1 引言

發(fā)動機(jī)工作時(shí)缸體承受包括熱應(yīng)力、氣體作用力、質(zhì)量慣性力和活塞側(cè)推力等載荷。交變載荷通過主軸瓦和螺栓傳遞到缸體主軸承座上，主軸承座區(qū)域應(yīng)力較大易發(fā)生疲勞。若缸體強(qiáng)度不足，結(jié)構(gòu)薄弱區(qū)域則會生成疲勞裂紋，裂紋擴(kuò)大甚至?xí)鸶左w開裂，造成發(fā)動機(jī)報(bào)廢[1]。

 

因發(fā)動機(jī)運(yùn)行時(shí)無法同時(shí)測量缸體內(nèi)部應(yīng)力情況，隨著數(shù)值模擬技術(shù)的快速發(fā)展，目前大多采用數(shù)值模擬仿真缸體強(qiáng)度。文獻(xiàn)[2]中通過聯(lián)合疲勞強(qiáng)度和拓?fù)鋬?yōu)化計(jì)算軟件，在計(jì)算全局缸體缸蓋強(qiáng)度基礎(chǔ)上，截取局部子模型快速優(yōu)化強(qiáng)度低區(qū)域，優(yōu)化效率高。文獻(xiàn)[3]中詳細(xì)介紹了發(fā)動機(jī)冷卻系統(tǒng)設(shè)計(jì)和溫度場仿真，并應(yīng)用到發(fā)動機(jī)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真計(jì)算中，對水套根部等薄弱區(qū)域進(jìn)行優(yōu)化。上述方法可以仿真缸體大部分表面區(qū)域結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，但不能準(zhǔn)確計(jì)算主軸承座螺栓孔強(qiáng)度。文獻(xiàn)[4]中利用鑄造仿真分析技術(shù)找出缸體鑄造缺陷原因，解決了缸體螺栓搭子因鑄造缺陷產(chǎn)生的開裂問題。文獻(xiàn)[5]在發(fā)動機(jī)簡化裝配模型上計(jì)算載荷工況下螺栓受力情況，以此為載荷邊界帶入含螺紋結(jié)構(gòu)的局部子模型，計(jì)算螺栓和缸體螺紋區(qū)域應(yīng)力。文獻(xiàn)[6]中通過加入曲軸載荷計(jì)算全局模型缸體位移，以此位移邊界再帶入螺栓孔子模型計(jì)算主軸承螺紋孔表面螺紋疲勞強(qiáng)度。上述方法可以較準(zhǔn)確的計(jì)算螺紋強(qiáng)度，對類似螺紋疲勞開裂問題具有較高指導(dǎo)意義。但該方法仍需建立螺紋網(wǎng)格模型，建模難度較高，不利于短時(shí)間多方案橫向?qū)Ρ?，效率低?/span>

 

本文利用缸體單軸座模型和模擬螺紋接觸算法，簡化螺紋模型提高建模和計(jì)算效率。利用該方法快速計(jì)算缸體軸座螺栓孔應(yīng)力幅值、疲勞安全系數(shù)和聯(lián)接系統(tǒng)彎曲變形結(jié)果，指導(dǎo)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)優(yōu)化，有效解決缸體軸座螺栓孔開裂問題。

 

2 理論分析

2.1 疲勞分析

本文研究鋁合金缸體軸座開裂現(xiàn)象，通過斷口分析顯示疲勞裂紋源位于主軸承座螺栓孔外側(cè)，為多點(diǎn)起裂，與主軸承座螺栓最后一牙螺紋嚙合位置重合。起裂區(qū)斷口形貌為準(zhǔn)解理和撕裂，樣品擴(kuò)展區(qū)斷口形貌為準(zhǔn)解理和貝殼紋，是明顯疲勞斷裂特征。斷口附近受力狀態(tài)為正應(yīng)力。

 

 

圖1 軸座斷裂示意圖

 

通過裂紋紋理分析判斷缸體開裂為高周疲勞開裂，根據(jù)疲勞斷裂理論，疲勞安全系數(shù)計(jì)算公式如下

 

 

 

其中 表示材料許用應(yīng)力幅值， 表示應(yīng)力幅值。應(yīng)力幅值越大，疲勞安全系數(shù)越小，而應(yīng)力幅值主要是在發(fā)動機(jī)循環(huán)做功過程中產(chǎn)生，與發(fā)動機(jī)燃燒爆發(fā)壓力直接相關(guān)。

 

2.2 螺栓連接分析

缸體所受載荷均由螺栓傳遞給軸座，對軸蓋、主軸承座螺栓和缸體組成的螺栓聯(lián)接系統(tǒng)進(jìn)行受力分析，螺栓受力可通過公式（2）、（3）計(jì)算[8]，

 

 

 

其中：F0為螺栓裝配預(yù)緊力，Kb為螺栓剛度，Kc為被連接件剛度，F(xiàn)w為外載力,A為橫截面積，E為彈性模量，L為長度。由圖2螺栓聯(lián)接系統(tǒng)形變圖可知，為減小缸體軸座螺栓孔區(qū)域應(yīng)力幅值，可以從螺栓、被連接件結(jié)構(gòu)剛度和外載兩個(gè)方向進(jìn)行優(yōu)化。

 

 

圖2 螺栓聯(lián)接系統(tǒng)形變圖

 

3 分析模型

3.1 等效單軸座模型

本文研究發(fā)動機(jī)缸體為龍門式缸體，分析模型包括：缸體、主軸承蓋、缸套、主軸瓦、定位銷和主軸承座螺栓。為提升計(jì)算效率，只關(guān)注開裂軸座局部強(qiáng)度，根據(jù)圣維南原理在全局模型上截取單軸座模型，如圖3所示。其中，主軸瓦和螺栓結(jié)構(gòu)均采用一階六面體網(wǎng)格劃分，平均尺寸控制在2.0 mm內(nèi)。而缸體、主軸承蓋結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，均采用二階四面體網(wǎng)格劃分。缸體網(wǎng)格平均尺寸控制在6 mm，并對主

 

軸承座及曲通區(qū)域進(jìn)行網(wǎng)格加密，局部網(wǎng)格平均尺寸控制在2 mm內(nèi),螺栓孔表面節(jié)點(diǎn)與螺栓節(jié)點(diǎn)重合。主軸承蓋整體平均網(wǎng)格尺寸控制在4 mm，關(guān)注區(qū)域平均網(wǎng)格尺寸控制在2 mm。

 

 

圖3 分析模型示意圖

 

坐標(biāo)X方向?yàn)榘l(fā)動機(jī)前端指向后端，Z向?yàn)榘l(fā)動機(jī)底部指向頂部，Y方向?yàn)檫M(jìn)氣側(cè)指向排氣側(cè)。通過合理設(shè)置邊界條件，使單軸座模型計(jì)算結(jié)果與全模型計(jì)算結(jié)果一致，而單軸座模型計(jì)算效率可以提高4倍以上。

 

3.2 螺紋接觸模型

主軸承蓋螺栓與缸體通過螺紋嚙合連接，若將螺紋結(jié)構(gòu)全部進(jìn)行網(wǎng)格劃分，節(jié)點(diǎn)數(shù)將達(dá)到千萬級。該方法計(jì)算時(shí)間長，不利于快速對比優(yōu)化模型有效性。如圖4所示，常規(guī)仿真分析中將螺紋接觸面簡化為圓柱面，并設(shè)置接觸關(guān)系為綁定硬連接。這種方法雖然計(jì)算時(shí)間短，但大大提高連接剛度，螺栓孔區(qū)域計(jì)算結(jié)果誤差大。本文在簡化螺紋模型基礎(chǔ)上，采用Abaqus軟件中的“clearance,bolt,tabular”模塊，通過定義螺栓螺牙角、螺距和公稱直徑等參數(shù)，模擬螺紋嚙合接觸狀態(tài)[9]。該方法既提高了計(jì)算效率，又可以較準(zhǔn)確計(jì)算螺栓孔疲勞強(qiáng)度，具有突出技術(shù)優(yōu)勢。

 

 

圖4 螺紋模型示意圖

 

4 輸入?yún)?shù)

4.1 載荷邊界

發(fā)動機(jī)運(yùn)行時(shí)，缸體軸座所受載荷主要包括：溫度載荷、螺栓軸力和曲軸載荷等。其中，曲軸載荷是氣體燃燒對活塞產(chǎn)生的氣體作用力和活塞連桿運(yùn)動產(chǎn)生的慣性力等組成的合力，該載荷經(jīng)連桿曲軸傳遞到主軸承座上。通過AVL/Excite軟件曲軸動力學(xué)EHD（Elasto hydrodynamic）載荷分析，得到如圖5所示額定轉(zhuǎn)速工況下主軸承在各方向上受力示意圖。

 

 

圖5 主軸瓦EHD載荷

 

選擇每對主軸承各方向的最大載荷工況點(diǎn)，將各工況點(diǎn)對應(yīng)的載荷映射到主軸瓦有限元模型節(jié)點(diǎn)上，以此作為本次分析的曲軸載荷輸入，如圖6所示。每個(gè)軸座曲軸載荷工況點(diǎn)不于4個(gè)。

 

 

圖6 曲軸載荷

 

4.2 材料參數(shù)

本文研究中各零部件基本材料參數(shù)見表1，為提高計(jì)算精度，各零部件均考慮材料彈塑性及不同溫度下材料力學(xué)性能。

 

表 1. 零部件基本材料參數(shù).

 

 

4.3 邊界條件

為使有限元計(jì)算收斂，需要結(jié)合實(shí)際發(fā)動機(jī)安裝狀態(tài)，對模型施加足夠的邊界約束條件，避免計(jì)算模型產(chǎn)生不確定位移。在本次分析中，約束缸體后端X向位移，約束缸體進(jìn)氣側(cè)任意螺栓搭子面Y向位移，約束缸體頂部平面Z向位移。

 

5 分析結(jié)果

5.1 缸體應(yīng)力幅值

基于缸體開裂原理，經(jīng)過多輪次優(yōu)化模型仿真驗(yàn)證,最終對軸蓋、螺栓和缸體進(jìn)行多方向結(jié)構(gòu)優(yōu)化，結(jié)構(gòu)對比如圖7所示。

 

 

圖7 結(jié)構(gòu)對比示意圖

 

各工況缸體強(qiáng)度計(jì)算完成后，對結(jié)果文件進(jìn)行疲勞后處理。缸體軸座螺栓孔外側(cè)應(yīng)力幅值云圖如圖8所示，其中原模型螺栓孔最大應(yīng)力幅值為22.5 MPa，正好位于螺栓最后一牙嚙合螺紋外側(cè)位置，與裂紋起源位置吻合。該位置應(yīng)力幅值偏大是因?yàn)榇颂庍B接剛度突變，位移梯度大，受正應(yīng)力。經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化后螺栓孔最大應(yīng)力幅值降低至18.2 MPa，下降19.1%。提取螺栓孔最后一牙圓周方向各節(jié)點(diǎn)應(yīng)力幅值，如圖9中曲線所示。經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，螺栓孔底部圓周方向一圈節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力幅值均得到明顯改善。

 

 

圖8 應(yīng)力幅值

 

 

圖9 應(yīng)力幅值分布曲線

 

5.2 缸體疲勞安全系數(shù)

缸體軸座螺栓孔外側(cè)疲勞安全系數(shù)云圖如圖10所示。其中，原模型螺栓孔最小疲勞安全系數(shù)只有0.87，位置位于螺栓最后一牙嚙合螺紋外側(cè)。該位置疲勞安全系數(shù)小于1，強(qiáng)度不足，與試驗(yàn)中缸體軸座斷裂現(xiàn)象吻合。經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，優(yōu)化方案螺栓孔最小疲勞安全系數(shù)提高至1.10，滿足疲勞強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)，結(jié)構(gòu)強(qiáng)度可靠。如圖11中曲線所示，提取螺栓孔最后一牙圓周方向各節(jié)點(diǎn)疲勞安全系數(shù)。經(jīng)過結(jié)構(gòu)優(yōu)化，螺栓孔底部圓周方向一圈節(jié)點(diǎn)的疲勞安全系數(shù)均得到明顯改善。

 

 

圖10 疲勞安全系數(shù)

 

 

圖11 疲勞安全系數(shù)分布曲線

 

根據(jù)GB / T18297-2001“汽車發(fā)動機(jī)性能試驗(yàn)方法”和GB / 19055-2003“汽車發(fā)動機(jī)可靠性試驗(yàn)方法”并結(jié)合企業(yè)自身試驗(yàn)規(guī)范，對優(yōu)化模型發(fā)動機(jī)開展交變負(fù)荷和全速全負(fù)荷可靠性試驗(yàn)，考核缸體軸座的可靠性。優(yōu)化方案經(jīng)過多輪臺架可靠性驗(yàn)證均順利通過，軸座未再出現(xiàn)裂紋，軸座檢查如圖12所示。試驗(yàn)結(jié)果證明了本文研究的軸座螺栓孔疲勞計(jì)算方法仿真精度較高，優(yōu)化方案措施有效，保證缸體可靠性的同時(shí)，有效降低了測試成本，提升開發(fā)效率。

 

 

圖12 優(yōu)化模型臺架試驗(yàn)軸座檢查

 

5.3 聯(lián)接系統(tǒng)變形

如圖13主軸承蓋與缸體軸座聯(lián)接系統(tǒng)Y向變形云圖顯示，在裝配工況下，原模型螺栓產(chǎn)生Y向朝外側(cè)較大彎曲變形。主要原因是原模型主軸承蓋兩側(cè)結(jié)構(gòu)剛度差異大，加載螺栓軸力后，軸蓋螺栓孔兩側(cè)壓縮變形，螺栓朝Y向外側(cè)彎曲。如圖14曲軸載荷工況下聯(lián)接系統(tǒng)Y向彎曲變形云圖所示，因曲軸載荷主推力側(cè)朝向軸座外側(cè)，使聯(lián)接系統(tǒng)Y向變形量增大，螺栓彎曲增加。螺栓底部朝外側(cè)彎曲造成軸座螺栓孔外側(cè)產(chǎn)生集中正應(yīng)力，發(fā)動機(jī)長時(shí)間高速運(yùn)行后，軸座螺栓孔底部外側(cè)便產(chǎn)生了疲勞裂紋。通過對比，裝配工況下優(yōu)化方案使螺栓Y向彎曲變形量由原23.4 μm降低至6.16 μm，曲軸載荷工況下螺栓Y向彎曲變形量由原45.7 μm降低至10.40 μm，優(yōu)化效果明顯。

 

 

圖13 裝配工況Y向變形云圖

 

 

圖14 載荷工況Y向變形云圖

 

6 結(jié)論

本文采用一種高效且精度較高的螺紋疲勞強(qiáng)度仿真分析方法，對某型發(fā)動機(jī)缸體主軸承軸座螺紋疲勞開裂問題進(jìn)行研究?？紤]曲軸EHD等載荷，比較原方案與優(yōu)化方案的軸座螺栓孔疲勞強(qiáng)度，和聯(lián)接系統(tǒng)彎曲變形結(jié)果，主要結(jié)論如下：

（1）采用單軸座、模擬螺紋接觸模型，可以快速較準(zhǔn)確的計(jì)算螺栓孔疲勞強(qiáng)度，計(jì)算效率提升4倍以上。

（2）原模型主軸承螺栓Y向彎曲變形大，造成缸體軸座螺栓孔外側(cè)螺紋嚙合最后一牙位置應(yīng)力集中，應(yīng)力幅值較大，疲勞安全系數(shù)低，與試驗(yàn)中軸座起裂源位置吻合。

（3）優(yōu)化模型主軸承螺栓Y向變形顯著減小，缸體軸座螺栓孔外側(cè)應(yīng)力幅值降低，疲勞安全系數(shù)達(dá)到1.1，強(qiáng)度可靠，通過試驗(yàn)驗(yàn)證。

 

資料來源：達(dá)索官方