喷油泵凸轮轴有限元分析与可靠性提升方法_刘勇军

喷油泵凸轮轴有限元分析与可靠性提升方法刘勇军1，2，范晋伟1，穆东辉1（1.北京工业大学机械工程与应用电子技术学院，北京100124；2.鹤壁职业技术学院机电工程学院，河南鹤壁458030）

来稿日期：2012-09-11基金项目：国家科技重大专项（2013ZX04013047）作者简介：刘勇军，（1978-），男，河南正阳人，在读博士，讲师，主要研究方向：数控精密加工与可靠性；范晋伟，（1965-），男，河南西平人，博士生导师，教授，主要研究方向：精密与超精密加工1引言喷油泵凸轮轴是发动机燃油供给系统的关键零件，喷油泵凸轮轴一旦出现失效将严重影响发动机的工作性能，甚至停机。喷油泵凸轮轴的主要失效形式有磨损、烧蚀和断裂等，其中断裂对发动机的影响最大，也是最常见的失效形式[1-2]。引起凸轮轴失效的原因很多，有设计不当和制造工艺不良的原因，也有管理和使用不当的原因[3-4]。目前对喷油泵凸轮轴的研究主要集中在单个凸轮轴的力学分析及相应的优化设计和改进凸轮轴的加工工艺上。由于影响喷油泵凸轮轴断裂的原因很多，通过对凸轮轴的静、动力学分析、疲劳和接触分析[5-8]来综合分析喷油泵凸轮轴失效的原因，并从设计、制造和使用方面提出了提升喷油泵凸轮轴可靠性的方法，从而为提高发动机整机可靠性提供了参考。2喷油泵凸轮轴受力分析2.1喷油泵凸轮轴受力分析喷油泵凸轮轴的受力分析，如图1所示。由于滚轮和凸轮之间的作用力是相互的，故这里主要分析的是滚轮的受力情况。图中：FL—滚轮是受到的柱塞泵的油压的作用力；FC—滚轮受到凸轮的作用力；FN—滚轮受到侧壁的作用力，受力分析的重点是根据油压的大小来计算FC的大小。假设凸轮轴的转角为θ，滚轮与凸轮接触点P与凸轮中心Oc的连线与接触点P与滚轮中心连线之间的夹角为β，接触点P与滚轮中心Or连线与Y轴的夹角为α。当凸轮转过θ角时，由几何关系可得：FC=FLcosα=PAcosα（1）ρsinα=rsin（β-α）（2）β=arcsin（（dh/dθ）/ρ）（3）式中：参数如图1所示。其中，h—凸轮升程；A—油压对柱塞的作用面积。由式（1）、（2）、（3）可以求出在任意凸轮转角下凸轮受到滚轮的力。2.2喷油泵压力试验由于柱塞泵的油压在工作中是时刻变化的，且无明显规律，无法精确计算，在此通过试验的方法来确定柱塞泵油压的变摘要：针对发动机喷油泵凸轮轴在工作中出现变形、断裂等可靠性低的问题，对喷油泵凸轮轴进行了受力分析，利用APDL命令对喷油泵凸轮轴进行了参数化建模，并进行了静力学、模态和疲劳等有限元分析，求出了凸轮轴的薄弱环节、振型和疲劳寿命。建立了凸轮轴和喷油泵滚轮的接触模型，并对接触进行了有限元分析，求出了接触应力。根据有限元分析的结果，从设计、制造和使用等方面提出了提高喷油泵凸轮轴可靠性的方法，为提升发动机的整机可靠性提供了参考。关键词：喷油泵；凸轮轴；FEM；可靠性中图分类号：TH16；U246.136+.1文献标识码：A文章编号：1001-3997（2013）07-0031-03FuelPumpCamshaftFEMAnalysisandReliability-PromotionMethodLIUYong-jun1，2，FANJin-wei1，MUDong-hui1（1.CollegeofMechanicalEngineeringandAppliedElectronicsTechnology，BeijingUniversityofTechnology，Beijing100124，China；2.DepartmentofMechanicalandElectricalEngineering，HebiCollegeofVocationandTechnology，He’nanHebi458030，China）Abstract：Tosolvethelowreliabilityproblemofthefuelpumpcamshaft，suchasdeformationorcrackwhenworking，thestressconditionisanalyzedandthemodeliscreatedbyAPDL（ANSYSParametricDesignLanguage）offuelpumpcamshaft.Thestaticstructural，modalandfatigueFEM（FiniteElementMethod）arecarriedoutandtheweakposition，vibrationmodeandthefatiguelifearesolvedoffuelpumpcamshaft.Thecontactmodelbetweencamshaftandrolleriscreatedandanalyzedandthecontactstressissolved.Thereliabilitypromotingmethodisputforwardbythefiniteelementanalysisresultfromtheaspectsofdesign，manufactureanduseanditisthereferencetoimprovethewholereliabilityoftheautomobileengine.KeyWords：FuelPump；Camshaft；FEM；ReliabilityMachineryDesign＆Manufacture机械设计与制造第7期2013年7月31化规律。实验条件为：凸轮升程10mm，最高喷射压力100MPa，柱塞直径10mm，额定转速1600r/m，利用喷油泵试验台测得的柱塞泵内的压力变化曲线，如图2所示。喷油泵滚轮凸轮轴αρθβYFCFNrOrFLPXOc图1喷油泵凸轮轴受力分析Fig.1ForceAnalysisofFuelPumpCamshaft由图2可见，喷油泵压力在凸轮转角大于52°时开始快速增加，在凸轮转角为63°时达到最大值，最大值约为95MPa，此时开始喷油，之后喷油泵压力迅速下降。凸轮转角θ在（58~65）°时喷油泵的压力在50MPa以上，而此转角范围内，α角的变化不大，所以凸轮受到喷油泵滚轮的最大作用力为喷油泵的最大压力所对应的转角处，即θ为63°时，凸轮轴所受的力最大。1009080706050403020100020406080100120凸轮转角θ（°）喷油泵压力P（MPa）图2喷油柱塞泵压力变化曲线Fig.2PressureCurveofPlungerPump3凸轮轴参数化建模3.1设置变量、定义轮廓数据FINISH/CLEAR*SET，R0，11!基圆半径*DIM，T，，9!定义极角T（1）=0，30，60，80，90，100，120，150，180*DIM，R，，9!定义极径R（1）=11.0，11.98，15.5，19.8，21.0，19.8，15.5，11.98，11.03.2绘制曲线并生成凸轮面/PREP7!进入前处理CSYS，1!柱坐标系*DO，i，1，9!循环定义点K，i，R（i），T（i），20*ENDDO……K，10，0，-11，20!定义点LARC，9，1，10，R0!做圆弧NUMCMP，ALL!压缩编号AL，1，2，3，4，5!由线生成面3.3绘制中间圆柱截面CSYS，0!笛卡尔坐标系K，20，0，0，0!定义关键点CIRCLE，20，8.5!由点做园NUMCMP，ALL!压缩编号AL，6，7，8，9!由圆的4段线生成面!做圆柱截面AOFFST，2，36!使用偏移做圆……用同样的方法建立凸轮轴上各个中间圆柱截面。3.4生成凸轮体并复制VOFFST，1，16!拉生成凸轮体CSYS，1!选择柱坐标VGEN，4，1，0，0，，90，0!旋转复制凸轮体CSYS，0!进入笛卡尔坐标系VGEN，2，2，0，0，0，0，30，0!平移复制凸轮体VGEN，2，3，0，0，0，0，90，0VGEN，2，4，0，0，0，0，60，0VDELE，2，4，1，1!删除源凸轮NUMCMP，ALL!压缩编号3.5生成凸轮轴VOFFST，2，20!拉伸圆柱……WPOFFS，0，0，142!平移工作平面CON4，0，0，8.5，6，18!拉伸圆台NUMCMP，ALL!压缩体编号VADD，ALL!合并为一个体建立的喷油泵凸轮轴的三维模型，如图3所示。图3凸轮轴三维模型Fig.33DModelofCamshaft4有限元分析4.1边界条件与载荷根据图1的受力分析和图3所建立的有限元实体模型，凸轮轴在进行有限元分析时两端轴承座处为固定约束。根据图2及喷油泵的尺寸参数可计算出单个凸轮受到的最大载荷为2685N，作用在凸轮转角63°处，凸轮轴的材料为45#钢。4.2静力学分析静力学分析主要分析凸轮轴在受到喷油泵滚轮最大作用力下的应力和应变情况。由第1节可知，凸轮在θ为63°时受到的力最大，四缸发动机的点火顺序通常是1-3-4-2，当其中一个缸为的凸轮转角为63°时，其前一个凸轮转角为153°，后两个凸轮转第7期刘勇军等：喷油泵凸轮轴有限元分析与可靠性提升方法32角分别为243°和333°。凸轮转角为153°的凸轮与滚轮的接触处于凸轮降程，凸轮转角为243°和333°的凸轮与滚轮的接触处于基圆，喷油泵油压都很小，可以忽略不计。故静力学分析主要分析单个凸轮在最大油压时凸轮轴的应力和应变。使用ANSYSworkbench中的StaticStructural对凸轮轴进行静力学分析的结果，如图4所示。1.58e71.26e69.98e47.93e36.30e25.00e13.97E03.16e-12.51e-21.99e-3B：StaticStructural（ANSYS）Type：Equivalent（von-Mises）StressUnit：PaMax：1.58e8Min：1.99e-3图4凸轮轴应力云图Fig.4StressNephogramofCamshaft从图4中可以看出，凸轮轴受到的滚轮作用的最大应力为158MPa，小于45#钢的屈服极限，故凸轮轴在工作中是安全的。4.3模态分析凸轮轴在工作时受到滚轮的交变力的作用，如果凸轮轴结构与发动机工作参数不匹配，凸轮轴会发生颤振，严重时会发生共振。颤振和共振对发动机的工作性能产生不利影响，因此研究分析凸轮轴的固有频率和振型很有必要。图5凸轮轴前三阶振型Fig.5ForceThreeModeVibrationTypeofCamshaft使用ANSYSWorkbench中的Modal（ANSYS）对凸轮轴进行的模态分析结果，如图5、图6所示。凸轮轴的前三阶振型，如图5所示。凸轮轴的前6阶固有频率，如图6所示。发动机工作时的转速尽量避免接近凸轮轴的固有频率，从而减小共振的可能性。1234561000050000134711234561.2.3.4.5.6.5775.85800.89305.5110091101213471ModeFrequency［Hz］图6凸轮轴前6阶固有频率Fig.6ForeSixModeNaturalFrequencyofCamshaft4.4疲劳分析由于凸轮轴在工作时承受的是交变应力，在交变应力作用下，凸轮轴容易出现疲劳裂纹，甚至断裂。静力学分析完成之后，可以直接使用其运算结果[9]，在ANSYSWorkbench中插入FatigueTool，对凸轮轴进行的疲劳分析结果，如图7所示。疲劳分析的级数为109循环次数，图7显示的凸轮轴零件各部位的疲劳寿命系数，从图7中可以看出，在滚轮与凸轮直接接触区疲劳寿命最小，为0.436×109次，而其他部位的疲劳寿命安全系数则很高。B：StaticStructural（ANSYS）SafetyFactorType：SafetyFactorTime：015Max108.336.6750.436Min0图7凸轮轴疲劳分析Fig.7FatigueAnalysisofCamshaft4.5接触分析喷油泵凸轮与滚轮的接触应力过大容易造成凸轮产生疲劳点蚀，时间久了凸轮轴容易出现裂纹甚至折断，所以对凸轮轴与滚轮进行接触分析十分重要。利用ANSYSWorkbench中的ContactTool，选择接触类型为NoSeparation，分析的结果，如图8所示。从图8中可以看出，最大接触应力发生在凸轮与滚轮的接触处，最大接触应力为248MPa，由于所分析的接触点是凸轮所受的最大作用力处，故可以认为接触应力小于凸轮材料的屈服极限，满足强度要求。B：StaticStructural（ANSYS）PressureType：PressureUnit：PaTime:12.48e8Max1.82e81.17e85.08e7-1.49e7-8.06e7-1.46e8-2.12e8Min图8凸轮与滚轮的接触分析Fig.8ContactAnalysisofCamandRoller5凸轮轴可靠性提升方法有限元分析的主要目的是检验产品是否满足设计、制造和使用的要求，从而提高产品的可靠性，下面从三个方面进行分析。5.1设计可靠性设计可靠性主要是保证所设计的产品满足强度要求，在使用过程中不会因应力过大而产生破坏。在这里所进行的静力学分析和接触应力分析都表明凸轮受到的最大应力均小于材料的屈服极限，满足强度设计要求，但也可以看到在凸轮轴直径变化处出现应力集中，在设计时适当增加圆弧过渡可以减小应力集中。5.2制造可靠性制造可靠性主要是从制造工艺上增加零部件的刚度、强度和硬度。由于凸轮轴与滚轮在工作中存在接触应力，达到248MPa，强度裕度并不大，且这个应力是交变的，容易导致凸轮疲劳损伤，所以适当增加材料的硬度会降低接触应力，如对材料进行镀铬、淬火处理等。5.3使用可靠性由凸轮轴的固有频率可计算出凸轮轴的临界转速为：nc=60f1（4）式中：nc—凸轮轴的临界转速；fI—凸轮轴的固有频率。在使用中应尽量避免发动机的转速接近凸轮轴的临界转速，以免引起共振。显然，对于所分析的凸轮轴而言，其临界转速大于30000r/min，发动机的转速很难达到此数值，但对于不同结构、不同尺寸的凸轮轴来说，校核其临界转速值很有必要。（下转第37页）机械设计与制造No.7Ｊｕｌｙ．２０１３33