基于有限元分析的機油泵卡死現象設計改進

杜寶江, 丁鵬鵬, 于亞君, 陳宇翔

(上海理工大學機械工程學院,上海 200093)

基于有限元分析的機油泵卡死現象設計改進

杜寶江, 丁鵬鵬, 于亞君, 陳宇翔

(上海理工大學機械工程學院,上海 200093)

針對機油泵在試生產中遇到的卡死現象進行分析.利用有限元分析軟件Ansys,結合實際經驗,采用了一種更全面的分析方法,得到機油泵在極限實驗狀態下的相關分析數值,找出造成卡死的主要因素為從動軸和從動齒輪的尺寸公差設計不合理.根據此原因,采取相應的方法進行設計改進,并通過實驗對改進方案進行驗證,最終證明了分析結論的合理性.

機油泵;卡死;Ansys軟件;故障分析;設計改進

機油泵是汽車發動機的重要組成部件之一,其保證機油在潤滑油路中不斷循環.某汽車配件公司在對設計的試生產機油泵進行極限條件(轉速6 500 r/min、油溫140℃)實驗過程中發現,約有25%的機油泵會出現從動部分卡死現象,從動齒輪不能繞從動軸轉動,直接導致機油泵無法正常工作.本文對此卡死現象進行分析研究.

我國在泵類機械方面的設計能力相對薄弱,主要是參照國外的設計經驗,進行理論分析少.近幾年國內也開始重視將有限元技術應用到機油泵產品的設計中去,但是,主要集中在對機油泵內流場或者結構強度的分析上,忽視了諸如油膜厚度等因素在機油泵設計中的影響.本文基于對產品故障分析的基礎上,結合實際經驗,利用有限元分析軟件Ansys對內流場方面進行了計算,并以潤滑油膜的分析作為重點,綜合地剖析機油泵的運行狀況,找出故障原因,同時也為機油泵有限元設計改進提供了一種新的思路.

1 有限元分析方法

本文研究的機油泵為齒輪式機油泵,從動齒輪與從動軸的配合為間隙配合,其結構如圖1所示.機油泵在運轉狀態下,不同位置的油壓不同,導致力的不平衡,從而造成從動齒輪發生側移,并且從動齒輪受到驅動齒輪傳遞的驅動力,進一步加劇了從動齒輪的各個方向上的受力不均.除此之外,機油溫度的變化也是影響機油泵各部分變形的一個重要因素,這些都可能導致部件之間接觸磨損.根據機油泵的工作原理以及對故障實物的初步分析,得出可能影響機油泵卡死的主要因素為溫度和油壓,以此作為研究方向進行分析.

圖1 機油泵機構圖Fig.1 Structure of oil pump

機油泵的分析涉及流場、溫度場及受力等多方面因素[1].在實際的運算過程中,很難將所有情況在同一個模型中同時進行分析.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,首先進行流固耦合的內流場計算,得到油腔內壓力的分布狀況,進而將壓力結果作為條件應用到熱力耦合的計算中,最終實現對機油泵的全面分析.

1.1 內流場分析

采用Ansys中CFX模塊的流固耦合方法對機油泵的流場作數值模擬分析.在對內流場進行分析之前,應首先確定機油泵內部流體的流動狀態,而雷諾數Re是判斷流體流動狀態的一個重要參數.式中,v代表流體的平均流速;D代表水力直徑;γ代表流體的運動黏度.

從數值上對流體流動狀態進行分析,當雷諾數Re≤2 300時,流體的流動為層流流動;當雷諾數Re≥4 000時,流體的流動為湍流流動;而當2 300＜Re＜4 000時,流體的流動介于層流流動與湍流流動的過渡區間.根據式(1)計算可得,本文所研究的機油泵內部流動雷諾數遠大于湍流流動的臨界雷諾數4 000,所以,機油泵內流場的流動為復雜的湍流狀態[2].

a.流體計算域邊界條件.

軟件中流體的屬性參照實際機油的相關參數進行設置,參考壓力為101 kPa.由于標準k-ε模型對所有的流動問題都有比較好的普適性,對于多數流動類型來說,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湍流模型要好,計算速度也稍微快一些,因此,Turbulence選項中選擇k-ε模型[3].k為湍動能,ε為湍流耗散率.

b.固體計算域邊界條件.

對于齒輪轉子來說,在Ansys Workbench軟件的Basic Settings選項中,選擇計算域的類型為侵入式固體域,另外,給定轉速r=6 500 r/min.

c.其它條件的設置.

對于機油泵內流場與殼體相接觸的固定壁面設置為無滑移、光滑、絕熱的壁面.模擬過程中機油恒溫,為140℃.湍流動能、動能耗散項、動量方程均采用二階迎風格式離散.在進行迭代計算時,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].

內流場的分析結果反映出機油泵在運行時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,這就需要在后續熱力耦合分析時,針對不同的受力面設置不同的油壓參數,而各受力面的油壓具體數值通過上述分析結果獲取.

為驗證內流場分析結果的可靠性,對機油泵出口油壓以及出口流量進行實驗,將得到的實驗數據與分析數據進行對比,比較結果如表1所示.實驗數據與分析數據的偏差較小,故對內流場的分析過程合理,分析結果接近真實值.

1.2 熱力耦合分析

在分析的過程中,采用了適當的假設來簡化計算,同時利用參數化方法,縮短變量頻繁設置的時間,提高自動化程度.

圖2 機油泵油壓分布云圖Fig.2 Hydraulic contours of oil pump

圖3 機油泵流速分布云圖Fig.3 Velocity of oil chamber

表1 仿真數據與實驗數據比較表Tab.1 Comparison table of experimental data and analytical data

1.2.1 模型的簡化

根據圣維南原理對模型進行適當簡化,去除一些倒角以及泵體多余部分.對于像圓柱、圓環等結構,在網格劃分時網格形狀往往比較錯亂,為解決這一問題,在對網格進行劃分前將模型進行分塊處理,處理后的網格劃分結果如圖4所示.由相關的研究得知,機油泵在運轉過程中可將從動齒輪與從動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,發生的偏移量也會變小[6].針對油膜的這一特性,在分析時將油膜模型簡化,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 間隙配合的設置

圖4 網格劃分Fig.4 Gird distribution

在Ansys軟件中,模型間的間隙量和過盈量的設置通常有兩種方法.一種是通過將配合條件設置為frictional模式來設置,其中,參數offset的數值即為相應的間隙量和過盈量的值.另一種方法是在模型建立時,直接通過尺寸上的數值設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考慮公差的問題,能夠通過修改offset中的數值方便地調整間隙量,省去了重新修改模型的時間,而且計算結果的準確性更高.

1.2.3 溫度場的設置

根據相關文獻及部分實驗數據,從動軸與從動齒輪的間隙為0.014 mm,取油膜溫度為220℃,以此為參考,采取適當的函數關系來反映正常運行時的油膜溫度與原始油膜厚度的關系,進行參數化設置.油腔內的油溫則取極限工作狀態下的140℃,泵體表面的對流換熱系數設置為1 500 W/(m2·℃).溫度場的分析結果如圖5所示,由于從動軸與從動齒輪存在高速的相對旋轉,而且與機油接觸部分較少,散熱條件差,所以,從動軸的溫度相對于其它結構的溫度也較高.

圖5 從動部分溫度場Fig.5 Temperature distribution of driven part

1.2.4 油壓及扭矩的設置

油壓在前面內流場的分析中已經得到,僅需要將其添加到從動齒輪上即可.通過實驗得到驅動軸所受的扭矩T=2.38 N·m.根據材料力學知識,驅動齒輪帶動從動齒輪勻速轉動視為驅動齒輪在嚙合點給從動齒輪一個與輸入扭矩大小相等的力矩T1,即

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

代入相應的t,可計算得嚙合力F=151.11 N.

2 結果分析

2.1 數據分析

從圖6變形結果的矢量圖可以看出,在溫度升高的影響下,從動軸和從動齒輪都發生熱膨脹,而且從動部分上端面沒有約束,所以,向上的變形量會較大.機油泵不同部件的材料不同,導致機油泵從未運行狀態到運行狀態的過程中,因膨脹程度的不同而造成各個部件之間的配合量發生變化.

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

在最初設計時,從動軸和從動齒輪孔徑的設計尺寸分別為Φ16+0.061+0.046mm和Φ16+0.092+0.071mm.從動軸軸面和從動齒輪內孔間隙量的取值范圍為0.005～0.023 mm.根據此取值范圍,對從動齒輪與從動軸的初始間隙進行間隔取值及參數化設置,通過前文中熱力耦合計算得到運行后間隙量的數值情況,如圖7所示.從分析結果可以看出,當原始間隙為0.005～0.01 mm時,變形后間隙量已幾乎消失,此時的從動齒輪與從動軸發生邊界摩擦,導致接觸部分迅速升溫,破壞接觸面,極有可能造成從動齒輪與從動軸卡死.因此,原設計的從動齒輪與從動軸的尺寸公差不合理,需改進.

圖7 運行前后從動軸軸面和從動齒輪內孔間隙量的情況Fig.7 Clearance amount between driven gear and shaft during the running state

參考滑動軸承的設計,在使用過程中為使磨損降到最低程度,同時減小對裝配、制造誤差的敏感性,需要油膜厚度不小于某一數值,而這一數值就是最小油膜厚度的極限值.間隙小于最小油膜厚度時會發生混合摩擦,當間隙大于最小油膜厚度時為流體摩擦[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].

根據式(3)計算得hmin=0.006 4 mm,因此,要保證油膜起到很好的潤滑作用,運行后的間隙量應大于0.006 4 mm.由圖7數據查詢可得,原始間隙應該大于0.016 mm.

通過熱力耦合分析結果,結合相關的理論計算對從動齒輪、從動軸、泵體、端蓋的變形也進行了研究.從動齒輪與泵體的側隙量主要由從動齒輪徑向偏移、泵體腔壁尺寸變化、從動軸垂直度決定.從動齒輪與端蓋間隙量主要由泵體油腔高度變化、從動齒輪厚度變化、垂直度對間隙決定.表2和表3即為對這些因素進行綜合分析后得到的這兩處間隙量在運行后的變化情況.表2和表3中的結果顯示,運行后從動齒輪與泵體的側隙量為0.014 66 mm,從動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,不會出現卡死事故.

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

表3 從動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

根據上述有限元分析結果可知,機油泵在極限實驗情況下卡死的主要原因是從動軸與從動齒輪公差設計不當,使從動軸與從動齒輪間的間隙過小.當從動軸與從動齒輪油膜厚度過小或完全消失時,會導致配合面之間直接發生摩擦,接觸面溫度急劇升高,使金屬產生燒結,破壞接觸表面,阻礙從動齒輪運動.間隙過小時,也會使油膜溫度過高,造成機油組織性能發生降化,黏度變小、抗磨性能降低,甚至碳化,進而導致接觸面的磨損[8].

3 設計改進

表4 優化前后的尺寸對比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軸和從動齒輪的表面粗糙度來實現的,這樣可以使從動軸與從動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進行了機油泵的實驗測試.對修改過尺寸公差的機油泵進行抽樣實驗,實驗的30個樣品在極限實驗條件下沒有出現卡死的現象.由此可以認為,對機油泵卡死故障原因的分析以及對尺寸公差的改進是合理的.

4 結 論

[1] 譚永學,王宏光,楊海玲,等.離心泵水動力噪聲預測[J].上海理工大學學報,2011,33(1):89-94.

[2] 鄧新源,蔡皓.轉子式機油泵運動件動力學接觸仿真分析[J].湖南農機,2009,36(1):20-22.

[3] 尹軍,童寶宏.內燃機機油泵內部流場的可視化仿真研究[J].內燃機,2010,12(6):16-19.

[4] 王睿.機油泵內流場數值模擬分析方法研究[D].上海:上海理工大學,2013.

[5] 唐建光,朱懿淵,姚征,等.離心式風機流動特性的數值分析與改型設計[J].上海理工大學學報,2010,32(2): 136-140.

[6] 董喜俊.機油泵CFD/CAE數值模擬及試驗研究[D].長沙:湖南大學,2006.

[7] 《機械設計手冊》編委會.機械設計手冊單行本——滑動軸承[M].北京:機械工業出版社,2007.

[8] 楊春燕,聶國權,王海花.齒輪副潤滑油膜厚度的實驗研究[J].石家莊鐵道學院學報,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