基于Abaqus的汽车发动机机油滤清器滤座结构优化设计*

周瑞丽，郑卿易，毕向秋

(1．台州职业技术学院，浙江台州 318000;2．台州市福鑫汽车零部件有限公司，浙江台州 317016;3．博世电动工具(中国)有限公司，浙江 杭州 310052)

0 引言

汽车发动机润滑系统中，机油滤清器起着去除机油中杂质、确保机油清洁及延长发动机使用寿命的重要作用［1］。滤清器结构设计时，既要保证滤油量，又要增加螺杆的强度。中小型汽车零部件制造企业机油滤清器结构设计主要依靠经验公式，试制后进行台架试验，如未通过台架试验，设计试制过程要反复进行，增加制造成本。

某型号机油滤清器，在台架试验过程中，滤座出现中间孔破裂和后侧裂纹的失效状态。为满足滤座实际工作要求，需进行结构优化设计。传统的结构优化方案周期较长，运用数值模拟的方法，以螺纹强度理论分析为基础，借助Abaqus对优化前后结构强度进行对比分析，再通过试验验证优化设计的有效性。

1 滤油器工作状态及失效原因分析

滤清器总成如图1所示，滤座下方零部件通过螺杆与滤座中间螺纹孔进行连接。滤座在工作中，除了承受内部油压作用以外，还要承受螺杆所连接重物载荷。螺纹孔与螺杆的旋合虽然有一定的拧紧力矩，但因螺纹孔的长度大于螺杆的长度，在拧紧力矩的作用下，螺杆受拉，在螺纹孔里可以自由伸长，螺纹孔所受的载荷为螺杆传递来的下部零件的重量载荷，与拧紧力矩无关［2］，螺纹孔处实际工作载荷包括下部零件的重量载荷和油腔油压作用。

失效螺杆与螺孔的旋合状态如图2所示，螺杆头部一部分螺纹旋合到螺纹孔尾部。因螺纹孔尾部螺纹牙底逐渐变浅，拧紧力矩作用下，螺杆有受拉伸长趋势，而螺杆遇变浅的螺孔尾部无法有效旋合，被螺孔尾部卡住，卡住的螺杆在拧紧力矩作用下产生应力，应力通过螺纹，传递到螺孔尾部位置，这一位置正是破裂位置。

图1 滤清器总成爆炸图

图2 中间螺纹孔的旋合状态

在这工作情况下，滤座受力相当于工作载荷和预紧力的共同作用。螺栓总拉应力由轴向工作载荷F和剩余预紧力F″共同作用，由式(1)～(4)得出螺纹孔内牙所承受轴向力［3］。为提高有限元分析效率，将中间螺孔螺纹特征简化为光滑圆孔，圆孔尺寸取内螺纹大径模拟螺纹牙底，用螺杆与螺纹孔的摩擦和扭转合成为所需力边界条件对螺杆与螺杆孔的相互作用进行描述。若螺纹牙的弹性变形是协调的，则外螺纹连接部位产生轴向压缩变形，而内螺纹连接部位产生轴向拉伸变形［4］。

2 数值模拟分析

2．1 分析模型建立

根据滤座在台架试验中的失效状态，分析中将滤座作为分析重点关注零件，并将滤座中间螺杆螺纹孔作为重点关注部位。按照滤座各部分尺寸对模型进行简化处理，滤座关键部位结构尺寸如图3所示。运用Hypermesh进行网格划分，堵头等回转体零件划分为六面体单元，以提高分析效率;滤座结构较复杂，划分为四面体单元，为保证分析精度，对分析重点关注的中间孔处单元进行网格加密处理。整个滤座有限元模型如图4所示，单元总数为379 956。

以Abaqus为计算平台，对滤座进行结构强度有限元分析，可以方便地模拟油腔、管路、接头以及纤维加强结构等实际结构的力学行为［5］。

图3 滤座螺纹部分结构

图4 滤座有限元模型

2．2 边界条件与材料模型

滤座实际工作压力为0．3～0．6 MPa，台架实验中油压为1．5 MPa，在滤座内所有承压位置施加1．5 MPa的压力，模拟台架测试中的油压作用;通过失效原因分析可知，所施加到中间孔部的力边界条件，除了螺杆下部零件载荷，还包括由拧紧力矩产生的载荷。滤座是分析重点关注零件，材料模型定义为弹塑性模型。堵头材料为45#钢，不是分析重点关注零件，材料模型定义为弹性模型［6］。

3 原始结构分析结果

原始结构分析结果如图5～7所示，零件等效应力和最大主应力分布趋势较为一致。应力较大的区域主要出现在两个位置:一是中间孔内距孔端面一定距离处，这一位置的最大等效应力和最大主应力均超过了145 MPa(材料疲劳极限)，局部区域最大主应力达365 MPa，远超过了材料的疲劳极限，台架试验中的破坏位置也位于此处。应力较大的另一区域位于滤座后侧连接圆角位置，应力介于90～120 MPa之间，接近材料的疲劳极限，实际台架试验中，这一位置出现了裂纹。

图5 中间孔等效应力分布云图

图6 中间孔最大主应力分布云图

图7 后侧圆角等效应力分布云图

4 结构改进设计及数值分析结果

4．1 结构改进设计

由上述分析结果可知，滤座中间孔台架试验失效主要是因为中间孔内螺纹长度较短和中间孔和油腔底部强度不足造成中间孔失效，后侧裂纹主要是油压作用下，油腔底部外侧强度不足造成。针对数值模拟分析的三个原因，进行结构改进，改进后几何结构及有限元模型如图8、9所示。

图8 改进部位结构简图

图9 改进结构有限元模型

除上述应力较大的位置外，滤座内承受油压的油腔底部圆角位置应力达90 MPa，可考虑进一步加强圆角结构。

①增加中间孔内螺纹长度;②将油腔底部圆角结构设计为凸台结构，在中间孔旁小油孔处增加圆角;③在承受油压的油腔底部外侧增加加强肋。

4．2 改进结构计算结果

图10～12分别为改进结构有限元分析的等效应力和最大主应力分布云图。

图10 改进后中间孔等效应力分布云图

图11 改进后中间孔最大主应力分布云图

图12 改进结构后侧圆角应力分布云图

由图可见，改进结构的等效应力和最大主应力均有明显降低，中间孔的等效应力介于20～50 MPa，最大主应力介于20～60 MPa，与疲劳极限相比，具有一定的安全系数。滤座后侧连接圆角等效应力介于40～60MPa，滤座承压油腔底部圆角应力也降至安全范围内，较原始结构，这些位置的应力有明显改善。改进结构试制后，通过台架试验，未发生原始结构台架试验中出现的中间孔破裂及后侧裂纹等缺陷，滤座结构能够满足滤清器工作状态的要求。

5 结语

原始结构分析结果与台架试验失效状态完全一致，充分验证了分析方案及边界条件的合理性;以分析结果作为参考而设计的改进结构，从数值模拟和台架试验两个角度进行验证，并得出改进结果有效的结论。研究表明，结合机械设计相关理论确定边界条件，再运用数值模拟方法对产品结构强度进行分析，可以准确的模拟零件在工作中的应力状态，能指导结构改进设计，为设计方案确定提供指导和参考。

［1］ 郑 劲，张子成．汽车发动机构造与维修［M］．北京:化学工业出版社，2010．

［2］ 濮良贵，纪名刚．机械设计［M］．北京:高等教育出版社，1996．

［3］ 周先辉，孙友松，张尔文．基于有限元方法的传动螺纹螺牙轴向载荷分布规律分析［J］．机械设计与制造，2008(1):16－18．

［4］ 杨 强，苗德华，王艳丽，等．螺母牙形及旋合长度对螺栓牙根部应力的影响［J］．天津工程师范学院学报，2007(3):29－32．

［5］ 李 毅．基于ABAQUS的过盈配合有限元数值仿真［J］．制造业自动化，2012(8):148－150．

［6］ 赵前成，吕 浩，杨昌林，等．油泵月牙板结构强度仿真分析［J］．机械研究与应用，2014(4):94－95．