發動機缸體主軸承孔變形優化

高宏偉，韓力春，田小飛，張靜，魏志明，張艷青

(北京汽車股份有限公司汽車研究院，北京 101106)

針對當前發動機性能不斷提升、匹配混合動力車型及高熱效率等需求，發動機關鍵摩擦副潤滑需重點關注。主軸承是發動機中關鍵的摩擦副之一，需重點對其潤滑進行研究。為實現精益研發設計目標，更好改善主軸承潤滑，需通過理論計算實現主軸承結構最優設計。

本研究以發動機主軸承孔變形為研究對象，主軸承孔由缸體及主軸承蓋共同構成。主軸承孔關鍵加工工序為鏜孔，鏜孔時需裝配主軸承蓋螺栓，為使主軸承孔在實際發動機裝配狀態下更加接近理論圓狀態，一般鏜孔時設定的主軸承蓋螺栓擰緊工藝與實際發動機裝配狀態保持一致。經過主軸承孔鏜孔后，獲得更加接近理論圓狀態的主軸承孔，忽略鏜孔工藝偏差，認為主軸承孔圓度及圓柱度均為0。實際發動機裝配主軸瓦及曲軸前，需拆掉主軸承蓋進行二次裝配，二次裝配時各摩擦副間接觸狀態及材料塑性發生變化。為研究二次裝配的單一因素對主軸承孔變形影響，本研究重點基于無主軸瓦裝配狀態對二次裝配的影響進行分析，該狀態下的變形是研究重點，以下稱為主軸承孔變形。

發動機工作過程中，高壓潤滑油進入缸體主油道，經主油道流入主軸承對主軸承進行潤滑，為保證主軸承達到較好的潤滑狀態，需最大限度降低主軸承孔變形，孔變形下降利于改善主軸瓦在安裝狀態下的圓度及圓柱度，從而使主軸承達到較好的潤滑狀態。

對于主軸承孔附近位置的結構設計，包括主軸承螺栓等級和螺栓跨距等參數，早期大部分機型都是以經驗設計為主。對于目前高性能及混動化發動機主軸承結構設計及優化，需借助仿真分析手段，對主軸承孔變形進行優化，綜合考慮材料塑性、螺栓軸力波動及裝配過盈量等因素影響，最終平衡強度及變形綜合影響，實現主軸承結構的極致設計。

1 方案介紹

1.1 發動機設計參數

針對當前一款在研發動機主軸承孔變形進行優化，從而最大限度改善主軸承潤滑情況，滿足高性能、混動化及高熱效率需求。本研究主要借助仿真分析手段對主軸承孔變形優化過程進行分析，識別主軸承孔變形偏大的原因并提出優化方案。發動機原始設計狀態見表1。

表1 發動機設計參數

1.2 主軸承孔變形實測結果

對各主軸承孔變形進行測量，測試環境溫度為25 ℃。發動機缸體為生產線批次產品，主軸承孔經鏜孔后，二次裝配主軸承蓋螺栓，未裝配主軸瓦。測試用的裝配體包含發動機缸蓋，缸蓋螺栓按實際擰緊工藝進行裝配。

為方便測量和便于體現結果的可對比性，每個主軸承孔選取兩個截面，每個截面選取5個角度進行測量。主軸承孔變形測試角度及截面選取位置見圖1。主軸承孔變形量指主軸承孔特定截面及角度下實測徑向長度與名義軸承孔直徑做差，獲得的差值為正則代表主軸承孔被拉伸，負則代表主軸承孔被壓縮。

圖1 測試角度及截面位置

主軸承孔變形測試結果見表2，實測主軸承孔各角度下變形量最大為11 μm。主軸承孔變形最大值出現在A向。初步分析認為是主軸承座A方向剛度偏低導致，但僅憑經驗考慮剛度對主軸承孔變形影響很難進行量化，故需借助有限元分析手段對主軸承孔變形結果進行量化，并用敏感度分析識別主軸承孔變形產生的主要原因。

表2 主軸承孔變形實測結果 μm

2 仿真分析

結合實測孔變形結果，可知最大值出現在第一主軸承座(以下簡稱MB1)，以下通過有限元方法對MB1孔變形進行仿真。

2.1 有限元模型描述

2.1.1 有限元模型

仿真分析目的是獲得主軸承孔因主軸承蓋二次復裝產生的變形，為同時考慮缸蓋螺栓軸力對主軸承附近變形的影響，仿真分析模型需增加缸蓋及缸蓋螺栓。有限元模型包含發動機缸體、缸蓋、缸蓋螺栓、主軸承蓋、主軸承蓋螺栓(見圖2)。

圖2 有限元模型

2.1.2 材料參數設置

本研究中機型缸體材料為鑄造鋁合金，該材料屈服點不明顯，在低于屈服點載荷的作用下，也會產生一定程度的塑性變形，且對微觀變形的影響不容忽略。為考慮缸體材料塑性對孔變形的影響，仿真分析時缸體使用彈塑性材料參數，其余部件使用線彈性材料參數，材料牌號見表3。

表3 材料設置

2.1.3 約束邊界設置

為滿足靜力學求解條件，并獲得準確的孔變形，仿真分析時選取遠離主軸承的位置施加約束邊界。約束缸蓋前端面向自由度，約束缸蓋頂部側面向自由度，約束缸蓋頂面向自由度(見圖3)。

圖3 約束邊界

2.2 載荷及工況描述

仿真分析主要考慮以下幾方面載荷對主軸承孔變形的影響。

1)主軸承蓋螺栓軸力：為使主軸承孔變形仿真結果與測試結果具有可對比性，仿真分析時使用實測主軸承蓋螺栓軸力，該軸力作為仿真分析時初始軸力進行施加；主軸承蓋拆卸后二次復裝，復裝導致的螺栓與夾緊件間摩擦系數變化會使螺栓軸力上升，采用復裝軸力作為復裝工況的軸力輸入載荷。

2)缸蓋螺栓軸力：為體現缸蓋螺栓軸力對主軸承孔變形的影響，仿真模型使用實測螺栓軸力作為初始裝配載荷進行施加。

3)止口過盈量：為使主軸承孔變形仿真結果與測試結果具有可對比性，缸體與主軸承蓋間初始止口過盈量使用實測值；同時，在主軸承蓋二次復裝后，止口過盈量會有一定量的下降，將該過盈量作為仿真分析中復裝工況載荷進行施加。

仿真分析工況設置主要用來模擬主軸承孔鏜孔及二次裝配過程：

1)初始裝配工況：初始有限元模型中軸承孔直徑為名義值，對主軸承蓋及缸蓋螺栓分別施加實測軸力，獲得主軸承孔變形Ⅰ；

2)固定螺栓長度工況：該工況仿真目的是分析系統剛度變化對螺栓軸力的影響；

3)卸載工況：該工況為模擬主軸承拆解工況，對螺栓軸力及止口過盈量卸載；

4)復裝工況：復裝工況是為模擬主軸承蓋二次安裝狀態，對主軸承蓋螺栓施加實測復裝軸力，對缸體與主軸承蓋止口接觸面施加實測過盈量，獲得主軸承孔變形Ⅱ。

對主軸承孔變形Ⅱ與變形Ⅰ做差，其差值為最終仿真主軸承孔變形，該仿真主軸承孔變形用于與實測主軸承孔變形對比分析。載荷及工況設置見表4。

表4 載荷及工況設置

2.3 結果分析

對原設計方案進行仿真分析，分別提取step4與step1中第一主軸承孔各截面對應不同角度的徑向長度，并對兩個分析步中各截面對應不同角度徑向長度做差，由此獲得的差值作為對應位置的孔變形。原方案MB1孔變形如表5所示。

表5 原方案MB1孔變形結果 μm

經對比分析可知，各主軸承孔孔變形仿真值與測試值的趨勢基本一致，均呈現沿氣缸豎直方向為壓縮變形，豎直至水平方向逐漸變為拉伸變形，變形趨勢見圖4。仿真與測試孔變形存在一定偏差，主要由仿真模型與實際參數存在偏差所致，差異主要體現在復裝軸力載荷、材料參數。經討論評估認為誤差在可接受范圍，將此分析模型作為后續優化過程的基礎模型。

圖4 實測與仿真主軸承孔變形結果對比

復裝工況step4對應的塑性變形結果見圖5。由仿真結果可知，主軸承蓋螺栓與主軸承孔之間缸體結構發生局部塑性變形，隨著主軸承蓋拆卸復裝，缸體局部塑性變形會不斷累積。缸體局部產生塑性變形，會使前后兩次裝配的主軸承孔變形不一致，就產生主軸承孔變形。從仿真結果可知，主軸承孔變形由前后兩次變形差異決定，初始裝配工況引入的螺栓軸力也會決定后續復裝工況材料發生塑性變形時處于哪一塑性階段，即初始裝配工況螺栓軸力也會影響主軸承孔變形。

圖5 缸體塑性變形結果

基于有限元結果，初步判斷主軸承孔變形是受塑性變形及復裝工況載荷變動等因素的影響。材料發生塑性變形由多方面因素引起，一般考慮材料強度過低、缸體壁厚過薄、螺栓軸力過大及止口過盈量偏大等方面。為尋找當前設計方案產生主軸承孔變形的主要原因，進行后續敏感度分析。

3 主軸承孔變形敏感性分析

基于當前設計狀態及實際工程應用，考慮主軸承蓋側向止口過盈量、螺栓軸力及螺栓跨度調整對變形的影響，進行后續仿真分析。

3.1 側向止口過盈量影響分析

當前方案主軸承蓋采用側向過盈定位結構，主軸承蓋裝配過程中，其側向會與缸體發生剮蹭，表面粗糙度下降，反復裝配時，會導致主軸承蓋側向過盈量降低。主軸承蓋二次復裝止口過盈量下降至32 μm后，會使缸體與主軸承蓋連接剛度下降，即二次裝配會使主軸承孔圓度發生變化，產生一定孔變形。

仿真分析時，考慮主軸承蓋復裝過程中側向過盈量的變化，初始裝配工況及復裝工況的過盈量均為實測值。經仿真分析，主軸承蓋復裝過盈量下降后，孔變形下降0.2 μm左右，變化幅度較小，變形分析結果見表6。由此判斷，止口過盈量對變形影響較小。從止口過盈設計初衷角度考慮，過盈設計也是保證主軸承蓋安裝定位，非承載功能，變形分析對比結果也體現了這一點，即止口過盈設計并非起到承載功能。

表6 過盈量對主軸承孔變形影響對比 μm

3.2 螺栓軸力影響分析

結合原方案缸體塑性變形分析結果，主要考慮初始螺栓軸力作用下使缸體發生較大塑性變形，初始螺栓軸力作為重要考慮因素，研究初始螺栓軸力對孔變形的影響。在當前裝配工藝方案不變的前提下，將主軸承蓋螺栓由M10調整為M9，等級不變，由此降低主軸承螺栓初始裝配軸力，初始軸力由55 kN下降至45 kN，復裝軸力由57 kN下降至47 kN，軸力下降可減小缸體局部塑形變形，從而改善主軸承孔變形。

仿真分析考慮初始螺栓軸力降低對主軸承孔變形影響，并與原方案進行對比，孔變形分析結果見表7。由分析結果可知，孔變形由9.4 μm下降到6.2 μm，降幅約34%。螺栓軸力下降后，初始裝配狀態缸體局部塑形變形減小，復裝軸力增加后主軸承孔圓度與初始裝配狀態相比差異變小，即主軸承孔變形下降，且改善效果明顯，故認為初始螺栓軸力對變形影響較大。僅調整主軸承蓋螺栓規格，無需修改缸體模具及調整擰緊機位置，使設計成本降低，這也是確定后續工程方案的重要考慮因素。

表7 螺栓軸力對主軸承孔變形影響對比 μm

3.3 螺栓跨距影響分析

將主軸承蓋螺栓跨距加大6 mm，螺栓規格維持原方案不變。孔變形分析結果見表8，分析結果顯示，主軸承孔變形由9.4 μm下降到4.9 μm，下降約91%，改善效果明顯。

表8 螺栓跨距對主軸承孔變形影響對比 μm

主軸承蓋螺栓跨距加大后，增加了缸體位于主軸承孔與主軸承蓋螺栓之間的壁厚，局部剛度增加，可減小缸體局部塑性變形，從而改善主軸承孔變形。對于當前發動機方案，螺栓跨距調整對主軸承孔變形改善效果明顯，加大主軸承孔與主軸承蓋螺栓之間壁厚可作為優化主軸承孔變形的主要方向。

3.4 主軸承孔變形敏感性總結

由原設計方案敏感性分析結果可知，螺栓跨距對主軸承孔變形影響最大，螺栓軸力次之，止口過盈量影響最小。

調整螺栓跨距對主軸承孔變形改善效果最明顯，但調整螺栓跨距方案需對缸體進行設計變更，同時也需要調整裝配工藝線上螺栓擰緊機位置，這些都會使變更成本增加，經評估確定調整螺栓跨距作為后續備選方案，暫不進行實物驗證。

綜合考慮主軸承孔變形敏感性及成本因素，初步確定采用調整螺栓軸力方案改善孔變形，將螺栓規格由M10調整為M9，保持螺栓跨距不變，并進行各軸承座孔變形完整分析、缸體與主軸承蓋接觸開啟分析及螺栓強度分析，從仿真角度綜合考慮該方案的可行性。

4 主軸承孔變形優化方案分析

4.1 各軸承座孔變形分析

針對初步確定的M9螺栓優化方案，對各個主軸承座進行主軸承孔變形分析，結果見表9。結果顯示，最大主軸承孔變形位于MB1，為6.2 μm，各軸承座孔變形水平接近。優化方案相比原方案，主軸承孔變形大小整體下降比較明顯，從仿真角度推薦對該方案進行實際工程驗證。

表9 優化方案孔變形仿真結果 μm

4.2 主軸瓦孔變形分析

4.2.1 仿真模型

實際發動機運轉過程中，主軸瓦與曲軸主軸頸實際接觸，其間隙變化為影響曲軸主軸承潤滑條件的關鍵因素。對原方案及優化方案主軸瓦孔變形進行對比分析，考慮到各主軸承座剛度差異較小，僅以MB1為對象，驗證優化方案主軸瓦孔變形改善效果。相比主軸承孔變形仿真分析模型，該仿真模型中增加了主軸瓦。

4.2.2 分析工況

仿真分析工況設置同主軸承孔變形分析工況，僅在復裝工況增加主軸瓦，并施加主軸瓦過盈量，模擬主軸承及主軸瓦實際加工及裝配過程，工況設置見表10。

表10 載荷及工況設置

4.2.3 分析結果

以主軸瓦孔變形作為驗證性參考結果，本研究僅對比截面Ⅰ及截面Ⅱ的A及D方向主軸瓦孔變形結果。提取step4工況對應截面主軸瓦內徑，并與名義直徑作差，以該值作為主軸瓦孔變形結果，分析結果見表11。

表11 主軸瓦孔變形仿真結果 μm

經對比分析可知，兩種方案主軸瓦最大孔變形均發生在A向，裝配狀態主軸瓦孔變形趨勢與無軸瓦裝配狀態主軸承孔變形趨勢一致，且主軸瓦過盈安裝會對主軸承孔變形趨勢進行放大。優化方案相比原方案，主軸瓦各截面最大孔變形均有改善，最大變形改善23%，優化方案主軸瓦內側孔變形更接近理想狀態。由以上結果可知，可通過優化主軸承孔變形改善主軸瓦內側變形情況，從而改善曲軸主軸承潤滑情況。

4.3 接觸開啟分析

4.3.1 分析工況

優化方案采用M9螺栓，軸力降低，需使用有限元仿真分析手段評估主軸承蓋與缸體接觸開啟情況。如果主軸承蓋與缸體結合面開啟，會加劇螺栓疲勞破壞，同時還可能在缸體與主軸承蓋接觸區域發生微動磨損，最終產生疲勞破壞。

仿真分析時使用理論最小主軸承蓋螺栓軸力，目的是評估極限載荷工況下，主軸承蓋與缸體結合面是否開啟。為獲得準確的工作工況下主軸承座載荷，各軸承座加載軸承EHD載荷，各軸承座載荷見圖6及圖7。

圖6 各軸承座y向軸承載荷

圖7 各軸承座z向軸承載荷

在準確模擬工作狀態主軸承座受力情況的前提下，為節省計算資源，對完整工作循環的載荷進行篩選，選取各軸承座+，-，+，-向載荷幅值時刻作為接觸開啟分析工況點，工況設置見表12。

表12 接觸開啟分析工況設置

4.3.2 分析結果

圖8示出各軸承座接觸壓力分布。一般情況下，當螺栓軸力不足時，最先發生接觸開啟的是主軸承孔與主軸承蓋之間接觸面區域。分析結果顯示，主軸承蓋與缸體接觸面接觸壓力均大于0，主軸承蓋與缸體未發生開啟，最小螺栓軸力滿足該發動機燃燒壓力使用要求。仿真使用的是理論最小軸力，該軸力是基于理論最大摩擦系數及最小扭矩力矩計算所得，通常這種組合的極限狀態很難在實際中發生，所以最小軸力狀態已覆蓋所有實際工作工況，認為當前螺栓軸力滿足使用要求。

圖8 各軸承座接觸壓力

4.4 高強螺栓分析

4.4.1 數值法校核

優化方案螺栓調整以后，需重新進行螺栓校核。基于數值校核方法，從抗壓強度、旋合長度及疲勞強度幾個方面對螺栓進行評估。抗壓安全系數主要考察螺栓頭部與夾緊件之間壓力是否超過材料抗壓強度，如果超過材料抗壓強度，會出現壓潰現象；旋合長度主要考察螺栓安裝狀態內螺紋強度，如果旋合長度不足，會發生內螺紋破壞；疲勞強度主要考察螺栓承受交變載荷作用時是否滿足要求。經數值校核，高強螺栓設計滿足使用要求，如表13所示。數值校核無法考慮主軸承蓋剛度的影響，螺栓強度數值校核結果會存在誤差。為考察結構剛度對螺栓強度的影響，進行后續有限元校核。

表13 螺栓校核結果

4.4.2 有限元法校核

引入有限元法校核的目的是考察結構剛度對螺栓疲勞強度的影響，使結果更加準確。選取裝配工況及工作工況載荷作為螺栓疲勞強度計算的交變載荷。螺栓編號見圖9。

圖9 螺栓編號

考慮螺栓軸向承載特點，選取各軸承座承受-向載荷幅值時刻作為螺栓疲勞分析工況點，疲勞工況設置如表14所示。

表14 螺栓疲勞分析工況設置

各螺栓校核結果見表15。結果顯示，各螺栓最小疲勞安全系數為1.61，位于8號螺栓，大于評價標準1.2，滿足使用要求。各螺栓疲勞安全系數差異較大，除各軸承座剛度存在差異外，受發動機工作影響，各主軸承座受力差異也較大，這些因素都會使各個螺栓疲勞安全系數產生差異。

表15 有限元法螺栓疲勞校核結果

5 優化結果驗證

對于螺栓由M10調整為M9的優化方案，各主軸承孔變形、接觸開啟及高強螺栓校核均滿足使用要求，具備實物驗證條件。同時仿真結果顯示，該優化方案主軸承孔變形相比初始方案下降34%，從理論校核角度認為主軸承孔變形改善效果明顯，經評估確定對該優化方案進行工程驗證，如主軸承孔變形改善效果明顯，可作為量產方案進行推進。為規避主軸瓦過盈量公差因素影響，工程驗證僅評估主軸承孔變形改善效果及螺栓是否滿足使用要求。

1)主軸承孔變形驗證：螺栓調整后主軸承孔變形結果如表16所示，實測主軸承孔變形整體改善趨勢與仿真基本一致，數值存在差異，但誤差可接受，認為使用該方案可較大幅度降低主軸承孔變形，后續可通過耐久試驗進行考核。

表16 優化方案主軸承孔變形實測結果 μm

2)耐久試驗驗證：針對優化方案進行耐久試驗驗證，耐久試驗后缸體與主軸承蓋未開啟，螺栓未斷裂，各軸承副潤滑效果良好，結合仿真結果認為孔變形改善效果良好，優化方案可作為工程化方案。耐久試驗后的缸體、主軸承蓋及螺栓見圖10。

圖10 試驗后樣件狀態

6 結束語

重點針對主軸承孔變形進行仿真優化及實物驗證，最終實現主軸承孔變形大幅降低，同時該優化方案不產生額外的設計變更成本，潤滑驗證滿足要求，從主軸承孔變形優化角度認為該優化方案具備后續工程化實際意義。

主軸承孔變形主要由缸體局部塑性變形及主軸承蓋螺栓軸力過大等因素導致，為有效控制變形，工程實際中應盡量規避或減少缸體塑性變形。

主軸承孔變形仿真分析時，復裝后的主軸承蓋螺栓軸力采用實測數據，而當前通過測試手段獲得的復裝狀態螺栓軸力存在一定偏差，獲取更加準確的復裝螺栓軸力是提高仿真精度的關鍵。

主軸承孔變形為微米級參數，實際中無法完全規避，主軸承孔變形實測結果表明該主軸承孔變形仿真方法可以工程應用。通過仿真手段可以找到主軸承孔變形的原因，并采取針對性措施大幅降低主軸承孔變形，達到極致設計目標，滿足發動機高性能、混動化及高熱效率的使用要求。