某发动机在耐久性试验中，气缸体主轴承座出现开裂故障，经检查裂源位于主轴承螺栓孔内螺纹，与主轴承螺栓根部结合位置，由内向外扩展，至气缸体外侧面。由于发动机结构及受力情况非常复杂，且螺栓孔螺纹应力难于测量，对内螺纹强度通过有限元分析是最好的手段。
本文通过avl/ excite软件进行多体动力学模拟，对主轴承润滑进行分析，并将主轴承的油膜压力映射到主轴承座的轴瓦表面，利用abaqus算出全模型在各工况的位移，并以此作为边界条件，算出主轴
2模型建立与计算
2.1 动力学分析
利用avl/ excite软件，算出主轴瓦ehd载荷，如图1～4，主轴承油膜压力如图5～8。
2.2 有限元分析全局模型
有限元模型包括气缸体、主轴承盖、主轴承螺栓、上主轴瓦、下主轴瓦,由于第 2、3、4 主轴承座结构相同，为了便于计算，分析模型保留第 1、2、4、5 主轴承，简化成一个三缸模型。单元类型为 10 节点六面体单元 c3d10m，有限元模型见图 9。 有限元网格用 simlab 软件划分，在abaqus/cae 里施加边界条件，用 abaqus 求解。
图 9 有限元全局模型
表 1 连接对定义
生产过程中主轴承孔是通过把气缸体、主轴承盖和主轴承螺栓装配起来后，在上紧螺栓状态下进行加工的，计算中为消除螺栓预紧后所引起的主轴承孔变形，首先进行一次螺栓上紧计算，得到主轴承孔变形量后，进行反圆处理。
工作过程中受到主轴承螺栓预紧力、主轴瓦过盈、轴承载荷的综合作用，轴承载荷是通过将主轴承的油膜压力映射到主轴承座的轴瓦表面，计算分析步分为三步：
第一分析步：主轴承螺栓预紧
第二分析步：主轴承螺栓预紧 主轴瓦过盈
第三分析步 主轴承螺栓预紧 主轴瓦过盈 轴承载荷
2.3 有限元分析子模型
模型包括主轴承螺栓孔和主轴承螺栓，采用六面面一阶单元 c3d8i，如图 10。 以全模型位移为边界条件，通过 abaqus求得各工况计算结果，图 11 为气缸体在螺栓预紧和主轴瓦过盈工况下的位移分布云图，图 12、13 分另为第 2 主轴承左侧螺栓孔第一主应力分布云图。
在第二分析步与第三分析步进行循环，通过 femfat 计算子模型螺栓内孔螺纹疲劳强度，各个主轴承孔螺纹疲劳安全系数均小于 1，具体数值见表 3，疲劳安全系数最小的位置正好处于主轴承螺栓根部，如图 14，主要原因是此处位移梯度过大。对主轴承螺栓孔进行优化，加大主轴承螺栓搭子厚度，以提高此处刚度，优化方案如图 16。图 15为优化方案主轴承座螺纹孔位置的疲劳安全系数云图，主轴承螺栓孔疲劳安全系数均大于 1.10。经过台架可靠性试验验证，再也此类故障发生。
图 16 优化方案
表 2 主轴承螺栓孔螺纹疲劳安全系数
结论
1、 原方案主轴承孔螺纹位置的疲劳安全系数偏小是主轴承座出现故障的主要原因。优化方案的主轴承孔螺纹位置疲劳安全系数均大于 1.10，强度满足要求，并经过试验验证。
2、 油膜压力可以提供准确的载荷边界条件，子模型方法可以得方便到主轴承座螺纹更为精确的结果。
资料来源：达索官方
