基于有限元分析的機(jī)油泵卡死現(xiàn)象設(shè)計(jì)改進(jìn)

杜寶江, 丁鵬鵬, 于亞君, 陳宇翔

(上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,上海 200093)

基于有限元分析的機(jī)油泵卡死現(xiàn)象設(shè)計(jì)改進(jìn)

杜寶江, 丁鵬鵬, 于亞君, 陳宇翔

(上海理工大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,上海 200093)

針對機(jī)油泵在試生產(chǎn)中遇到的卡死現(xiàn)象進(jìn)行分析.利用有限元分析軟件Ansys,結(jié)合實(shí)際經(jīng)驗(yàn),采用了一種更全面的分析方法,得到機(jī)油泵在極限實(shí)驗(yàn)狀態(tài)下的相關(guān)分析數(shù)值,找出造成卡死的主要因素為從動(dòng)軸和從動(dòng)齒輪的尺寸公差設(shè)計(jì)不合理.根據(jù)此原因,采取相應(yīng)的方法進(jìn)行設(shè)計(jì)改進(jìn),并通過實(shí)驗(yàn)對改進(jìn)方案進(jìn)行驗(yàn)證,最終證明了分析結(jié)論的合理性.

機(jī)油泵;卡死;Ansys軟件;故障分析;設(shè)計(jì)改進(jìn)

機(jī)油泵是汽車發(fā)動(dòng)機(jī)的重要組成部件之一,其保證機(jī)油在潤滑油路中不斷循環(huán).某汽車配件公司在對設(shè)計(jì)的試生產(chǎn)機(jī)油泵進(jìn)行極限條件(轉(zhuǎn)速6 500 r/min、油溫140℃)實(shí)驗(yàn)過程中發(fā)現(xiàn),約有25%的機(jī)油泵會(huì)出現(xiàn)從動(dòng)部分卡死現(xiàn)象,從動(dòng)齒輪不能繞從動(dòng)軸轉(zhuǎn)動(dòng),直接導(dǎo)致機(jī)油泵無法正常工作.本文對此卡死現(xiàn)象進(jìn)行分析研究.

我國在泵類機(jī)械方面的設(shè)計(jì)能力相對薄弱,主要是參照國外的設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn),進(jìn)行理論分析少.近幾年國內(nèi)也開始重視將有限元技術(shù)應(yīng)用到機(jī)油泵產(chǎn)品的設(shè)計(jì)中去,但是,主要集中在對機(jī)油泵內(nèi)流場或者結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的分析上,忽視了諸如油膜厚度等因素在機(jī)油泵設(shè)計(jì)中的影響.本文基于對產(chǎn)品故障分析的基礎(chǔ)上,結(jié)合實(shí)際經(jīng)驗(yàn),利用有限元分析軟件Ansys對內(nèi)流場方面進(jìn)行了計(jì)算,并以潤滑油膜的分析作為重點(diǎn),綜合地剖析機(jī)油泵的運(yùn)行狀況,找出故障原因,同時(shí)也為機(jī)油泵有限元設(shè)計(jì)改進(jìn)提供了一種新的思路.

1 有限元分析方法

本文研究的機(jī)油泵為齒輪式機(jī)油泵,從動(dòng)齒輪與從動(dòng)軸的配合為間隙配合,其結(jié)構(gòu)如圖1所示.機(jī)油泵在運(yùn)轉(zhuǎn)狀態(tài)下,不同位置的油壓不同,導(dǎo)致力的不平衡,從而造成從動(dòng)齒輪發(fā)生側(cè)移,并且從動(dòng)齒輪受到驅(qū)動(dòng)齒輪傳遞的驅(qū)動(dòng)力,進(jìn)一步加劇了從動(dòng)齒輪的各個(gè)方向上的受力不均.除此之外,機(jī)油溫度的變化也是影響機(jī)油泵各部分變形的一個(gè)重要因素,這些都可能導(dǎo)致部件之間接觸磨損.根據(jù)機(jī)油泵的工作原理以及對故障實(shí)物的初步分析,得出可能影響機(jī)油泵卡死的主要因素為溫度和油壓,以此作為研究方向進(jìn)行分析.

圖1 機(jī)油泵機(jī)構(gòu)圖Fig.1 Structure of oil pump

機(jī)油泵的分析涉及流場、溫度場及受力等多方面因素[1].在實(shí)際的運(yùn)算過程中,很難將所有情況在同一個(gè)模型中同時(shí)進(jìn)行分析.本文采用先單一要素分析后將各要素綜合處理的分析思路,首先進(jìn)行流固耦合的內(nèi)流場計(jì)算,得到油腔內(nèi)壓力的分布狀況,進(jìn)而將壓力結(jié)果作為條件應(yīng)用到熱力耦合的計(jì)算中,最終實(shí)現(xiàn)對機(jī)油泵的全面分析.

1.1 內(nèi)流場分析

采用Ansys中CFX模塊的流固耦合方法對機(jī)油泵的流場作數(shù)值模擬分析.在對內(nèi)流場進(jìn)行分析之前,應(yīng)首先確定機(jī)油泵內(nèi)部流體的流動(dòng)狀態(tài),而雷諾數(shù)Re是判斷流體流動(dòng)狀態(tài)的一個(gè)重要參數(shù).式中,v代表流體的平均流速;D代表水力直徑;γ代表流體的運(yùn)動(dòng)黏度.

從數(shù)值上對流體流動(dòng)狀態(tài)進(jìn)行分析,當(dāng)雷諾數(shù)Re≤2 300時(shí),流體的流動(dòng)為層流流動(dòng);當(dāng)雷諾數(shù)Re≥4 000時(shí),流體的流動(dòng)為湍流流動(dòng);而當(dāng)2 300＜Re＜4 000時(shí),流體的流動(dòng)介于層流流動(dòng)與湍流流動(dòng)的過渡區(qū)間.根據(jù)式(1)計(jì)算可得,本文所研究的機(jī)油泵內(nèi)部流動(dòng)雷諾數(shù)遠(yuǎn)大于湍流流動(dòng)的臨界雷諾數(shù)4 000,所以,機(jī)油泵內(nèi)流場的流動(dòng)為復(fù)雜的湍流狀態(tài)[2].

a.流體計(jì)算域邊界條件.

軟件中流體的屬性參照實(shí)際機(jī)油的相關(guān)參數(shù)進(jìn)行設(shè)置,參考壓力為101 kPa.由于標(biāo)準(zhǔn)k-ε模型對所有的流動(dòng)問題都有比較好的普適性,對于多數(shù)流動(dòng)類型來說,它的精度都處于多種湍流模型的中游水平,并且其收斂性比多數(shù)湍流模型要好,計(jì)算速度也稍微快一些,因此,Turbulence選項(xiàng)中選擇k-ε模型[3].k為湍動(dòng)能,ε為湍流耗散率.

b.固體計(jì)算域邊界條件.

對于齒輪轉(zhuǎn)子來說,在Ansys Workbench軟件的Basic Settings選項(xiàng)中,選擇計(jì)算域的類型為侵入式固體域,另外,給定轉(zhuǎn)速r=6 500 r/min.

c.其它條件的設(shè)置.

對于機(jī)油泵內(nèi)流場與殼體相接觸的固定壁面設(shè)置為無滑移、光滑、絕熱的壁面.模擬過程中機(jī)油恒溫,為140℃.湍流動(dòng)能、動(dòng)能耗散項(xiàng)、動(dòng)量方程均采用二階迎風(fēng)格式離散.在進(jìn)行迭代計(jì)算時(shí),迭代方式選擇亞松弛迭代[4].湍流模型采用k-ε模型,控制方程采用Navier-Stokes方程,壓力速度耦合采用SIMPLE算法[5].

內(nèi)流場的分析結(jié)果反映出機(jī)油泵在運(yùn)行時(shí)作用于不同齒輪面的油壓和流速大小有所差異,如圖2和圖3所示,這就需要在后續(xù)熱力耦合分析時(shí),針對不同的受力面設(shè)置不同的油壓參數(shù),而各受力面的油壓具體數(shù)值通過上述分析結(jié)果獲取.

為驗(yàn)證內(nèi)流場分析結(jié)果的可靠性,對機(jī)油泵出口油壓以及出口流量進(jìn)行實(shí)驗(yàn),將得到的實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與分析數(shù)據(jù)進(jìn)行對比,比較結(jié)果如表1所示.實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)與分析數(shù)據(jù)的偏差較小,故對內(nèi)流場的分析過程合理,分析結(jié)果接近真實(shí)值.

1.2 熱力耦合分析

在分析的過程中,采用了適當(dāng)?shù)募僭O(shè)來簡化計(jì)算,同時(shí)利用參數(shù)化方法,縮短變量頻繁設(shè)置的時(shí)間,提高自動(dòng)化程度.

圖2 機(jī)油泵油壓分布云圖Fig.2 Hydraulic contours of oil pump

圖3 機(jī)油泵流速分布云圖Fig.3 Velocity of oil chamber

表1 仿真數(shù)據(jù)與實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)比較表Tab.1 Comparison table of experimental data and analytical data

1.2.1 模型的簡化

根據(jù)圣維南原理對模型進(jìn)行適當(dāng)簡化,去除一些倒角以及泵體多余部分.對于像圓柱、圓環(huán)等結(jié)構(gòu),在網(wǎng)格劃分時(shí)網(wǎng)格形狀往往比較錯(cuò)亂,為解決這一問題,在對網(wǎng)格進(jìn)行劃分前將模型進(jìn)行分塊處理,處理后的網(wǎng)格劃分結(jié)果如圖4所示.由相關(guān)的研究得知,機(jī)油泵在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中可將從動(dòng)齒輪與從動(dòng)軸之間的油膜視為具有一定的剛度,能夠承受比較大的徑向力,而且隨著轉(zhuǎn)速的增大,油膜能承受的徑向力也增大,在承受同樣載荷的情況下,發(fā)生的偏移量也會(huì)變小[6].針對油膜的這一特性,在分析時(shí)將油膜模型簡化,在兩配合面間添加一彈性模量較大彈簧條件來模擬油膜的作用.

1.2.2 間隙配合的設(shè)置

圖4 網(wǎng)格劃分Fig.4 Gird distribution

在Ansys軟件中,模型間的間隙量和過盈量的設(shè)置通常有兩種方法.一種是通過將配合條件設(shè)置為frictional模式來設(shè)置,其中,參數(shù)offset的數(shù)值即為相應(yīng)的間隙量和過盈量的值.另一種方法是在模型建立時(shí),直接通過尺寸上的數(shù)值設(shè)定來反映模型間的間隙量和過盈量.相比第二種方法,第一種方法不需要在建模時(shí)考慮公差的問題,能夠通過修改offset中的數(shù)值方便地調(diào)整間隙量,省去了重新修改模型的時(shí)間,而且計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性更高.

1.2.3 溫度場的設(shè)置

根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)及部分實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù),從動(dòng)軸與從動(dòng)齒輪的間隙為0.014 mm,取油膜溫度為220℃,以此為參考,采取適當(dāng)?shù)暮瘮?shù)關(guān)系來反映正常運(yùn)行時(shí)的油膜溫度與原始油膜厚度的關(guān)系,進(jìn)行參數(shù)化設(shè)置.油腔內(nèi)的油溫則取極限工作狀態(tài)下的140℃,泵體表面的對流換熱系數(shù)設(shè)置為1 500 W/(m2·℃).溫度場的分析結(jié)果如圖5所示,由于從動(dòng)軸與從動(dòng)齒輪存在高速的相對旋轉(zhuǎn),而且與機(jī)油接觸部分較少,散熱條件差,所以,從動(dòng)軸的溫度相對于其它結(jié)構(gòu)的溫度也較高.

圖5 從動(dòng)部分溫度場Fig.5 Temperature distribution of driven part

1.2.4 油壓及扭矩的設(shè)置

油壓在前面內(nèi)流場的分析中已經(jīng)得到,僅需要將其添加到從動(dòng)齒輪上即可.通過實(shí)驗(yàn)得到驅(qū)動(dòng)軸所受的扭矩T=2.38 N·m.根據(jù)材料力學(xué)知識,驅(qū)動(dòng)齒輪帶動(dòng)從動(dòng)齒輪勻速轉(zhuǎn)動(dòng)視為驅(qū)動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)給從動(dòng)齒輪一個(gè)與輸入扭矩大小相等的力矩T1,即

式中,F為嚙合點(diǎn)受到的垂直于嚙合表面的力;t為通過F方向的直線與從動(dòng)齒輪中心的垂直距離[5].

代入相應(yīng)的t,可計(jì)算得嚙合力F=151.11 N.

2 結(jié)果分析

2.1 數(shù)據(jù)分析

從圖6變形結(jié)果的矢量圖可以看出,在溫度升高的影響下,從動(dòng)軸和從動(dòng)齒輪都發(fā)生熱膨脹,而且從動(dòng)部分上端面沒有約束,所以,向上的變形量會(huì)較大.機(jī)油泵不同部件的材料不同,導(dǎo)致機(jī)油泵從未運(yùn)行狀態(tài)到運(yùn)行狀態(tài)的過程中,因膨脹程度的不同而造成各個(gè)部件之間的配合量發(fā)生變化.

圖6 從動(dòng)部分的變形矢量圖Fig.6 Deformation vector of driven part

在最初設(shè)計(jì)時(shí),從動(dòng)軸和從動(dòng)齒輪孔徑的設(shè)計(jì)尺寸分別為Φ16+0.061+0.046mm和Φ16+0.092+0.071mm.從動(dòng)軸軸面和從動(dòng)齒輪內(nèi)孔間隙量的取值范圍為0.005～0.023 mm.根據(jù)此取值范圍,對從動(dòng)齒輪與從動(dòng)軸的初始間隙進(jìn)行間隔取值及參數(shù)化設(shè)置,通過前文中熱力耦合計(jì)算得到運(yùn)行后間隙量的數(shù)值情況,如圖7所示.從分析結(jié)果可以看出,當(dāng)原始間隙為0.005～0.01 mm時(shí),變形后間隙量已幾乎消失,此時(shí)的從動(dòng)齒輪與從動(dòng)軸發(fā)生邊界摩擦,導(dǎo)致接觸部分迅速升溫,破壞接觸面,極有可能造成從動(dòng)齒輪與從動(dòng)軸卡死.因此,原設(shè)計(jì)的從動(dòng)齒輪與從動(dòng)軸的尺寸公差不合理,需改進(jìn).

圖7 運(yùn)行前后從動(dòng)軸軸面和從動(dòng)齒輪內(nèi)孔間隙量的情況Fig.7 Clearance amount between driven gear and shaft during the running state

參考滑動(dòng)軸承的設(shè)計(jì),在使用過程中為使磨損降到最低程度,同時(shí)減小對裝配、制造誤差的敏感性,需要油膜厚度不小于某一數(shù)值,而這一數(shù)值就是最小油膜厚度的極限值.間隙小于最小油膜厚度時(shí)會(huì)發(fā)生混合摩擦,當(dāng)間隙大于最小油膜厚度時(shí)為流體摩擦[7].

最小油膜厚度極限值

式中,Rzb為軸瓦表面輪廓最大高度;Rzs為軸頸表面輪廓最大高度;φ為軸頸傾斜度;y為軸撓曲變形在軸承端面出現(xiàn)的撓度;B為軸頸與軸瓦的接觸寬度;ae為有效波紋度[3].

根據(jù)式(3)計(jì)算得hmin=0.006 4 mm,因此,要保證油膜起到很好的潤滑作用,運(yùn)行后的間隙量應(yīng)大于0.006 4 mm.由圖7數(shù)據(jù)查詢可得,原始間隙應(yīng)該大于0.016 mm.

通過熱力耦合分析結(jié)果,結(jié)合相關(guān)的理論計(jì)算對從動(dòng)齒輪、從動(dòng)軸、泵體、端蓋的變形也進(jìn)行了研究.從動(dòng)齒輪與泵體的側(cè)隙量主要由從動(dòng)齒輪徑向偏移、泵體腔壁尺寸變化、從動(dòng)軸垂直度決定.從動(dòng)齒輪與端蓋間隙量主要由泵體油腔高度變化、從動(dòng)齒輪厚度變化、垂直度對間隙決定.表2和表3即為對這些因素進(jìn)行綜合分析后得到的這兩處間隙量在運(yùn)行后的變化情況.表2和表3中的結(jié)果顯示,運(yùn)行后從動(dòng)齒輪與泵體的側(cè)隙量為0.014 66 mm,從動(dòng)齒輪與端蓋間隙量為0.049 6 mm,這樣的間隙剩余量足夠保證部件之間正常的潤滑,不會(huì)出現(xiàn)卡死事故.

表2 從動(dòng)齒輪與泵體側(cè)隙量分析情況Tab.2 Analysis the clearance amount between driven gear and pump housing mm

表3 從動(dòng)齒輪與端蓋間隙量分析情況Tab.3 Analysis the clearance amount between driven gear and pump cover mm

2.2 原因分析

根據(jù)上述有限元分析結(jié)果可知,機(jī)油泵在極限實(shí)驗(yàn)情況下卡死的主要原因是從動(dòng)軸與從動(dòng)齒輪公差設(shè)計(jì)不當(dāng),使從動(dòng)軸與從動(dòng)齒輪間的間隙過小.當(dāng)從動(dòng)軸與從動(dòng)齒輪油膜厚度過小或完全消失時(shí),會(huì)導(dǎo)致配合面之間直接發(fā)生摩擦,接觸面溫度急劇升高,使金屬產(chǎn)生燒結(jié),破壞接觸表面,阻礙從動(dòng)齒輪運(yùn)動(dòng).間隙過小時(shí),也會(huì)使油膜溫度過高,造成機(jī)油組織性能發(fā)生降化,黏度變小、抗磨性能降低,甚至碳化,進(jìn)而導(dǎo)致接觸面的磨損[8].

3 設(shè)計(jì)改進(jìn)

表4 優(yōu)化前后的尺寸對比Tab.4 Size comparison before optimized and after optimized

由式(3)可以看出,降低Rzb和Rzs可以減小最小油膜厚度極限值,而降低Rzb和Rzs主要是通過減小從動(dòng)軸和從動(dòng)齒輪的表面粗糙度來實(shí)現(xiàn)的,這樣可以使從動(dòng)軸與從動(dòng)齒輪在間隙量更小的情況下仍處于流體摩擦,也可以起到減少卡死故障的作用.

采用型號為MH-ZHXNCST-002的綜合性能耐久測試臺(tái)進(jìn)行了機(jī)油泵的實(shí)驗(yàn)測試.對修改過尺寸公差的機(jī)油泵進(jìn)行抽樣實(shí)驗(yàn),實(shí)驗(yàn)的30個(gè)樣品在極限實(shí)驗(yàn)條件下沒有出現(xiàn)卡死的現(xiàn)象.由此可以認(rèn)為,對機(jī)油泵卡死故障原因的分析以及對尺寸公差的改進(jìn)是合理的.

4 結(jié) 論

[1] 譚永學(xué),王宏光,楊海玲,等.離心泵水動(dòng)力噪聲預(yù)測[J].上海理工大學(xué)學(xué)報(bào),2011,33(1):89-94.

[2] 鄧新源,蔡皓.轉(zhuǎn)子式機(jī)油泵運(yùn)動(dòng)件動(dòng)力學(xué)接觸仿真分析[J].湖南農(nóng)機(jī),2009,36(1):20-22.

[3] 尹軍,童寶宏.內(nèi)燃機(jī)機(jī)油泵內(nèi)部流場的可視化仿真研究[J].內(nèi)燃機(jī),2010,12(6):16-19.

[4] 王睿.機(jī)油泵內(nèi)流場數(shù)值模擬分析方法研究[D].上海:上海理工大學(xué),2013.

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[6] 董喜俊.機(jī)油泵CFD/CAE數(shù)值模擬及試驗(yàn)研究[D].長沙:湖南大學(xué),2006.

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[8] 楊春燕,聶國權(quán),王?；?齒輪副潤滑油膜厚度的實(shí)驗(yàn)研究[J].石家莊鐵道學(xué)院學(xué)報(bào),2013,16(1):15-18.

(編輯:石 瑛)

Design Improvement of Sticking Phenomenon of Oil Pump Based on the Finite Element Analysis

DUBaojiang, DINGPengpeng, YU Yajun, CHEN Yuxiang
(School of Mechanical Engineering,University of Shanghai for Science and Technology,Shanghai 200093,China)

The sticking phenomenon of a kind of oil pump,encountered in its pre-production,was analyzed.By using the finite element analysis software Ansys combined with practical experiences, a more comprehensive and reasonable analysis method was proposed.The oil pump was analyzed under extreme experimental conditions.It is found that the main factor causing the oil pump’s sticking is the unreasonable dimension tolerances of the driven shaft and one of the driven gears. According to that appropriate measures were adopted for design improvement.The improvement scheme was validated through experiments,and the rationality of the analysis was finally proved.

oil pump;sticking;Ansys software;fault analysis;design improvement

TH 122

A

1007-6735(2015)03-0269-05

10.13255/j.cnki.jusst.2015.03.012

2014-02-21

杜寶江(1962-),男,副教授.研究方向:虛擬制造.E-mail:fly2happy@163.com