毕业论文-齿轮油泵轴的失效分析及优化设计-文档精品

1 第一章第一章 绪论绪论 1.1 油泵的发展历史及国内外现状油泵的发展历史及国内外现状 1892 年狄赛尔发明了柴油机，一个世纪以来，经过几代人的努力，柴油机 已经发展成为一个庞大的家族。在今天的世界上，凡是有人类活动的地方都有柴 油机在运转。柴油机的心脏就是燃油喷射装置，即通常所说的油泵油嘴。 柴油机用燃油装置源于 1893 年鲁道夫.狄赛尔发明的煤粉喷射装置。开始时 试用煤粉作燃料，其后改用石油燃料。1910 年英国维克尔斯(Vickers)公司的佳姆 斯.麦克辛(James Mckechnie)发明无气喷射装置. 1922 年德国 Bosch 公司开始研制柴油喷射装置，1927 年开始成批生产，并 不断发展建立了完整的产品体系，成为世界上历史最悠久，规模最大的油泵油嘴 生产集团。 随后日本杰克赛尔公司和电装公司， 多次从德国 Bosch 公司购买油泵油嘴制 造技术，消化吸收并不断创新，逐步建立起自身的产品体系，成为世界上最大的 油泵油嘴生产集团之一。 近几年来从柴油机的发展品种来说， 大中型柴油机都转向以经济性良好的直 喷式为主流。与非直喷式柴油机相比，直喷式柴油机的燃烧室大，所以，喷射压 力要求高。另一方面，为了改善喷雾质量，喷油压力也有进一步提高的趋势。现 在许多国外厂家正在致力于开发能承受更高喷油压力的喷油泵和高压共轨燃油 喷射装置。 为了获得更好的燃油经济性、操纵性和乘坐舒适性，柴油机对燃油喷射装置 提出了更高的要求。为此，人们正在研究引入电控喷油泵。80 年代出现了电子 控制喷油装置的柴油机。 我国的内燃机工业起步较世界上其他先进国家晚得多。1908 年广州均和安 机器厂制造出的 8HP 单卧式煤气机为我国第一台内燃机，1915 年广州协同和机 器厂制造出我国第一台柴油机。在 1949 年以前我国的内燃机发展缓慢，没有形 成一个完整的生产体系。经过 50 多年的建设，内燃机行业迅速发展，柴油机制 造厂遍布全国，产品应用到汽车、拖拉机、工程机械、船舶等各行各业。油泵油 嘴相应地得到了迅速的发展，主要的专业生产企业有 100 多家以上，组成了一个 行业。 其中威孚集团公司就是国内生产规模最大， 生产品种最齐全的专业生产厂。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.2 油泵系统油泵系统 油泵系统通常由油泵、喷油器和高压油管组成。 1.2.1 油泵的作用 油泵的作用是根据柴油机的工况，将适量的燃油在适当的时间内以适当的形 式喷入燃烧室，形成适合于燃烧的混合气，满足柴油机的性能要求。油泵的作用 可以概括为：(1)调节喷油量:根据发动机的输出功率将适量的燃油稳定地喷入各 气缸；(2)调节喷油始点:根据转速、负荷控制喷油始点，保证得到完善的燃烧； (3)形成喷雾:使燃油雾化，且均匀分布到燃烧室空间。它们决定着柴油机的性能， 对柴油机的动力性、经济性、排放、噪声及可靠性、耐久性等都有重要影响。 1.2.2 油泵的组成及工作原理 油泵的基本工作原理及过程为:首先输油泵从油箱中吸取燃油，经燃油滤清 器送入喷油泵的进油腔，进入油腔后的油通过进油孔被吸入杜塞腔，由齿轮轴推 动柱塞上升，压缩柱塞腔中的燃油使出油阀开启，将燃油压入高压油管，柱塞的 上升速度很快，所以油的压力很快上升，压力以音速从油泵端传向喷油嘴。喷油 嘴是个自动阀针阀被调压弹簧的预紧力压紧在座面上， 当压力上升到大于调压弹 簧的预紧力时针阀开启，开始喷油。油泵是油泵系统的重要组成部分，而凸轮轴 是油泵的关键部件。 油泵系统除了为柴油机提供燃油之外， 它还为保证汽车能正常运行而进行喷 油量调节。 喷油量的调节由调速器控制口安装调速器则是由柴油机工作的稳定性 要求所决定的。 柴油机为了能稳定地运转，它的扭矩必须具有图 1-1 所示的扭矩特性，随着 转速上升扭矩减小， 柴油机在外界负荷阻力扭矩特性和自身输出扭矩特性相交的 转速点平衡，即两者相等，柴油机处于稳定平衡状态。在平衡状态下，如果受到 某种干扰，则： (1)若负荷减小，转速上升，则柴油机的输出扭矩减小，结果外界负荷的阻 力扭矩大于柴油机的扭矩， 柴油机就会降速， 向稳定转速恢复， 回复到平衡位置。 (2)若负荷增加，转速下降，则柴油机的输出扭矩增大，柴油机的转速就会 上升，重新回复到平衡位置。 综上所述， 无论受到什么样的干扰， 总有一种回复到平衡位置的作用力存在， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 这种力就是通过油泵改变每个循环的喷油量来实现的。其过程是:柴油机通过提 前器等部件把扭矩传递给油泵凸轮轴，带动凸轮轴转动，凸轮轴转动时通过挺柱 体推动柱塞上升，通过改变柱塞斜槽的位置调节喷油量。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 1-1 发动机的稳定平衡状态 整个油泵的结构如图 1-2 所示。轴在油泵中位于泵体的下部，由两个圆锥滚 子轴承支承，其前端装有一提前器，后端与调速器相连。轴上有若干个凸轮(与 发动机汽缸数相同，本课题研究的对象为 6 个凸轮)，中部还有一个驱动输油泵 的偏心轮。凸轮外形采用缓降切线，故轴不能反转使用。柴油机工作时通过提前 器等部件把动力传递给凸轮轴的驱动端，由驱动端带动整个油泵工作，因此轴工 作时驱动端受力最大，轴断裂基本上也都发生在驱动端。轴的断裂是机械失效模 式的一种，因此有必要对失效分析的一些机理及方法作一介绍。 1.3 机械失效模式及失效分析机械失效模式及失效分析 1.3.1 机械失效模式 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 机械失效就是机械零件在服役过程中丧失其规定的功能不能继续可靠地服 役。一般有三种形式：(1)完全丧失功能，如零件的断裂。(2)功能退化，如达不 到原设计指标。(3)严重的损伤不能保证可靠性和安全性。根据失效的表现形式， 通常可将实际中发生的各种失效现象分为三大类:断裂、表面损伤和过量变形。 1.3.1.1 断裂失效 根据零件断裂前的变形不同，可将断裂分为塑性断裂和脆性断裂两类。脆性 断裂包括疲劳断裂、应力腐蚀断裂、氢脆和静载延迟断裂等，但疲劳断裂和静载 延迟断裂与一般断裂又不尽相同， 因此可将疲劳断裂和静载延迟断裂从脆性断裂 中独立出来。这样，断裂失效可分为四种类型： 1.塑性断裂失效。塑性断裂失效是指断裂前宏观上经过明显塑性变形的断 裂。 2.脆性断裂失效。脆性断裂失效是指断裂前宏观上没有明显变形的断裂。 3.疲劳断裂失效。疲劳断裂失效是指零件在交变载荷作用下产生的断裂。在 断裂失效中，疲劳断裂占有很大的比重。根据载荷、变形的不同，劳断裂可分为 高周疲劳断裂、低周疲劳断裂、冲击疲劳断裂等类型。凸轮轴的断裂从宏观断口 初步分析即属于此类断裂。 4.静载延迟断裂失效静载延迟断裂失效是零件在静载荷和环境(如腐蚀、温 度、幅照等)的联合作用下而引起与时间有关的断裂失效如应力腐蚀、氢脆、蠕 变断裂等。 1.3.1.2.表面损伤失效 零件的表面损伤失效可由腐蚀和磨损而引起。 腐蚀是指零件表面在周围介质 作用下山于化学变化、电化学变化或物理溶解而引起的破坏。磨损、是指零件表 面在互相接触的状态下运动因摩擦等因素引起的金属小颗粒逐渐从表面脱落的 一种破坏现象。轴凸轮表面的失效模式即为磨损失效，但不作为本课题研究的内 容。 1.3.1.3.过量变形失效 过量变形失效是指零件在载荷作用下其尺寸和形状的变化超过了所允许的 范围从而导致零件不能完成预定的功能或妨碍了其他零件的正常运行。 过量变形 失效分为由于零件的刚度不足或因温度升高而引起弹性模量降低而造成的弹性 变形失效和由于外加应力超过零件的屈服极限而造成的塑性变形失效两种。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.3.2.机械断裂失效的危害性 断裂是工程构件最危险的失效方式。 断裂不仅能造成重大经济损失而且往往 导致机毁人亡的灾难性后果。特别是航空、航天、原子能、汽车和拖拉机、动力 机械和化工机械等，由断裂造成的事故屡见不鲜。例如：1973 年英国德贝夏马 坎山煤矿由于刹车杆疲劳断裂造成竖井罐笼坠毁失事，死亡 18 人。1967 年美国 西弗吉尼亚一桥梁由于一拉杆孔边缘由于应力腐蚀、 疲劳或腐蚀疲劳形成裂纹造 成的脆性断裂失事，死亡 46 人，1982 年美国标准局估计，断裂失效在美国每年 能造成 1190 亿美元的损失。其中很大一部分断裂可以通过现代防断裂技术的应 用加以防止，从而可挽回超过 600 亿美元的损失， 我国每年因断裂造成的损失也 十分巨大，仅就大型电站锅炉的过热器、省煤器、水冷壁和再热器管的爆漏一项 统计， 四管的爆漏导致大型火电机组的停用约占非计划停用时间的 40%， 占锅炉 设备非计划停用时间的 70%。因此，对机械零件进行失效分析，研究断裂的规律 和机理， 减少和避免断裂的发生， 一直是工程技术人员努力的目标。 正因为如此， 本课题对凸轮轴进行断裂失效分析，具有十分重要的经济效益和社会效益。 1.3.3 失效分析的步骤及方法 由于机器零件的失效严重危及人们的生命财产安全， 迫使人们不得不开展对 各种失效过程进行分析研究， 以求弄清失效的本质、 产生的原因以及预防的措施。 本课题对轴失效分析的核心是找出引起其失效的原因与对策。 1.3.3.1 失效分析的程序及步骤 任何失效分析原则上都可以分为现场调查、 实验室分析研究和失效的事后处 理三个阶段。失效分析的基本程序框图如图 1-3 所示。 1.调查阶段 该阶段的主要目的是了解失效的过程，收集断口，通过宏观分析或残骸拼凑 分析等，初步确定或判断首先断裂的主断口、断口的性质和失效的类型等。并收 集与失效有关的背景资料:如有关的说明书、图纸、零件的加工工艺、服役历史 以及操作记录等，以备综合分析时参考。 2.实验室分析研究 实验室分析研究的目的是为确定断裂的性质、失效的类型、引起失效的原因 提供充分的证据。根据凸轮轴的断裂情况，实验室研究主要包含以下内容: 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 (1).宏观断口分析：用肉眼或借助放大倍数约 10 倍的放大镜进行。通过宏观 断口分析，进一步确定主断口，判断断口的性质，寻找裂纹源等，为其它分析作 准备。 (2).金相检验：用以进行裂纹分析和材料的组织分析，确定引起凸轮轴断裂 失效的内部原因。 (3)化学分析：确定断裂凸轮轴的实际化学成分是否合格。 (4)机械性能分析：用以测定断裂齿轮轴的实际机械性能是否符合设计要求。 (5)扫描电镜分析：用以确定断口的微观断裂机制。 (6)应力分析： 采用理论计算确定齿轮轴所受应力的大小，并进行强度校核。 对实验得出的各种结果， 进行最后的综合分析， 将设计、 材料与工艺相结合， 结构强度与材料强度相结合，宏观与微观相结合，试验室规律性试验与生产实际 相结合。对于重大的失效分析，还要进行模拟试验或台架试验，以证实分析结果 是否正确。本课题限于时间，不再进行模拟试验。 3.失效事后处理 本阶段主要是对失效分析的过程、失效原因和预防措施进行总结，提出失效 分析报告。 1.3.3.2 失效分析的方法 在失效分析中，零件失效与引起失效的原因之间可以用很多种方法联系起 来， 对于各种原因之间有一定的逻辑关系或各种原因之间需用定量关系进行评价 时，可采用故障树法;若各种原因之间没有一定的逻辑关系则可采用故障树的演 变产物鱼骨图法也称特征要因图法进行。 所谓“特征” ，是指失效或异常现象， “要因”是指引起失效或故障的因素及 原因。 “特征”用主杆箭头表示， “要因”用分支箭头表示，就构成了特征要因图 或失效鱼骨图。特征要因图与故障树法相比，其优点是不用考虑各因素之间的逻 辑关系，因而绘制起来比较灵活。在国外，尤其是日本，特征要因图广泛应用于 产品质量管理和失效分析中。近几年来，在我国也得到了广泛的应用。 本课题研究中采用失效分析鱼骨图即特征要因图的方法。对凸轮轴的断裂原 因的分析主要从以下几方面考虑:原材料、设计、冷热加工工艺、装配及使用等。 具体的失效分析的鱼骨图如图 1-4 所示。根据测试分析结果，消去不存在因素， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 留下来的因素即为凸轮轴断裂失效的原因。 1.4 小结小结 1. 油泵中关键零件凸轮轴的早期断裂导致油泵失效，使柴油机无法正常运转， 给生产带来严重的经济损失。 2. 齿轮轴断裂属于机械失效。机械失效分析方法拟采用特征要因图法。失效分 析可通过调查研究、实验室分析和事后处理三个阶段进行。 图 1-3 失效分析基本程序图 图 1-4 齿轮轴断裂失效分析鱼骨图 第二章齿轮轴第二章齿轮轴 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 本章着重介绍分析凸轮轴的原始条件、服役工况及加工过程。 2.1.齿轮齿轮轴的结构及工况轴的结构及工况 图 2-1 齿轮轴结构示意图 2.1.1.齿轮轴的结构 如第一章图 1-2 所示，齿轮轴位于泵体的下部，由两个圆锥滚子轴承支承， 其前端与提前器相连，后端与调速器相连，齿轮轴两端为带半圆.键槽的锥体， 其中与提前器的内锥面贴合的通常称为驱动端， 驱动端通过提前器与联轴器等部 件与柴油机连接。另一端通过锥面与调速器相联，称为调速端。齿轮轴的结构及 外形。 2.1.2.齿轮轴的工况 齿轮轴通过提前器、联轴器等部件与柴油机相连。由柴油机及油泵的结构可 知，柴油机的动力是通过联轴器、提前器等部件传递给油泵凸轮轴的，具体过程 为:柴油机的动力通过齿轮传动把动力传递给联轴器，联轴器把动力传递给提前 器， 由提前器再把动力传递给凸轮轴的驱动端，提前器与轴间的扭矩传递是靠凸 轮轴与提前器的锥面贴合产生的摩擦力来完成的， 摩擦正压力靠凸轮轴顶端的螺 帽拧紧产生。因此在轴的驱动端要受到扭矩的作用，同时柴油机的扭矩是通过齿 轮传递过来的，齿轮会产生侧向力，所以凸轮轴还会受到由于侧向力而产生的弯 矩的作用。而凸轮轴的调速端则主要是带动调速器工作，因此受力很小。凸轮轴 在两个支承点之间除了受到驱动力矩的作用之外， 齿轮轴还不断循环往复地受到 泵端压力、柱塞弹簧力和惯性力的作用，因此整根齿轮轴在两个支承点之间除了 受到扭转力矩的作用外，还受到弯曲力矩的作用。 2.2.齿轮齿轮轴的技术条件轴的技术条件 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2.2.1 冷加工主要技术要求 1.由于轴是靠两锥面贴合的摩擦力来传递扭矩，为了保证有足够的接触面积来传 递扭矩，因此工艺要求磨削加工结束后，两个锥面的贴合面积不得小于 800。 2.轴两端的锥体上开有半圆键槽，在键槽缺口处容易产生应力集中，为了有效地 降低应力集中的敏感性及应力集中系数，提高锥体部位的强度，工艺要求半圆键 槽的根部有 r 为 0. 4a. z 二的圆角。 3.锥面与圆柱面交界处要求平滑过渡。 2.2.2 热处理技术要求 1. 材料： 由前面齿轮轴的服役工况可知，轴的凸轮部位与锥体部位受力不同，因此热 处理后有不同的硬度要求。凸轮部位要求有很高耐磨性，所以该部位要求有很高 的硬度，而在锥体部位则要承受循环扭矩和弯矩的作用，因此该部位要求有很好 的强韧性结合，所以要求中硬度。为了满足同一零件不同部位的多种硬度要求， 在机械设计中，常选用低碳钢通过表面处理来达到要求，凸轮轴即如此材料为 20Cr 钢，具体的化学成分满足 GB3077-880 凸轮轴用 20Cr 钢能很好地满足冷加 工工艺性、热处理工艺性、热处理后要达的性能要求。这是因为 20Cr 钢是在 20 钢的基础上，为了提高其性能，加入 0. 7-1. 00的 Cr 而成。20Cr 钢工艺性能优 良，锻造正火后具有良好的切削加工性，下火后的硬度为(156-207) HB。切削性 能较好，表面光洁度高。由于铬的加入，提高了钢的淬透性，而且铬又是强化铁 素体的元素，溶于铁素体中亦可起强化作用，因此提高了凸轮轴渗碳后的心部强 度。由于淬透性提高，在淬火时即可采用较缓和的冷却剂冷却(冷却介质为硝)， 从而还可以减小齿轮轴的淬火变形。铬与碳的亲和力较大，又能促使渗碳层表面 含碳量趋于饱和，增加碳浓度梯度，使渗碳速度增加，从而使齿轮轴在渗碳和淬 火后具有较高的硬度和较好的耐磨性。正是由于碳和铬的亲和力较大，这种钢在 渗碳层中易在齿轮轴的表面形成网状碳化物， 故渗碳时应严格控制渗碳炉内的气 氛碳势。20Cr 钢虽然是本质细晶粒钢，但在渗碳温度下长期加热渗碳,晶粒也会 显著长大，故齿轮轴渗碳后不能直接淬火。为了克服渗碳带来的各种缺陷，细化 晶粒，进一步提高心部的强度及韧性，为后续热处理做组织准备，因此在渗碳后 要进行正火。然后再重新加热淬火。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2. 热处理工艺要求： 齿轮轴的整个热处理过程为：齿轮轴先渗碳，渗碳后正火，正火后再淬火 回火， 然后再对轴的锥体进行高频退火。 渗碳的目的是通过增加轴表面的碳含量， 使齿轮轴在随后的淬火处理后获得很高的表面硬度及耐磨性， 满足齿轮表面的技 术要求。而在轴的心部仍旧保持了 20Cr 钢原始的低碳含量，使齿轮轴的心部在 淬火处理后仍具有很高的韧性。 渗碳后加一道正火工序是为了消除渗碳后形成的 网状碳化物等组织缺陷，细化晶粒，进一步提高心部的强韧性，为淬火作组织储 备。 轴淬火的目的是为了提高表面的硬度、 强度、 耐磨性， 获得合适的组织结构。 轴淬火后，虽然具有很高的硬度，但也带来很大的淬火应力，齿轮轴表面淬火后 形成的高碳针状马氏体还具有很高的脆性，因此不能直接使用，所以必须通过回 火来消除淬火应力，适当的减低强度，减少脆性，提高韧性，同时还可提高尺寸 稳定性， 这样齿轮表面在渗碳淬火后就可以得到很高的硬度和很高的耐磨性来满 足齿轮部位的技术要求。 而锥体部位在高频退火后就可以把渗碳淬火后的高硬度 降下来，达到中硬度的要求。热处理各工序的工艺参数分别如图 z-z 所示。 3. 硬度及渗碳层深度 a.硬度 余属的硬度反映了金属抗侵入能力，它不仅与材料的静强度、疲劳强度存在 近似的经验关系，还与冷成型性、切削性等工艺性能存在某些联系，因此硬度对 于控制材料的冷热加工质量有一定的参考意义。 在热处理生产过程中常把硬度作 为检验热处理质量的指标之一，同时硬度检测还具有快速直观准确的特点，因此 轴也可采用硬度法来检验其热处理质量。 由轴的工作原理可知：轴的齿轮在工作时要不断交替推动滚轮仁升，因此齿 轮表面在工作时就要不断受到滚轮循环接触应力的作用。 因滚轮是采用轴承钢材 料经热处理淬火制成的，具有很高的硬度，为了保证与滚轮接触的齿轮表面有足 够的硬度和接触疲劳强度，防止早期剥落和磨损而影响轴的正常工作，所以齿轮 表面要求有很高的硬度和耐磨性，因此齿轮表面热处理后的硬度要求大于 60HRC。磨削加工后的成品凸轮表面要求大于 58HRC。 从轴的工况分析，我们知道到轴两端的锥体部位主要受到扭矩和弯矩的作 用， 但在汽车工况突变还会受到一定的冲击载荷的作用，因此轴的锥体部位要求 有很好的韧性，但是若过分强调塑韧性而忽略强度硬度要求，就有可能导致强度 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 及多冲抗力不足，所以锥体部位热处理后的硬度要求处于中硬度范围，要求为 30-45HRC。一般的工程结构材料处于该硬度范围时具有很好的强韧性。 b.渗碳层深度 对于进行渗碳处理的零部件其渗碳层的深度会直接影响到它的使用性能，尤 其是对于轴等受扭转或弯曲载荷作用的零件，表面应力最大，应力沿半径向心部 逐渐减弱。为了使零件能持续工作，要求零件渗层深度能使传递到心部的应力低 于心部强度，若应力大于材料的屈服极限，将会产生塑性变形。卸载后渗层弹性 变形恢复，而心部却不能恢复，在交变载荷的循环作用下，渗层与心部的交界处 就会产生裂纹，并逐步扩展，所以对于心部强度较低的钢，采用增加渗层厚度的 办法可显著提高疲劳强度。但渗层深度不可过深，因为渗层深度的增加往往伴随 表面碳浓度的提高，致使大块碳化物及残余奥氏体量增加，导致疲劳强度和冲击 韧性反而降低。可见根据零件的使用要求，选择合适的渗碳层深度是必要的。 日常设计零件的渗碳层深度时，大都采用经验或经验公式计算方法。美国金 属学会(ASM)推荐可根据载荷的大小选择渗碳层深度，其参考值如表 3-2 所示。 齿轮轴渗碳层深度的选择既考虑了载荷因素，又兼顾了多年的生产实际经验。由 于齿轮轴受交变负荷的作用，所受的力是交变弯扭复合应力，所以要求齿轮轴具 有很高的疲劳强度和冲击韧性。齿轮轴的材料是 20Cr 钢，热处理淬火时以硝盐 作为冷却介质，淬火后心部强度不高，为了获得高的疲劳强度及冲击韧性，就要 求有足够的渗碳层深度。凸轮轴表面渗碳后渗碳层的深度要求为 1.2-2.0mm。磨 削加工后要求渗碳层大于 0. 9mm。 表 2-2 按照载荷的大小选择渗碳硬化层深度 4. 金相组织 齿轮轴是渗碳淬火件，为了保持齿轮表面渗碳后较高的疲劳强度和耐磨性， 同时心部能保持足够的强度和韧性，对渗层中的碳化物的形态、分布和大小，残 余奥氏体含量及心部的组织都有严格的要求。 技术条件要求表面不允许出现网状 碳化物及大量的残余奥氏体，心部不能出现大量的未溶铁素体、上贝氏体及魏氏 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 组织等异常组织。 2.3 齿轮轴的加工过程齿轮轴的加工过程 由于齿轮轴的形状复杂，为了提高材料的利用率，采用棒料锻造成型或热挤 成型，成型后正火，热处理正火的目的是为了消除由于锻造造成的各种缺陷，均 匀和细化锻造组织，消除锻造应力，保持一定的硬度范围，得到良好的切削加工 性能和高的表面光洁度。正火后进行粗加工，粗加工结束后再进行热处理渗碳。 由于长时间的渗碳常在零件表面产生各种缺陷如表面网状碳化物和较大的变形， 所以渗碳后还须进行一次正火和校直，正火后重新加热淬火。又由于齿轮轴是细 长零件淬火后也会产生较大的变形，因此还需要进行校直，校直后再进行回火， 回火结束后再对两端锥体部位进行高频退火，至此热处理工序全部结束，然后转 入磨削加工，直到磨成成品。整个加工流程如图 2-3 所示。 图 2-3 齿轮轴的加工流程图 2.4 小结小结 1. 齿轮轴是油泵的关键部件，它位于泵体的下端，由两个轴承支承，轴上有 1 个凸轮和 1 个偏心轮，两端为带有键槽的锥体(锥度为 1:5)，其驱动端与提前器 相连，调速端与调速器相连。 2. 齿轮轴的驱动端受到弯扭复合力的作用，受力最大：调速端受力很小，而在 两支承点之间除了受到扭矩的作用外，还要受到泵端压力、柱塞弹簧力和惯性力 的作用。 3. 齿轮轴采用 20Cr 材料模锻成型，热处理工艺采用渗碳淬火处理。 第三章第三章 应力分析应力分析 应力分析是根据零件的大小、形状以及载荷等因素，采用理论应力计算或实 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 验验证的方法确定条件中的应力大小， 从强度方面分析失效的原因及提出预防措 施.本课题中对齿轮轴通过理论应力分析进行强度校核。 由于齿轮轴断裂的部位都位于锥柱面交界的锥体处， 因此本课题主要对锥体 部位进行强度校核。 3.1 强度校核原始条件强度校核原始条件 由齿轮轴的结构及工况可知：齿轮轴工作时，要不断推动滚轮上升，滚轮再 推动柱塞上升，齿轮轴所受的载荷由泵端压力通过柱塞产生的作用力 PP，惯性 力 PJ，柱塞弹簧力 Pz 组成，合力为 P。合力 P 通过滚轮作用在凸轮上。 如前所述，锥体部分除了受到柴油机传递过来的驱动扭矩 M 的作用之外， 还要受到柴油机齿轮的侧向分力而产生的弯矩的作用。设侧向力为 F1，弯矩为 M。齿轮轴工作时驱动端要传递动力，受力最大，也是断裂部位所在端。所以， 下面只对驱动端进行强度计算。 从前面的叙述可知，驱动扭矩的循环特征值 R0；最小应力很小，可忽略 不计。本文按 R=0 计算，即把驱动扭矩变化按脉动循环处理。 3.2 齿轮轴扭矩计算齿轮轴扭矩计算 3.2.1 计算工况 取滚轮与齿轮在切线终点处的接触点为计算位置，因为这一位置接近于最 大泵端压力出现的位置，并且这一位置角。为最大，因此齿轮轴此时受力最大。 本课题所计算得齿轮轴：齿轮升程为 11mm。 则 a+b=60，b=25 所以 a=35 3.2.2 齿轮轴受力分析 齿轮轴的受力简图如图 3-1 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 3-1 齿轮轴受力简图 如图所示，可得： 1 / c o sFPa 由平衡条件： 0Y，得： ab PRR 0Z，得： 1 t a n ab FRRPa 0 x M，得： 1r MF S 0 y M 21b F LR L 式中：P垂直外力总和 , ab R R两端轴承对齿轮轴支座垂直反力 , ab RR 两端轴承对齿轮轴支坐水平反力 1 F滚轮对齿轮的作用力 r M驱动扭矩 S 1 F到齿轮中心的距离 () sinSRrha R齿轮基圆半径 r滚轮半径 h计算位置的齿轮升程 5 . 2 9 8 6hmm L两轴承支坐之间的距离 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1 L计算截面到轴承支坐的距离 3.2.3.外载荷与惯性力PJ计算 ,PPGAPPJ 式中：P-泵端压力通过柱塞产生的作用力 P-柱塞弹簧的作用力 P-运动部件的惯性力 3.2.3.1 柱塞作用力 p P 泵端压力P。作用在直径为 d 的柱塞上，泵端压力 p=600bar，柱塞直径 d=9.5mm， 故 2/ 4 4 2 4 9 . 0 7P Np m dN 1 . 0 29 . 81 0 bar l 3.2.3.2 柱塞弹簧作用力 Z P 设弹簧刚度为K，3.67 9.8/KN mm，在计算位置处弹簧的压缩量为 7.3mm 3.2.3.3 惯性力 f P 取油泵转速，1500rpm 时的加速度进行计算 /PW ag 式中: g重力加速度 a运动部件加速度 W运动部件重量 计算可得: 3 1 0 . 3 j PN 则 4 8 2 1 . 9 PZJ PPPPN 代入式(4-1)得: 1 /cos5886.4FPaN 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 代入式(4-4):得 11 () sin98.9 k MF SFRrhaN 3.3 弯矩的计算弯矩的计算 由受力简图可知，除了侧向力 F，凸轮轴的驱动端还受到弯矩的作用。 3.3.1 侧向力 Z F的计算 柴油机齿轮传递给油泵凸轮轴的扭矩就是凸轮轴的驱动扭矩 H M， 所以齿轮 的侧向啮合力 2 F为： 2 / r FMa 式中a为齿轮的半径，105amm 计算可得 2 9 4 1 . 9FN 3.3.2 弯矩的计算 齿轮啮合力 2 F移至齿轮轴轴线上的侧向力，使凸轮轴产生弯曲，驱动端截 面上的弯矩为: MF Z x 式中：齿轮中心到所计算截面的距离，从上式可以看出，当 F 不变时，弯矩 M 随着 x 增加而增加。齿轮轴的锥体部位在圆锥面与圆柱面交界处x最大，在该 截面上受到的弯矩最大。计算中心截面离齿轮中 心的距离280xmm，因此，计算可得，该截面所受的弯矩 2 6 3 . 7 wa x MN m 3.4 危险截面应力的计算危险截面应力的计算 3.4.1 最大切应力计算 在计算过程中假设齿轮轴工作时提前器内锥面与齿轮轴锥面处于全面贴合 压紧状态，即齿轮轴承受的力矩是在整个锥面范围内通过摩擦力f逐渐加上的。 为了计算方便， 如图 3-2 把锥体置于直角坐标系中， 坐标系原点在锥角顶点， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 锥台小端半径即齿轮轴锥体小端半径为 1 6.6Rmm，其横坐标为x,，锥台大端半 径即齿轮轴锥体大端为 2 10.0Rmm，横坐标为 2 X。键槽半径为 8mm，键槽垂 直于母线方向的最大深度为 9. 9mm,键槽的宽度 b 为 5mm。 图 3-2 锥台坐标系 首先计算锥体段截面上驱动端的扭矩。 设单位面积上的摩擦力为f，则摩擦力矩元 m d为 s fd R， m d对整个锥面的积 分即为急摩擦力矩 f M： 2 22 1 21/ /1/10 21 (1/10) fss sRxx Rx x fssxx MRfd dRsqrddd ddtga MRfdRfRsqrd 2222 1 33 21 33 2(1/10)1 (1/10) 20/3() 20/3(106.6 ) 14915 x xx fx sqrd fRR f f 式中未知力 f 可由平衡公式求得： 0 x M 0 rR MM 则 14915 Rf MMf 把 R M代入上式可得， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 6.6/fN mm 锥体任意截面的扭矩为： 11 233 1 21 (1/10)20/3() xx xx RXrxsx MMRfdRfRsqrdf RR 于是，锥体任意截面上的最大切应力为： max / RXR MW 式中 RX M x 处半径为 R 的截面扭矩 R W 半径为 R 处的扭矩截面模量 所以： 333 m a x 11 /4 0 / 31(/)4 0 / 3(16 . 6 /) R XR MWfRRfR 由式可得：在理想贴合状态下，锥体截曲上最大应力 T 随半径 R 增大而增 大，即在锥柱面交界受到的应力最大。 由此可计算: 1.半径为 R=10 时，即在凸轮轴锥柱面交界处，此处的抗扭截面模量为： 33 1 2 max11 /16/2 /63/ R RXR WDR MWN mm 2.考虑键槽的影响，键槽部位的抗扭截面模量应为： 3232 2 (/16)(1/20)()(1/4 )(2) R WDbt DtRR btRt 所以， 3332 max221 /20/3() /2(2) /4 RR MWf RRRbtRtR 在键槽最深处，锥体截面的承载面积最小度4.9tmm代入式计算得: 2 m a x 2 4 9 . 9 /Tm m 从以上两个不同位置的应力计算可以看出，凸轮轴在锥体上端锥柱面交接处 所受的切应力最大。 3.4.2 最大正应力的计算 1.锥柱面交界处最大正应力 在半径为 R 处的抗弯截面模量 3 1 /32 R WD 1 280xLmm 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 所以， 3 m a x 112 / (/ 3 2 ) RR MWF xD 将数据代入，得： 2 max1 336/N mm 2.考虑键槽的影响，键槽部位的抗弯截面模量应为: 32 2 (/32)( /2)/12 R WDt b 将数据代入，得： 2 max2122 /316.6/ RR MWF xWN mm 从上面的计算可以看出，凸轮轴锥体上在锥柱面交界处受到的应力最大，即 危险截面在锥柱面交界处， 这也就说明了断裂为什么主要都发生在锥柱面交界附 近。 3.4.3 主应力计算 计算危险截面即锥柱面交界处的主应力，由上己知 2 max 2 max 336/ 63/ N mm N mm 主应力大小： 22 1 22 3 (/2)(/2) (/2)(/2) sqr sqr 将上面数据代入得： 2 1 2 3 347.4/ 11.4/ N mm N mm 主应力方向： 0 0 t a n22/ (1 / 2 ) a r c t a n (2/) g a a 将上面数据代入得： 0 10.3a 3.5 安全系数校核安全系数校核 通过应力分析计算，己找出了危险截面在齿轮轴驱动端锥柱面交界处。以下 校核它的设计安全系数。通过上述对齿轮轴工况的简化，即假设齿轮轴所受的扭 矩为脉动循环，根据材料力学疲劳强度计算理论及凸轮轴本身受力情况、结构特 点和加工水平等因素，安全系数校核公式为： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 扭转疲劳安全系数： 1/ / ()a m nk 脉动循环应力： m a x/2nm 所以， 1/ ( / () m nk 玩去疲劳安全系数： 01/ /() am nk 对称循环应力： 0 am 所以， 01/ /() a nk 弯扭组合疲劳安全系数： 22 /()nn nsqr nn 式中： 1 ， 1 为材料对称循环疲劳极限 k，k为零件有效应力集中系数 ， 为零件的尺寸系数 为零件表面状态系数 ， 为不对称敏感系数 a , a 和 m , m 分别为循环交变应力的应力幅和平均应力 其中， 1 1 0 . 1 5 () 0 . 2 7 () sb sb 2 1142/ b N mm， 2 815/ s N mm 3.5.1 锥柱面交界截面校核 通过查阅有关手册可得:对于齿轮轴经渗碳淬火回火状态下的各项参数为 1.59k 2 . 2 a k 0.9 0 . 8 3 3.5 s s 为表面强化系数 0.29 0 . 4 3 332 max 1/21/240/3 (1 6.6 /10 )31.5/ am fN mm 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 max 336/ a N mm 2 1 0.15()0.15(1142 815)293.55/ sb N mm 2 1 0.27()0.27(1142 815)528.39/ sb N mm 把上述数据代入可得： 22 11.7 2.1 /()2.07 n n nn nsqr nn 3.5.2 键槽截面校核 对于齿轮轴在设计时一般取安全系数为n=1.4-1.8。从计算结果来看，计算 所得的安全系数均大于许用安全系数， 这说明在理想情况下齿轮轴的疲劳强度是 足够的。 讨论：k:和 k。为零件的有效应力集中系数，它与轴上的截面变化，键槽及 圆角过渡等因素有密切关系，若键槽存在加工尖角，则会产生应力集中，局部应 力增大，从而萌生早期裂纹，最终导致齿轮轴断裂。本凸轮轴键槽圆角设计要求 r=0. 4mm，查得应力集中系数 k=2. 9。实际测量圆角为：r=0. 2mm，查得 k=3. 6。 而 Bosch 公司齿轮轴键槽 r=0.6mm，k 2.6。可见，断轴应力集中系数比设计要 求的高 24%，比 Bosch 公司产品高 38%。因此应力集中是导致齿轮轴早期断裂 的主要因素之一。 3.6 小结小结 1. 齿轮轴受力比较复杂，发生早期断裂的驱动端受扭转、弯曲组合作用。 2. 齿轮轴驱动端危险截面为锥柱面交界处。 3. 齿轮轴危险截面疲劳强度满足要求，疲劳安全裕度足够。 4.应力集中是齿轮轴早期断裂的主要因素之一。 第四章 综合分析 本章主要利用实验室分析及应力分析所得的结果进行综合分析讨论，明确断 裂的性质及引起断裂的原因。 4.1 断裂性质分析断裂性质分析 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 如绪论中所述，一般构件的断裂性质通常分为塑性断裂、脆性断裂及疲劳 断裂等等。塑性断裂是指断裂前产生较大的塑性变形，因此塑性断裂一般容易被 人们所察觉而立即采取措施，因此危害性较小。而脆性断裂则在断裂前无明显的 征兆， 不易被人们察觉而突然发生，因此往往造成很大的危害口疲劳断裂在很多 方面与脆性断裂相似，在断裂前无明显的宏观塑性变形，也表现为突然断裂，疲 劳断裂是受到交变载荷的作用而产生的断裂，疲劳断口有其自身的特点：(1)疲 劳断口上常常会出现弧形条纹线。(2)断口常常显示出明显的疲劳裂纹萌生，扩 展和最后断裂三个阶段。这两个特征也是疲劳断裂区别于其它断裂最明显的特 征。 1 号试样和 2 号试样的宏观断口上都可见明显的弧形条纹线，断口上还存在 明显的裂纹扩展的三个不同阶段所留下的痕迹:裂纹源区、裂纹扩展区及最后快 速断裂区。根据这些典型特征可判断齿轮轴的断裂性质为疲劳断裂。 1 号试样和 2 号试样的断裂性质虽然都为疲劳断裂，但由于引起断裂的应力 不同， 疲劳断裂的断口形貌也不相同，因此可根据断口的形貌特征来进一步判断 疲劳断裂的性质。1 号试样断口表面比较平整光滑，整个断面基本上与轴线呈垂 直。断面上有明显的疲劳条纹，在裂纹源附近的条纹线形态比较扁平，条纹间距 比较密集，随着裂纹的不断扩展，疲劳条纹的间距越来越宽，这是因为随着裂纹 深度不断增加，相应地齿轮轴的有效承载面积的不断减小，导致应力不断增加， 裂纹的扩展速度也就不断提高，所以裂纹扩展后期留下的条纹间距越来越宽，最 后因剩余面积太小无法承受载荷时突然断裂，形成瞬断区，所以瞬断区的断裂形 貌比较粗糙，且最后瞬断区相对于轴的旋转方向产生逆向偏转一个角度。这是由 于疲劳裂纹在扩展过程中，齿轮轴在不停地转动，疲劳裂纹前沿顺载荷方向扩展 快，逆载荷方向扩展慢，所以随着疲劳裂纹不断扩展，最后瞬断区偏转了一个角 度。 从这些特征可判断 1 号试样的断裂性质为切断型的旋转弯曲扭转复合疲劳断 裂。2 号试样断面比较粗糙，整个断面大致与轴线呈 45，其余形貌特征与 1 号试样大致相同， 所以可判断 2 号试样的断裂性质是正断型的旋转弯曲扭转复合 疲劳断裂。从图 3-1 还可以看出，1 号码试样的断口上疲劳扩展区占了整个断口 面积的 90%以上，瞬断区大约只占整个断口面积的 5%左右，因此从两个区各自 所占的面积大小可知，齿轮轴在最后断裂前裂纹经过了很长时间的扩展，再结合 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 瞬断区比较靠近表面的现象来分析，说明该轴所受的应力不大，大约就在疲劳极 限附近，而且齿轮轴的塑韧性较好。2 号试样断口上扩展区及瞬断区的情况基本 上与 1 号试样相同，说明 2 号试样受力也不大，但 2 号试样断面粗糙且条纹间距 比 1 号试样宽，在条纹线前面为具有快速撕裂特征的放射状条纹，还有明显的疲 劳裂纹扩展所留下的台阶，这表明 2 号试样的裂纹扩展速度比 1 号试样快，因此 可判断 2 号试样的脆性比 1 号试样大。对两个试样的金相组织检查发现，2 号试 样的心部组织中含有明显脆性的上贝氏体组织， 而 1 号试样的心部组织为具有很 好强韧性配合的板条马氏体和少量的铁素体， 因为齿轮轴的塑韧性是由其心部组 织结构决定的，所以从金相组织分析证实 2 号试样的脆性比 1 号试样大，它抗拉 断的性能比 1 号试样差，因此 2 号试样的断裂为正断型的，而 1 号试样则由于它 的塑韧性较好，所以他抗剪切的能力较差，因此 1 号试样的断裂为切断型的。 4.2.断裂原因综合分析断裂原因综合分析 任何构件的断裂过程都有裂纹的萌生、扩展及最后断裂等过程，因此分析断 裂原因首先要找出引起裂纹源的原因。 4.2.1 疲劳源产生的因素 1. 疲劳源是疲劳核心最初形成的地方， 源区一般很小， 因此对源区的分析主 要是找出引起疲劳源的缺陷及其对疲劳成核的作用。 疲劳破坏总是从局部最薄弱 的地方开始，从宏观看它一般起源于零件表面应力集中或存在表面缺陷的位置， 如键槽，过渡圆角，刀槽等。但从微观来看，疲劳裂纹在表面成核可能有三种位 置：表面滑移带，晶界及孪晶界处，表面夹杂或第二相与基体的界面。若 原材料内部有缺陷，如夹杂，白点，气孔等，则也会在皮下或内部形成疲劳源。 由齿轮轴结构可知，锥体上开有导向半圆键槽，所以整根齿轮轴就变成了具 有截面变化的缺口体，存在缺口不仅零件的实际承载面积减小了，同时缺口还很 容易引起应力集中。由第四章的计算可得，缺口越尖锐，应力集中系数越大，造 成的应力集中程度就越高，在缺口处的应力就越大，就会在应力集中点处产生微 裂纹。 从 1 号试样和 2 号试样的宏观断口上看， 疲劳源都位于键槽的圆角过渡处。 通过检测该过渡圆角的圆角半径发现， 该圆角的半径为 0.2mm， 而技术要求该圆 角半径应为 0.40.2mm，所以实测圆角半径为技术要求的下限。正是由于该圆 角过渡处的圆角半径太小，应力集中点的三向应力状态导致产生微裂纹。再从疲 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 劳条纹线形态比较扁平且略带凹向分布， 也可推知键槽缺口处确实存在很大的应 力集中。这是因为凸轮轴表面应力较大，裂纹在表面的扩展速度较快，而心部的 应力小扩展速度较慢，所以形成凹向分布的条纹线。 2. 金相组织 从微观的金相组织分析可知，1 号试样和 2 号试样在键槽附近的表面渗层中 都存在网状碳化物。这是因为热处理渗碳时，键槽部位虽然有保护套保护，但在 键槽上端由于保护套的密封性较差，键槽长时间处在渗碳气氛中，碳原子会同时 从轴的外表面和键槽侧壁向内渗入，在键槽的尖角处实