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    微噴引燃油泵與燃油泵齒輪花鍵連接的可靠性計算

    2019-07-12 01:04:46李文達王傳娟
    柴油機設(shè)計與制造 2019年2期
    關(guān)鍵詞:彎曲應(yīng)力燃油泵花鍵

    李文達,王傳娟

    (中船動力研究院有限公司,上海201206)

    0 前言

    某型低速發(fā)動機采用微噴引燃油泵。微噴引燃油泵為發(fā)動機的引燃油噴油器提供燃油。在發(fā)動機設(shè)計過程中,采用曲軸齒輪帶動燃油泵齒輪,從而帶動燃油泵運轉(zhuǎn)。但是微噴引燃油泵與燃油泵的連接并沒有進行詳細的齒輪連接設(shè)計,僅從簡化設(shè)計和節(jié)省空間的角度出發(fā),采用了一種花鍵連接的設(shè)計方案。由于花鍵連接傳動具有接觸面積大、承載能力高、定心性能和導(dǎo)向性能好[1],鍵槽淺、應(yīng)力集中小,對軸和轂的強度削弱小,結(jié)構(gòu)緊湊等優(yōu)點,因此常用于傳遞較大的轉(zhuǎn)矩和定心精度要求高的靜連接和動連接。

    本文從結(jié)構(gòu)設(shè)計出發(fā),首先依據(jù) 《機械設(shè)計手冊》對微噴引燃油泵與燃油泵齒輪的花鍵連接部分進行強度校核,然后對連接部分的受力情況進行有限元分析,從而對整個花鍵連接部分的設(shè)計合理性和可靠性進行判斷。

    1 結(jié)構(gòu)設(shè)計

    微噴引燃油泵與燃油泵齒輪的花鍵連接如圖1所示。

    圖1 微噴引燃油泵與燃油泵齒輪連接

    連接微噴引燃油泵與燃油泵齒輪的花鍵連接部分模型如圖2所示。根據(jù)設(shè)計過程,得到花鍵的設(shè)計參數(shù),如表1所示。在設(shè)計階段,采用花鍵連接的軸和孔的配合長度設(shè)計為45 mm,以保證花鍵連接的可靠性。但是考慮到實際安裝空間的約束情況,最終實際配合長度只能達到25.3 mm,這給花鍵的承載強度帶來了極大影響,需要進行理論強度校核及應(yīng)力和應(yīng)變分析。

    圖2 花鍵連接部分模型

    表1 花鍵設(shè)計參數(shù)

    2 理論校核

    微噴引燃油泵與燃油泵齒輪連接的花鍵屬于靜連接漸開線花鍵。根據(jù) 《機械設(shè)計手冊》[2]中的相關(guān)內(nèi)容和表1中的花鍵設(shè)計參數(shù)對花鍵承載能力進行計算校核。

    2.1 表面承壓計算

    根據(jù)花鍵連接的工作方式及齒面熱處理情況,花鍵連接的許用擠壓應(yīng)力σpp為120 MPa,花鍵齒表面承受的壓應(yīng)力計算如下:

    式中:σp為鍵齒表面實際承受的壓應(yīng)力,MPa;T、 ψ、 z、 hw、 l和 D 見表 1。

    經(jīng)計算,花鍵齒表面實際承受的壓應(yīng)力為23 MP,小于許用擠壓應(yīng)力120 MPa,因此花鍵連接的鍵齒表面不會被壓潰。

    2.2 載荷計算

    花鍵齒上承受的單位載荷計算如下:

    式中:W為花鍵齒上單位載荷,N·mm-1;Ft為鍵齒名義切向力,N;αD、z、l、T和D見表1。

    經(jīng)計算,花鍵齒上單位載荷為40.049 N·mm-1。

    2.3 齒面接觸強度計算

    齒面許用壓應(yīng)力計算如下:

    式中:σHP為齒面許用壓應(yīng)力,MPa;因齒面經(jīng)過淬火處理、花鍵連接兩端工作平穩(wěn)、輕微沖擊且傳動良好、受力均勻,故齒面受壓安全系數(shù)選取2.5; 花鍵材料屈服強度 σ0.2取 885 MPa。

    經(jīng)計算,齒面許用壓應(yīng)力為354 MPa。

    花鍵齒面實際壓應(yīng)力計算如下:

    式中:σH為實際齒面壓應(yīng)力,MPa;W為花鍵齒上單位載荷,為40.049 N·mm-1,hw見表1。

    經(jīng)計算,實際齒面壓應(yīng)力為21.246 MPa,遠小于齒面許用壓應(yīng)力354 MPa,因此齒面接觸強度滿足要求。

    2.4 齒根彎曲強度計算

    齒根許用彎曲應(yīng)力計算如下:

    式中:σFp為齒根許用彎曲應(yīng)力,MPa;花鍵材料抗拉強度σb為1 180 MPa;因花鍵精度較高、位置度誤差較小、齒根受載均勻,故齒根彎曲安全系數(shù)選取 2.2。

    經(jīng)計算,齒根許用彎曲應(yīng)力為536.36 MPa。

    實際齒根彎曲應(yīng)力計算如下:

    其中,

    式中:σFn為實際齒根彎曲應(yīng)力,MPa;SFn為漸開線起始圓上的弦齒厚,mm;W為40.049N·mm-1,αD、h、S、D、DFe見表1。

    經(jīng)計算,實際齒根彎曲應(yīng)力為236.162 MPa,小于齒根許用彎曲應(yīng)力536.36 MPa,因此花鍵齒根彎曲強度滿足要求。

    2.5 齒根剪切強度計算

    齒根許用剪切應(yīng)力計算如下:

    式中:τFp為齒根許用剪切應(yīng)力,MPa;σFp為齒根許用彎曲應(yīng)力,為536.36 MPa。

    經(jīng)計算,齒根許用剪切應(yīng)力為268.18 MPa。

    齒根處最大扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力計算如下:

    式中:τFmax為齒根處最大扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力,MPa;τtn為齒根處實際剪切應(yīng)力,MPa;αtn為應(yīng)力集中因數(shù);dh為當(dāng)量應(yīng)力作用處的直徑,mm;因花鍵齒作用載荷較小,故齒根剪切應(yīng)力作用的轉(zhuǎn)換因數(shù)K設(shè)為 0.3;ρ、T、Dii、 Dei和 h 見表 1。

    經(jīng)計算,齒根處最大扭轉(zhuǎn)剪切應(yīng)力為11.066 MPa,小于齒根許用剪切應(yīng)力268.18 MPa,花鍵齒根剪切強度滿足要求。

    2.6 耐磨損計算

    由于花鍵齒經(jīng)過了淬火、調(diào)質(zhì)處理,其108循環(huán)工作時的齒面磨損許用壓應(yīng)力為205 MPa,長期工作無磨損時的齒面磨損許用壓應(yīng)力為24 MPa。根據(jù)式 (5)計算得到的其實際齒面壓應(yīng)力σH為21.246 MPa,遠小于工作時的齒面磨損許用壓應(yīng)力205 MPa和長期工作無磨損時24 MPa。因此,花鍵齒的磨損強度均滿足108循環(huán)工作和長期工作無磨損的要求。

    2.7 外花鍵疲勞強度計算

    外花鍵承受的彎扭當(dāng)量應(yīng)力計算如下:

    式中:σv為外花鍵承受的彎扭當(dāng)量應(yīng)力,MPa;σFn為實際齒根彎曲應(yīng)力, 為 236.162 MPa; τtn為齒根處實際剪切應(yīng)力,根據(jù)式 (11) 計算得29.001 MPa。

    經(jīng)計算,外花鍵承受的彎扭當(dāng)量應(yīng)力為241.444 MPa。

    其許用疲勞強度計算如下:

    式中:σvp外花鍵許用疲勞強度,MPa;花鍵材料屈服強度σ0.2取885 MPa;因外花鍵鍵齒精度同樣較高、位置度誤差較小、齒根受載均勻,故外花鍵齒根彎扭安全系數(shù)選取2.2。

    經(jīng)計算,外花鍵許用疲勞強度為 402.270 MPa。外花鍵承受的彎扭當(dāng)量應(yīng)力小于許用疲勞強度,因此外花鍵疲勞強度滿足要求。

    根據(jù)上述理論校核,雖然內(nèi)外花鍵的配合長度只能達到25.3 mm,但花鍵連接的承載能力仍然能夠滿足使用條件的要求。為了進一步分析實際運行過程中花鍵連接部分承受的應(yīng)力情況,進行有限元法仿真計算。

    3 有限元計算[3]

    根據(jù)花鍵連接的3維模型 (見圖2),采用六面體網(wǎng)格劃分。其中,花鍵接觸處圓角布置3層網(wǎng)格,按實際花鍵配合尺寸裝配網(wǎng)格模型,單元數(shù)量為213 993,節(jié)點數(shù)量為239 710?;ㄦI連接網(wǎng)格模型如圖3所示。

    圖3 花鍵連接網(wǎng)格模型

    在燃油泵齒輪軸一側(cè)施加全約束,在微噴引燃油泵連接軸一側(cè)建立耦合并施加傳遞扭矩351 Nm,如圖4所示。

    圖4 花鍵連接約束、加載情況

    應(yīng)力計算結(jié)果如圖5~7所示。在扭矩作用下,內(nèi)花鍵應(yīng)力最大值出現(xiàn)在與外花鍵的嚙合處,其值為158.3 MPa,也是花鍵連接區(qū)域受到的最大應(yīng)力;外花鍵應(yīng)力分布均勻,應(yīng)力最大值出現(xiàn)在與內(nèi)花鍵的接觸面上,其值為92.23 MPa。

    花鍵連接變形如圖8~9所示,連接區(qū)域最大位移為2.72×10-2mm,最大扭轉(zhuǎn)角度為1.211×10-3rad。

    圖5 花鍵連接區(qū)域應(yīng)力分布

    圖6 內(nèi)花鍵應(yīng)力分布

    由以上計算結(jié)果可見,在扭矩作用下,內(nèi)外花鍵承受的最大應(yīng)力為158.3 MPa,小于花鍵材料允許的疲勞強度402.27 MPa,而且位移變形小于0.1 mm,角位移變形小于0.01 rad,均在可接受范圍內(nèi)。

    圖8 花鍵連接變形

    圖9 花鍵連接扭轉(zhuǎn)角度

    4 結(jié)論

    理論計算結(jié)果表明,花鍵連接部分的尺寸設(shè)計是安全合理的,承載能力和強度能夠滿足實際使用條件的要求。通過有限元仿真計算分析,得到在工作扭矩作用下的花鍵連接受力分布情況。其表明,花鍵連接結(jié)構(gòu)在工作情況下應(yīng)力和應(yīng)變分布均勻、無明顯應(yīng)力集中情況,最大應(yīng)力在材料允許范圍內(nèi),最大線位移和角位移也在可接受范圍內(nèi)。結(jié)合2種計算分析的結(jié)果可以判斷,微噴引燃油泵與燃油泵齒輪的花鍵連接設(shè)計是合理可靠的。

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