元子模型在曲軸不同工況時刻點載荷下的應力，再應用FEMFAT軟件的TransMAX模塊對螺栓子模型的有限元計算結果進行計算。疲勞安全系數計算結果與實物對比見圖11，疲勞安全系數最小區域(應力幅值最大)正位于主軸承座進氣側內螺紋旋合最后一牙槽底外側，與試驗起裂區完全吻合，說明螺栓子模型疲勞仿真計算方法精度高，可以用于指導解決問題。

圖 11 螺栓子模型計算得到的疲勞安全系數與實物開裂對比

3 關鍵優化舉措及理論優化效果

考慮發動機系列的高通用化率設計，受生產線改制成本和開發進度的制約，該發動機主軸承座優化空間十分有限，如止口定位、增加連接螺栓數量等舉措難以實施。結合主因理論分析與設計對標，考慮方案設計周期最短與成本代價最小確定關鍵優化舉措，見圖12。一是增大被連接件(軸承蓋)剛度，軸承蓋加高5 mm(拱形加高8 mm)，y向加寬7 mm，兩側增加加強筋；二是降低螺栓的剛度，同時螺栓長度相應由71.5 mm加長至79.0 mm。由式(1)可以預測，這2處優化理論上可以降低螺紋連接副的應力幅值。

(a)軸承蓋

根據2個化優化舉措重新建立螺栓有限元子模型進行疲勞分析，優化前后主軸承座螺栓的最小安全系數對比見圖13。在同一缸壓輸入工況下，螺栓根部的應力顯著下降，安全系數由原設計狀態(試驗出現開裂)的0.91提高至1.16，提高27.5%，滿足設計要求，可以進行工程驗證。

(a)原設計

4 優化方案的試驗驗證

軸承座關鍵優化舉措實施后，該發動機順利通過所有臺架耐久性試驗驗證，缸體各項檢查均無裂紋(見圖14)，驗證工程化優化方案的有效性。

(a)著色顯影圖

5 結束語

基于理論分析和設計對標，設計CAE仿真分析方法流程，創建高精度的螺紋疲勞分析有限元子模型，有效指導產品設計優化，及時解決缸體軸承座開裂的重大問題，可確保產品按時上市。