基于Abaqus的汽車發動機機油濾清器濾座結構優化設計*

周瑞麗，鄭卿易，畢向秋

(1．臺州職業技術學院，浙江臺州 318000;2．臺州市福鑫汽車零部件有限公司，浙江臺州 317016;3．博世電動工具(中國)有限公司，浙江 杭州 310052)

0 引言

汽車發動機潤滑系統中，機油濾清器起著去除機油中雜質、確保機油清潔及延長發動機使用壽命的重要作用［1］。濾清器結構設計時，既要保證濾油量，又要增加螺桿的強度。中小型汽車零部件制造企業機油濾清器結構設計主要依靠經驗公式，試制后進行臺架試驗，如未通過臺架試驗，設計試制過程要反復進行，增加制造成本。

某型號機油濾清器，在臺架試驗過程中，濾座出現中間孔破裂和后側裂紋的失效狀態。為滿足濾座實際工作要求，需進行結構優化設計。傳統的結構優化方案周期較長，運用數值模擬的方法，以螺紋強度理論分析為基礎，借助Abaqus對優化前后結構強度進行對比分析，再通過試驗驗證優化設計的有效性。

1 濾油器工作狀態及失效原因分析

濾清器總成如圖1所示，濾座下方零部件通過螺桿與濾座中間螺紋孔進行連接。濾座在工作中，除了承受內部油壓作用以外，還要承受螺桿所連接重物載荷。螺紋孔與螺桿的旋合雖然有一定的擰緊力矩，但因螺紋孔的長度大于螺桿的長度，在擰緊力矩的作用下，螺桿受拉，在螺紋孔里可以自由伸長，螺紋孔所受的載荷為螺桿傳遞來的下部零件的重量載荷，與擰緊力矩無關［2］，螺紋孔處實際工作載荷包括下部零件的重量載荷和油腔油壓作用。

失效螺桿與螺孔的旋合狀態如圖2所示，螺桿頭部一部分螺紋旋合到螺紋孔尾部。因螺紋孔尾部螺紋牙底逐漸變淺，擰緊力矩作用下，螺桿有受拉伸長趨勢，而螺桿遇變淺的螺孔尾部無法有效旋合，被螺孔尾部卡住，卡住的螺桿在擰緊力矩作用下產生應力，應力通過螺紋，傳遞到螺孔尾部位置，這一位置正是破裂位置。

圖1 濾清器總成爆炸圖

圖2 中間螺紋孔的旋合狀態

在這工作情況下，濾座受力相當于工作載荷和預緊力的共同作用。螺栓總拉應力由軸向工作載荷F和剩余預緊力F″共同作用，由式(1)～(4)得出螺紋孔內牙所承受軸向力［3］。為提高有限元分析效率，將中間螺孔螺紋特征簡化為光滑圓孔，圓孔尺寸取內螺紋大徑模擬螺紋牙底，用螺桿與螺紋孔的摩擦和扭轉合成為所需力邊界條件對螺桿與螺桿孔的相互作用進行描述。若螺紋牙的彈性變形是協調的，則外螺紋連接部位產生軸向壓縮變形，而內螺紋連接部位產生軸向拉伸變形［4］。

2 數值模擬分析

2．1 分析模型建立

根據濾座在臺架試驗中的失效狀態，分析中將濾座作為分析重點關注零件，并將濾座中間螺桿螺紋孔作為重點關注部位。按照濾座各部分尺寸對模型進行簡化處理，濾座關鍵部位結構尺寸如圖3所示。運用Hypermesh進行網格劃分，堵頭等回轉體零件劃分為六面體單元，以提高分析效率;濾座結構較復雜，劃分為四面體單元，為保證分析精度，對分析重點關注的中間孔處單元進行網格加密處理。整個濾座有限元模型如圖4所示，單元總數為379 956。

以Abaqus為計算平臺，對濾座進行結構強度有限元分析，可以方便地模擬油腔、管路、接頭以及纖維加強結構等實際結構的力學行為［5］。

圖3 濾座螺紋部分結構

圖4 濾座有限元模型

2．2 邊界條件與材料模型

濾座實際工作壓力為0．3～0．6 MPa，臺架實驗中油壓為1．5 MPa，在濾座內所有承壓位置施加1．5 MPa的壓力，模擬臺架測試中的油壓作用;通過失效原因分析可知，所施加到中間孔部的力邊界條件，除了螺桿下部零件載荷，還包括由擰緊力矩產生的載荷。濾座是分析重點關注零件，材料模型定義為彈塑性模型。堵頭材料為45#鋼，不是分析重點關注零件，材料模型定義為彈性模型［6］。

3 原始結構分析結果

原始結構分析結果如圖5～7所示，零件等效應力和最大主應力分布趨勢較為一致。應力較大的區域主要出現在兩個位置:一是中間孔內距孔端面一定距離處，這一位置的最大等效應力和最大主應力均超過了145 MPa(材料疲勞極限)，局部區域最大主應力達365 MPa，遠超過了材料的疲勞極限，臺架試驗中的破壞位置也位于此處。應力較大的另一區域位于濾座后側連接圓角位置，應力介于90～120 MPa之間，接近材料的疲勞極限，實際臺架試驗中，這一位置出現了裂紋。

圖5 中間孔等效應力分布云圖

圖6 中間孔最大主應力分布云圖

圖7 后側圓角等效應力分布云圖

4 結構改進設計及數值分析結果

4．1 結構改進設計

由上述分析結果可知，濾座中間孔臺架試驗失效主要是因為中間孔內螺紋長度較短和中間孔和油腔底部強度不足造成中間孔失效，后側裂紋主要是油壓作用下，油腔底部外側強度不足造成。針對數值模擬分析的三個原因，進行結構改進，改進后幾何結構及有限元模型如圖8、9所示。

圖8 改進部位結構簡圖

圖9 改進結構有限元模型

除上述應力較大的位置外，濾座內承受油壓的油腔底部圓角位置應力達90 MPa，可考慮進一步加強圓角結構。

①增加中間孔內螺紋長度;②將油腔底部圓角結構設計為凸臺結構，在中間孔旁小油孔處增加圓角;③在承受油壓的油腔底部外側增加加強肋。

4．2 改進結構計算結果

圖10～12分別為改進結構有限元分析的等效應力和最大主應力分布云圖。

圖10 改進后中間孔等效應力分布云圖

圖11 改進后中間孔最大主應力分布云圖

圖12 改進結構后側圓角應力分布云圖

由圖可見，改進結構的等效應力和最大主應力均有明顯降低，中間孔的等效應力介于20～50 MPa，最大主應力介于20～60 MPa，與疲勞極限相比，具有一定的安全系數。濾座后側連接圓角等效應力介于40～60MPa，濾座承壓油腔底部圓角應力也降至安全范圍內，較原始結構，這些位置的應力有明顯改善。改進結構試制后，通過臺架試驗，未發生原始結構臺架試驗中出現的中間孔破裂及后側裂紋等缺陷，濾座結構能夠滿足濾清器工作狀態的要求。

5 結語

原始結構分析結果與臺架試驗失效狀態完全一致，充分驗證了分析方案及邊界條件的合理性;以分析結果作為參考而設計的改進結構，從數值模擬和臺架試驗兩個角度進行驗證，并得出改進結果有效的結論。研究表明，結合機械設計相關理論確定邊界條件，再運用數值模擬方法對產品結構強度進行分析，可以準確的模擬零件在工作中的應力狀態，能指導結構改進設計，為設計方案確定提供指導和參考。

［1］ 鄭 勁，張子成．汽車發動機構造與維修［M］．北京:化學工業出版社，2010．

［2］ 濮良貴，紀名剛．機械設計［M］．北京:高等教育出版社，1996．

［3］ 周先輝，孫友松，張爾文．基于有限元方法的傳動螺紋螺牙軸向載荷分布規律分析［J］．機械設計與制造，2008(1):16－18．

［4］ 楊 強，苗德華，王艷麗，等．螺母牙形及旋合長度對螺栓牙根部應力的影響［J］．天津工程師范學院學報，2007(3):29－32．

［5］ 李 毅．基于ABAQUS的過盈配合有限元數值仿真［J］．制造業自動化，2012(8):148－150．

［6］ 趙前成，呂 浩，楊昌林，等．油泵月牙板結構強度仿真分析［J］．機械研究與應用，2014(4):94－95．