柴油机新型燃油分配泵结构设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 摘要 柴油机的高效、节能使得汽车的柴油机化日趋明显。电控燃油喷射系统是目前柴油机的主要发展特征，也是满足更严格排放法规的一项有力手段。本设计以传统的机械式 VE分配泵为基础，针对其控制不精确，燃油利用率低等缺点，对机械式分配泵进行改进，使其供油、正时、调速实现电控化，从而可以提高供油特性及其控制精度，而且使喷射时期控制特性多样化。另外，还对分配泵机械零件设计后利用 CATIA 进行建模，并应用 ANSYS和 CATIA 做有限元分析，得到零件的仿真模型及有限元分析结果。最后得到了一种新型的电控分配泵结构。 关键字：柴油 机； VE 分配泵；电控化；有限元分析； 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 2 Abstract Diesels high efficiency makes the diesel engine of the car become more evident. Electronically controlled diesel fuel injection system is the main development features to meet more stringent emissions regulations are a powerful tool. The mechanical design of the traditional basis of VE distributor pumps for the control of inaccurate, low fuel utilization shortcomings of the mechanical pump to improve distribution, to oil, timing, speed to achieve electronic control, thus can increase the fuel supply characteristics and the control precision, but also the diversification of control characteristics during injection. In addition, design of mechanical parts of the distribution pump to model after the use of CATIA, and apply ANSYS and CATIA finite element analysis to do to get parts of the simulation model and finite element analysis results. Finally got a new Electronic Controlled structure. Key words： Diesel engine； VE distributor pumps； Electronic control； Finite element analysis 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 1 绪言 柴油机自问世以来，就以其高效、节能等优点而在车用动力中占有非常重要的地位。特别是近些年来，柴油机的应用有逐渐扩大的趋势。这主要是因为，世界性能源危机及汽车污染的日益严重，人们对发动机的节能和排放提出了更高的要求。柴油机与汽油机相比，在节油和 HC 、 CO 、 2CO 排放方面都具有明显的优 势。因此，目前美国、日本、欧洲等发达国家在中重型载重汽车中已全部柴油机化，而且近年来在轻型车和轿车上的应用上也呈逐年递增的趋 势。 1988 年欧洲柴油机轿车的销售量占轿车销售总量的 15，到 1998 年已经上升到 25， 2003 年已经超过 32，专家预测到 2012 年将超过 50。因此说，未来汽车的 发展呈柴油机化的趋势日趋明朗。 但是，柴油机也有许多自身的弱点在制约着它进一步的发展，除了比质量大，成本和价格高，噪声和振动大外，其有害排放物 xNO 和微粒的排放也居高不下， 特别是随着近年来世界范围内的排放法规逐年严格，这一问题更显突出。柴油机的主要有害排放物 HC 、CO 的排放量相对较少，一般来说不用刻意控制就都会满足现有的法规，但柴油机最大的充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 排放难题来自xNO和微粒，而且它们的特殊折中问题给整体降低柴油机的排放带来了难度。如何兼顾燃油经济性，同时降低xNO和微粒，以满足日益严格的排放法 规要求，已经是关系到未来柴油机发展的关键问题。因此，开发新技术、新手段，深入解决柴油机排放问题，是近期柴油机领域的主要工作。 1.1 降低柴油机排放的途径和方法 汽车排放法规经历了几十年的发展，形成了以欧、美、日为主的三大汽车排放体系。排放法规的制定主要是依据汽车排放控制技术的发展现状及潜力，同时，汽车排放法规的实施，又促进了相应控制技术的发展和应用。 柴油机燃烧过程的好坏和整机性能的优劣，主要决定于喷油系统、进气系统和燃烧室结构三者之间的匹配。其中，喷油系统是最重要的因素。实践证明，在直接影响发动机性能 的燃烧过程中，燃油的雾化扩散、油气混合、着火燃烧放热、碳烟和废气有害成分的形成以及振动和噪声等等都与喷油系统密切相关，喷油系统的优劣将决定柴油机整机的性能。作为保障高压喷油的核心部件，传统的机械式燃油喷射系统存在着严重的缺陷和不足：喷油泵的脉动式供油方式导致进一步提高柴油喷射压力受到限制；复杂的机械式调速器和供油提前装置使油量调节受到影响，提前供油受到限制，这些都会造成动力性和经济性下降以及排放、噪声和耐久性受到影响。 电控喷油泵的提出实现了喷油、调速和正时的最优控制，进而改善了混合气的形成和燃烧，提高了发 动机的经济性、动力性和排放性。柴油机电控燃油喷射系统取代机械式供油系统已呈必然趋势。 1.2 国外电控分配泵的发展现状 国外对柴油机电控喷油泵的研究始 于 20 世纪 70 年代。 1967 年，德国 Bosch 公司开始批量生产用进气管绝对压力控制空燃比的 D Jetronic 模拟式电子控制汽油喷射系统，装备在大众汽车公司生产的 VW 21600 型轿车上，开创了汽油喷射系统电子控制新时代。在短短的 20 年内，汽油机电控技术已相当成熟。柴油机电子控制的研究比汽油机晚 20 年的时间 ,但是汽油机电控技术促进了柴油机电控技术的发展，从上 世纪 80 年代开始，柴油机的电控技术得到了迅速发展。目前已有多种形式的电控柴油喷射系统装车使用，较成熟的电控燃油喷射产品在国外车用柴油机中得到了广泛应用。仅 1993 年统计，德国 Bosch 公司的电控分配泵和电控直列泵在市场上已超 25 万台，美国底特律柴油机公司 DDEC 电控泵喷嘴系统已有 10 万多台投放市场，日本的 Zexel 公司可变预行程的 TICS 直列泵已达 2 万李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 4 多台，其中绝大部分是电控的。 柴油机电控分配泵发展至今已先后推出了三代产品，即位置控制式、时间控制式和压力时间式 1 。 第一代位置控制式电控分配泵在不改变传统喷油系统结构的基础上，用电控调速器来代替原有的机械式调速器，对齿条或滑套位置予以控制，从而对油量进行调节，并通过电控液压提前器代替传统的机械或液压式提前器来实现喷油正时的控制，提高控制精度和响应速度，是电控柴油机开发的早期产品。位置式电控系统无须对柴油机的结构进行改动，生产继承性好，便于对现有机型进行技术改造，在分配泵和直列泵上都可以实现。其缺点是因为采用模拟量进行控制，频率响应慢，控制自由度小，精度差，而且喷油率和喷油压力难于控制，也不能改变传统喷油系统所 固有的喷射特性。 第二代时间控制式电控喷油系统取消了传统的喷油机构，采用高速强力电磁阀直接控制高压燃油的通断，高速电磁阀的开启和关闭时间决定喷油量的大小和喷油时刻。时间控制式电控系统采用数字量控制，具有一定的喷油率控制能力。但由于仍沿用脉冲高压供油原理，喷油压力难以控制。同时要求高速电磁阀有良好的响应和可靠性，制造难度大。在传统的机械分配泵、单体泵、泵喷嘴等基础上都可以实现时间式控制系统。 第三代电控喷油系统是时间压力式控制系统，它改变了传统喷油系统的结构，不再采用柱塞泵脉动供油原理，而是利用高压共轨或 共轨蓄压和液力增压形式获得高压，通过连续调节共轨压力来控制喷射压力，利用电磁阀控制喷射过程，喷油量的大小由喷油时间和共轨压力共同决定。由于共轨式喷油系统喷射压力不受柴油机转速和喷油量的影响，而且喷油量、喷油压力、喷油速率都可以由 ECU 灵活控制，从而将高压喷射与电子控制完美的结合起来，实现了喷油系统的全电子控制，目前已成为柴油机电控喷油系统研究领域的重要课题与发展趋势 2 。 1.3 国内电控分配泵的现状及研究的意义 我国的柴油机电控技术起步较晚，自 20 世纪 80 年代中期以后，许多科研单位和院校相继开展了这方面的研究工作，并取得了一定成果： 在位置控制系统方面，国内进行了较多的研究，如：长春汽车研究所对直列泵的可变预行程控制进行了研究，实现 了对 CA6110 系列柴油机的调速控制；北京理工大学用电磁阀通过液压伺服机构来驱动齿条实现了直列泵的喷油量控制，并对样机进行过试验；东汽公司 在 CUMMINS6BT上进行的 基于调节齿杆位置控制油量的调速器系统也取得了一定成充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 效。 在时间控制系统方面，黄家裕等人开发的节流式喷油器，是我国最早研制的时间控制式电控系统，并进行了试验； 清华大学研制的电控直列泵管阀嘴喷油系统，采用自主研发的高速电磁阀放置在油路上控制喷油正时和喷油量，从而实现了对柴油机喷油正时、喷油量、喷油速率和喷油压力的优化控制。 在共轨方面，我国许多单位近年来也进行了研究并取得了一定成就：天津大学的中压共轨式系统，采用双蓄压室和喷油规律控制阀的电液控制共轨式单体喷油器，实现了预喷射和快速停油功能；无锡油泵油嘴研究所针对 6110 型柴油机开发了中压共轨畜压式喷油系统；上海交通大学的共轨系统应用在玉 柴 6112 柴油机上也取得了不错的效果；大连理工大学、贵州柴油机厂以及山东 工业大学也做了相应的工作。我们应该同时看到，我国的柴油机电控喷射系统还远没有达到产品化和产业化的水平，距离国外的先进水平和技术还很远，我们应该借鉴国外先进的技术，从实际出发，逐步发展，提高柴油机产品的国际竞争力。 随着用于轻型车、轿车的小型高速柴油机的发展 ,与之相适应的分配泵得以迅速发展起来 ,其中以单柱塞 式的 VE 型 分配泵的应用最为广泛。 VE 型分配泵已占有小型高速车用柴油机配套喷油泵市场的绝对优势。目前 ,国内采用高速柴油机的轻型车发展迅速 ,对 VE分配泵有着迫切的需求。为了满足高速柴油机的性能需要 ,提高分配泵的 性能已成为厂家所追求的主要目标。采用电控技术是提高分配泵性能的有效措施。在电控系统中 ,喷油量和喷油定时的综合优化控制可以有效地改善排放。采用电控可根据各种需要进行喷油量和喷油定时的控制 ,这样可以取消原机械式分配泵为提高性能而安装的几乎所有附加装置 ,使得结构大大简化和小型化。电子控制技术的另一个最重要的特点是灵活性和适应性 ,可以方便地与各种柴油机实现良好匹配。这些都对 于 VE 型分配泵的推广应用具有重要意义。因此 ,进行分配泵电控系统的研究是适应燃油喷射系统发展的趋势 ,对于提高汽车用高速柴油机性能、满足社会需要具有 重要的意义。 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 6 2 分配泵机械设计 自改革开放以来，我国内燃机行业得到了快速发展。尤其是单缸柴油机，近几年的年产量一直保持在 700 万台左右。但产品质量未得到应有的提高，其经济性、怠速稳定性和噪声排放一直是生产厂家难以解决的问题。究其原因主要是喷油系统参数与柴油机匹配不合理。缸径较小的柴油机柱塞直径偏大，供油速率高，造成供油持续期太短、燃烧初期有较高的喷油率，引起燃烧的最大爆发压力大、压力升高率高，使柴油机噪声大，缩短了柴油机的寿命；在小负荷及怠速时，针阀不能达到最大升程 ，引起针阀抖动，使循环喷油量和燃烧不稳定，导致柴油机转速波动大。要实现柴油机平稳有效的燃烧，喷油系统参数与柴油机必须合理匹配，具有合理的供油规律和喷油规律。本设计中主要目的是设计一款适合大多数柴油机用的电子分配泵，柴油机的具体参数如下： 型 式：四缸、直列、水冷、四冲程 气缸直径 /mm ： 75 活塞行程 /mm ： 80 标定功率 /kW ： 55 标定转速 /minr ： 3000 燃油消耗率 1/ g kW h ： 230 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 2.1 柱塞的设计 柱塞运动规律设计的重要性是众所周知的 ,它不仅最终决定了喷油器的喷油速率 ,也是喷油泵产品寿命的重要影响因素之一。在设计时应遵守 下述准则。 （ 1）有较高的供油速率。 （ 2）使柱塞弹簧等参数不变的情况下 ,喷油泵在高转速下工作时 ,运动部件不会飞脱。 （ 3）有较高的许用柱塞腔压力 ,减小凸轮与滚轮间的接触应力和噪音。 （ 4）使柱塞运动部件对凸轮的机械作用力尽量减小。 喷油泵的供油是在柱塞的有效行程内进行的 ,因此 ,这段行程应符合所选定的喷油延续时间 ,应与凸轮型线密切配合。在柱塞整个行程中 ,除有效行程外 ,其前后还留有一段缓冲行程。对于滑阀式喷油泵 ,通常其有效行程只占全行程的 1/3 左右。柱塞有效行程与总行程之比和油泵类型及转速有关。转速增加时 ,为 了保证进、回油时间 ,缓冲行程应增加。柱塞直径较大时 ,泄露就多 ,作用在凸轮上的力也较大 ,故而采用较小柱塞直径和较长行程比较有利。但行程加长后 ,柱塞速度增大 ,会有烧粘的危险 ,所以要多方面予以兼顾。柱塞直径与行程的确定 ,一般是从统计数据中参考同类机型进行选取 ,再由几何供油量计算式来计算。本文根据设计要求 ,在原排 量为 1.8L 的柴油机燃油泵的基础上 ,通过计算并借鉴以往的设计经验 ,初步确定高压油泵柱塞直径为 9 mm。 2.1.1 柱塞直径及行程的确定 根据原始数据中的各性能参数可计算出循环供油量 bV ： ( ) / 6 0 ( / 2 ) b e eV g N i n ( 2 3 0 5 5 ) / 0 . 8 2 5 6 0 4 ( 3 0 0 0 / 2 ) 0.043mL 式中： bV 为循环供油量 mL ； eg 为柴油机的燃油消耗率， /g kW h ； eN 为发动机的额定功率， kw ； 为燃油比重，对于柴油 30 .8 2 5 /g c m ； i 为汽缸数； n 为柴油机转速， / minr 。 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 8 由于上述公 式计算出来的是理论的循环供油量，实际应用时，必须对该油量进行适当的 修 正 ， 修 正 系 数 1 .1 0 1 .1 4 ， 因 此 ， 实 际 供 油 量 V 为：1 . 1 2 0 . 0 4 3 0 . 0 4 8bV V m L （这里 取 1.12）。 而统计资料表明，喷油泵的减压容积为 0.7 1.0 V ，故喷油泵的循环喷油供油量约为： 0 . 9 0 . 0 4 8 0 . 0 4 3 3pV m L 。 则柱塞直径pd为： 3 4 plpfVmd m m（ 2-1） 式中：f为喷油泵供油系数，取 1.1f ， /lpm d h。 有资料可知， lm 在 4.5 6.0 之间取值，本设计中 lm 取 5.0。由式（ 2-1）可求得9 .3 2pd m m 。所以柱塞直径取 9.5pd mm 。 柱塞行程可根据公式： 24p p e fV d h （ 2-2） 计算求得。解得 2 .5 6eh m m 。 2.1.2 柱塞其他尺寸及材 料 喷油泵在工作过程中，无论是泵油过程还是回油过程都要经过中心油孔，因此，中心油孔的尺寸的确定极为关键。本设计中，定中心油孔的直径为 2mm ； 直径也为 2mm ； 柱塞长度为 100mm ； 为了保证进油充足且油量适中，进油槽深度取值为 1.5mm ； 对于燃油分配孔，它的大小决定了出油压力，为了保证有较高的喷油压力，燃油分配孔深度定为2mm 。 计算中假定柱塞腔内的燃油压力为 25MPa ,缝隙中的流体为柴油 ,柱塞材料为 15GCr钢 ,密度为 337 .8 3 1 0 /kg m ,柱塞套材料为 16 5MnCr 钢，其密度为 337 .8 9 1 0 /kg m 。 利用 CATIA 建模后得到的图形 3 如下 ：充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 图 2-1 柱塞的 CATIA 模型 Fig. 2 -1 The CATIA model of plunger 2.2 凸轮盘的设计 柴油机燃油喷射系统的功用是在恰当的时刻 ,将定量的、雾化良好的燃油喷入到柴油机燃烧室中。它作为柴油机心脏的重要作用一直受到国内外工程技术人员的广泛重视 ,特别是随着柴油机排放法规的日益严格 ,给柴油机燃油喷射系统提出了更高的要求 ,为此开发了多种机械式和电控式燃油喷射系统 ,其中就有机械和电控分配泵。端面凸轮 是 VE 分 配泵的关键零件之一 ,其设计质量的优劣直接关系到喷油泵的供油速率、最高转速、工作可靠性和喷射性能等等 ,进而决定了柴油机的经济、动力性能指标和柴油机产品的可靠性。凸轮型线的设计一般包括缓冲段设计和基本段设计。 工作轮廓曲面设计准则 ： 端面凸轮工作轮廓为空间不可展曲面，精确设计时应按空间包络曲面的共轭原理获得精确的解析解。由于 VE 分配泵用端面凸轮的工作转速很高，用展开成平面廓线的办法设计是不恰当的。精确设计时，凸轮工作轮廓与滚轮间的共轭接触点必须满足以下三个条件。 （ 1） 在共轭接触位置，两曲面上的一对对应的共轭接 触点必须重合。 （ 2） 在共轭接触点处，两曲面间的相对运动速度必须垂直于其公法线。 （ 3） 两曲面在共轭接触点处必须相切，不产生干涉，且在共轭接触点的邻域亦无曲率干涉。 凸轮工作轮廓型线设计准则 ： （ 1） 有较高的供油速率。 进油槽 喷油分配孔 泄油孔 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 10 （ 2） 使柱塞弹簧等参数不变的情况下，运动部件不会飞脱。 （ 3） 有较高的许用柱塞腔压力，减小凸轮与滚轮间的接触应力和噪声。 （ 4） 使柱塞运动部件对凸轮的机械作用力尽量减小。 2.2.1缓冲段设计 油泵凸轮设计时 ,必须设置上升缓冲段与下降缓冲段 ,以保证柱塞上升、下降的过渡平稳 性。多数设计将两者取成相同 ,且通常采用余弦缓冲段模型。余弦缓冲段是常用的一种缓冲段 ,其挺柱升程曲线形式为 4 : 1 c o soh h a P q a 0 oaa （ 2-3） 式中， oP 为缓冲段全升程 , oa 为缓冲段包角 , 90 /o oqa 。这种缓冲段的速度、加速度曲线为 : 22 2 22s i n c o sood h d a P q q ad a d td h d aa P q q ad a d t （ 2-4） 式中 , 为凸轮角速度。余弦缓冲段只含有两个可以任意调节的参数 : oP 和 q 。因此 ,在给出缓冲段全升程 oh 和包角 oa 后 , 9 0 /oo o oP h q a 就决定了。而缓冲段末端的挺柱速度也随之确定为： s i no T o o oP q q a p q （ 2-5） 如果算出的 oT 不符合要求 ,则调整 oP 和 q 重新计算。余弦缓冲段的计算较简单 ,其加速度曲线在缓冲段末端为 0,因此易于 与一般函数凸轮的基本段相接保持二阶导数的连续性 。 在 本 设 计 中 设 2 6 .7 /ra d s ， 1.5oP mm ， 缓 冲 段 包 角 45ooa ， 则9 0 / 9 0 / 4 5 2o o ooqa ，因此有： 2 6 . 7 1 . 5 2 8 0 . 1 /o T op q m s 2.2.2 基本段设计 通常采用高次方函数凸轮模型进行基本段的设计 ,其项数和幂次的选取有一定的任意性。为了既保证计算精度又不至使计算工作量太大 ,一般选 用五项次的高次方函数凸轮模型进行设计。假设升程曲线为对称形状 ,升程函数为 : 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 p q r so p q r sh h a c c x c x c x c x （ 2-6） 式中， p 、 p 、 r 、 s 均为正整数； oc 、pc、qc、 rc 、 sc 为待定系数； 1 axa，其中 a为基本段半包角。假设 p 、 p 、 r 、 s 都已给出 ,为了确定 oc 、pc、qc、 rc 、 sc 需给出以下边界条件： (1)当 0a 时， 0h ，即 0o p q r sc c c c c ； 基本段始点速度等于缓冲段速度 oT ，故Rdhdx 为已知。 （ 2）当 aa时， h a H ； 22 0dhdx ； 33 0dhdx。 用行列式方法求解出各参数 : ocH 1RpH s r q s r s q r q s r qcs p r p q p 1RqH s r q s r s q r q s r qcs q r q p q 1RrH s r q s r s q r q s r qcs r q r p r 1RsH s r q s r s q r q s r qcq s r s p s （ 2-7） 这样 ,只要给出 H ,a, R ， p ， p ， r ， s 值 ,升程函数就可确定。至于速度、加速度函数 ,只要通过求一次、二次导数就能得到。在设计多项式高次方凸轮时 ,一般是先选取多种不同幂指数 p ， p ， r ， s 的组合方 案 ,计算其加速度的最大值和最小值、丰满系数等具有代表性的指标作为评价各种方案动力性能和通过能力的指标 ,从中择优后 ,再进行运动规律的计算。在选定 p ， p ， r ， s 幂指数时 ,还应注意以下几点 : (1)由于凸轮型线假定是对称的 ,故 p ， p ， r ， s 应该是偶数 ,不妨假设为 p q r s 。 (2)为使凸轮在 0x 时 ,挺柱 (滚轮 )的加速度不为零 ,而是一个负值 ,最低幂指数 2p 。 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 12 (3)当 0x ,滚轮达最大升程时 ,其加速度变化率应为常数 ,显 然 4q 。 (4)通过数学分析可以证明 ,为使在 01x区间内的加速度曲线只有一个最大值 (以保证加速曲线不出现波浪形 ),则 p ， p ， r ， s 之间应符合 2r q s r m 。 通常 p ， p ， r ， s 按下式选取 : 22224qnr n ms n m （ n 、 m 为正整数） （ 2-8） 高次方函数凸轮的优点是 :升程曲线在整个基本段 内为统一的高次多项式曲线 ,可以达到高阶光滑性。最后，根据已知条件确定凸轮的最大升程为 3mm 就可以满足要求。对于端面凸轮，其凸轮位置是间隔 90o 成圆周分布。 得到了凸轮的位置及升程后，还要确定凸轮盘的大小，本设计中，考虑到结构小巧和工作可靠，定凸轮盘的直径为 50mm 。 初选滚轮的直径为 20mm ， 然后对其进行接触疲劳强度校核。 2.2.3 凸轮盘的校核 现代柴油机节能和降低排放的关键是提高喷油压力，而提高分配泵泵端压力最基本的一条是提高凸轮和滚轮之间的承载能力，防止两者之间的磨损，除了保证良好的润滑、提高表面加工质量、采用特殊的表面热处理技术之外，从产品设计角度考虑。下面对凸轮盘与滚轮进行接触疲劳强度校核。按接触应力公式： m a x12110 . 4 2 8 PEb R R（ 2-9） 式中： maxP 为凸轮和滚轮承受最高的供油压力 ， MPa ； 为凸轮材料的许用接触应力， MPa ； b为凸轮宽度 mm ； E 为材料的弹性模量； 1R 为滚轮半径， mm ； 2R 为凸轮在与滚轮接触处的曲率半径， mm 。 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 本设计中凸轮盘材料为 40rC ， 其许用接触应力为 4 6 1 . 5H M p a ，设凸轮和滚轮承受的最高供油压力为 25Mpa ， 40rC 弹性模量 208Gpa ， 凸轮宽度为 8mm ， 2R 为25mm 。由此，有： 32 5 2 0 8 1 0 1 10 . 4 2 8 1 2 9 . 1 18 1 0 2 5 HM p a 因此，初选的尺寸及计算后得到的尺寸都能满足要求。这样，利用 CATIA 建模后得到的模型如下： 图 2-2 端面凸轮的 CATIA 模型 Fig. 2 -2 The CATIA model of face cam 2.3 柱塞复位 弹簧的设计 分配泵在工作过程中是高速运转的，这就要求柱塞在结束压油后能及时的沿着凸轮形线复位，因此，对于复位弹簧，无论是强度上还是结构上都要能符合要求。但是弹簧的直接应该有选择一个合适的范围，如果劲度系数太小，弹簧的回复力小，若果劲度系数太大，会引起发动机额外的负荷。 2.3.1 弹簧的材料及许用应力 根据弹簧所受载荷特性及要求，查表选取 A 类油淬火回火硅锰合金弹簧钢丝，材料为60Si2M nA ，先假设弹簧的钢丝直径 为 2 4mm ，则其抗拉强度 1 4 7 1 1 6 1 8b M p a ，李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 14 37 8 . 8 1 0G M p a ，取试验切应力 0 . 4 5 1 4 7 1 6 6 1 . 9 5s M p a 。 2.3.2 弹簧钢丝直径 初步选取旋绕比 C=5，钢丝直径： 1 .6 K F Cd 由于柱塞工作时所受载荷不是静载荷。所以取曲度系数 1.36K ，按弹簧的最大工作载荷300FN 计算有： 1 . 3 6 3 0 0 51 . 6 2 . 86 6 1 . 9 5d m m 钢丝直径 d 在假设范围内，根据表选取 3d mm 。 2.3.3 弹簧的变形计算 弹簧中径按照 D Cd 计算， 3 5 1 5D m m ，查表取 15D mm ；弹簧的总圈数ln 由 lzn n n 计算，本设计中取 2zn ，查手册有4 3 4337 8 . 8 1 0 3 1 0 . 5 8 . 2 78 8 3 0 0 1 5G d fnFD 圈，取 9n 。则弹簧的总圈数 ln 由公式lzn n n 计算为 9 2 1 1ln 圈。 在最大的轴向载荷的作用下，弹簧将产生最 大的轴向变形量 ， 其计算公式为： 3338 8 3 0 0 5 1 1 1 3 . 97 8 . 8 1 0 3lF C n mmGd 2.3.4 承受变载荷弹簧的强度验算 承受变载荷的弹簧可能发生疲劳破坏。因此，除了根据最大载荷 F 及变形量 设计出弹簧的尺寸以外，还应进行疲劳强度和静强度的安全系数验算。由于弹簧受载后产生的工作应力多属于最小剪应力等于常数的情况，因此可以近似地按下面的公式进行疲劳强 度的安全系数校核。 0 m i nm a x0 . 7 5 1 . 3 1 . 7FFSS （ 2-10） 式中： max 为最大剪应力， MPa ； 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 min 为最小剪应力， MPa ； 0 为弹簧材料的脉动循环剪切疲劳极限，0= 0 . 3 0 . 3 1 5 0 0 4 5 0b M P a ，取 1500b M P a ； FS 为疲劳强度的计算安全系数； FS为弹簧疲劳强度的许用安全系数。 弹簧在分配泵不工作时的预紧力为 250N ，在工作时（设在最大工作压力下时）的所受力为 300N ，这样可以计算出最大和最小剪应力。 前面已经求出曲度系数 1.36K ，弹簧中径径 15D mm ，弹簧直径 3d mm ， 根据公式有： 1m i n 338 8 2 5 0 1 5 1 . 3 6 4 8 1 . 23 . 1 4 3F D K M P ad 2m a x 338 8 3 0 0 1 5 1 . 3 6 5 7 7 . 53 . 1 4 3F D K M P ad 因此可以求出： 4 5 0 0 . 7 5 4 8 1 . 2 1 . 4 1 . 35 7 7 . 5FFSS 因此，该弹簧能满足强度要求。 2.3.5 弹簧的 震动计算 承受震动载荷的弹簧，当弹簧的工作振动频率接近或等于弹簧的自振频率时，则弹簧将发生共振而引起弹簧损坏。因此，在受动载荷作用时，应对弹簧进行震动验算。由理论力学知弹簧的自振频率 f 为： 3 23 . 6 5 1 0 df nD 式中： f 为弹簧的自振频率， Hz ； d 弹簧直径， mm ； D 为弹簧的中径， mm ； n 为弹簧有效圈数。 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 16 将所有的已知量代入公式可得 ： 5522 33 . 5 6 1 0 3 . 5 6 1 0 4 3 1 . 51 1 1 5df H znD 为了保证系统不发生共振，弹簧的自振频率 f 应大于 10wf （ wf 为弹簧工作振动频率）即应保证 4 3 .2 0wf H z 。 2.4 传动轴直径的确定 对于分配泵的传动轴主要承受转矩作用，一般不存在弯矩或存在很小的弯矩作用。因此，在设计分配泵传动轴时就可以按扭转强度条件计算来设计，本设计中轴的材料 选择 45钢。 前面已经计算出分配泵的循环供油量为 0.043ml ，由此可以计算出分配泵的实际流量（这里按发动机的最大转速计算） BQ 为： . 6 6 6 3/2 3 0 0 0 / 2 0 . 0 4 31 0 1 0 1 . 0 7 5 1 0 /6 0 6 0pBnVQ m s 式中： BQ 为分配泵的实际流量， 3 /ms； n 为发动机转速， / minr 。 则分配泵的功率 (按分配泵最大喷油压力计算 )为 : 662 5 1 0 1 . 0 7 5 1 0 2 6 . 8 8BN p Q W 式中： N 为分配泵的实际功率， W ； p 为喷油压力， Pa 。 由于传动轴只受转矩作用，则根据公式便可以初步估算轴的直径。过程如下： 3309 5 5 0 1 00 . 2TPPdAnn 式中： d 为传动轴直径， mm ； P 为轴传递的功率， kW ； T 为轴材料许用剪切应力， Mpa ； n 为传动轴转速， / minr ； 0A 为由轴的材料及承载情况确定的系数，查表 取值。 计算过程中，按发动机最大转速来计算，则传动轴的转速 1 5 0 0 / m innr ，计算中充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 45 钢的 0A 取 118，这样，代入数值便可以求出： 33 2 6 . 8 8 1 01 1 8 3 . 0 91500d m m 为了便于装配且保证足够的强度，取 12d mm 。 利用 CATIA 对传动轴建模图形如下： 图 2- 3 传动轴的 CATIA 模型 Fig. 2 3 The CATIA model of Transmission shaft 2.5 泵体壁厚 在泵体设计中主要对其材料及壁厚进行设计计算，泵体的形状与各处具体壁厚，将在分配泵装配图绘制过程中选定。阀体材料选为碳钢，牌号定为 2 3 0 4 5 0ZG ， 分配泵的压力腔内的公称压力小于等于 25Mpa ，工作温度为 3 0 1 2 0 oC 。因泵体各个部分的壁厚不一样，对于承压部分我们只需约定一个最小壁厚，其余部分可以参考最小壁厚进行合理选取。利用公式，可以计算 最小壁厚如下： 2 . 3 nB LpDSCp （ 2-11） 式中： BS 计算厚度， mm ； p 计算压力， Mpa ； 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 18 nD 计算内径， mm ； L 许用拉应力， Mpa ； C 腐蚀余量， mm ； 其中 25p Mpa ， 9 .5nD mm ， 82L M pa ， 0C mm 。 得出：2 5 9 . 5 4 . 6 72 . 3 8 2 2 5BS m m 此时取最小壁厚 4 .6 7BS m m 。阀体各部分的实际壁厚， 根据实际情况选取， 但必须始终保证每部分壁厚不小于 4.67mm ， 设计中的最小壁厚取 5mm。 2.6 高压燃油泵泄漏与密封 在柴油机燃油喷射系统中 ,泄漏问题最为突出。一旦喷油系统出现内部泄漏 ,甚至高压油路与低压油路相连通 ,将造成柴油机起动困难 ,工作无力 ,直至无法正常运转。同时 ,泄漏的柴油进入润滑油中 ,将使润滑油稀释 、变质 ,进而增加机件的磨损。油泵泄漏的部位主要有：柱塞套安装台肩处、柱塞与柱塞套之间的径向间隙处、柱塞套定位螺钉处、出油阀、回油阀等部位 ,但主要还是柱塞与柱塞套之间径向间隙处的泄漏。 柱塞与柱塞套之间的配合原本非常精密 ,直径为 4 10mm 的柱塞 ,其径向间隙仅为0 . 0 0 1 5 0 . 0 0 3 mm。当柱塞与柱塞套受到较高燃油压力作用时 (通常在 100Mpa 以上 ),由于配合面间隙迅速增大 ,致使泵腔内的燃油发生严重 泄漏而无法建立起更高的燃油压力。因此 ,径向间隙值必须正确选择 ,并严格控制 ,以保证柱塞偶件的密封性和工作可靠性 ,并避免柱塞运动时卡死在柱塞套中 5 。 可以利用下面的公式进行燃油泄漏量计算。燃油经高压油泵配合间隙的泄漏量可按偏心环缝予以计算 ,其具体计算式为 : 3 2 (1 1 . 5 ) 1 2 2ppQdl （ 2-12） 式中 , pQ为偏心环缝泄漏率， 3 /ms； d 为孔的直径， m ； p 为截面间的压力差，Pa ； 为流体动力粘度， 2/N s m ； L 为轴孔配合长度， m ； 为 /e ,偏心比； e 为偏心距， m ； 为柱塞运动速度， /ms。正负号的选取标准为 :当压差流动与柱塞运动方向一致时取正号 ,反之则取负号。当油压高达百兆帕以上时 ,既要考虑柱塞偶件 变形所产生充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 的附加间隙 ,同时还要适当考虑温度、压力变化对燃油密度、粘度等参数的影响。 3 分配泵零件的力学仿真分析 6 VE 型分配泵是德 国 BOSCH 公司 20 世纪 80 年代研 制的新型分配泵。其主要特点是：柱塞偶件直径小 ，且为旋转加往复运动，不宜卡死； 4 个 滚轮分担一个柱塞的油压，接触应力小；能装附件较多，性能完善。但 VE 泵柱塞上槽孔多且工作频率高 ,易于出现磨损 ,对柴油的清洁度要求高。与直列泵相比 ， VE 泵具有转速高、供油均匀、怠速稳定和油 量调节便利等优点。与其他类型分配泵相比 , VE 泵 的最大供油量、最高泵端压力、最 高转速等性能指标均很突出。 近年 来 ,国内引进的一批柴油机均配装 VE 型分配泵。但是国产化的 VE 泵在使用中却出现了不少问题 ,最为严重的是传动轴 、 十字块 、 端面凸轮等零件在工作过程中发生断裂。国内对 VE 型分配泵研究起步较晚 ,大多处于理论阶段。本文针对设计的分配泵进行三维建 模，应用计算机仿真技术对各运动部件进行虚拟化的校核。 通 过对 VE 分配泵端面凸轮设计，为柴油机燃油喷射系统 VE 分配泵空间端面凸轮设计提供了坚实的理论基础和快速 可靠的 方法 ；可根据匹配柴油机的要求，设计和验证设计的合理性，有效地提高了凸轮工作的承载能力和产品的可靠性，避免由于对凸轮采用高成本的表面处理等其它措施而引起的大幅度产品成本的增加，从而提高喷油泵和柴油机产品的经济效益。 3.1 分配泵的虚拟设计 应用计算机虚拟设计技术可以很方便的验证分配泵各零件的强度，从而解决企业 在 VE 型分 配泵国产化中所遇到的问题。具体步骤如下： (1)对产品进行三维建模 ，三维模型为后续 CAE、 CAPP 和 CAM 提供数据源。 (2)进行运动机构的运动学和动力学分析。运动学分析可以优化 产品传动机构的运动配合关系 ，产生的运动学分析结果 (速度和加速度 )用于动力学分析；动力学分析产生的机构受力状况用于有限元分析。 (3)将上述结果输入有限元分析软件中进行关键结构有限元分析。 (4)依据有限元分析结果进行结构优化设计，并将优化结果重新进行各种分析。 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 20 (5)进行产品的虚拟装配、关键件的虚拟加工仿真等，并在分析与优化的各个阶段进行各种实验，以验证各项研究的正确性。 3.2 运动零件的有限元分析 有限元分析是仿真技术的重要内容之一 ,通过有限元分析研 究 VE 型分配泵传动件断裂的成因及其变化规律 ,才能找到解决措施。有限元分析从 CAD 系统获得分析的几何模型 ,然后对其施加边界条件和载荷 ,对产品进行结构静力分析、动力学分析 ,以得到应力、应变的变化规律和振动的频率特性等 ,最后结果通过云图或动画等形式直观地显示出来。其流程如图 3-2 所示。 图 3-2 有限元分析的基本步骤 Fig.3-2 The basic steps of finite element analysis VE 泵传动系统主要零部件 (柱塞、十字块、端面凸轮 )的网格化模型如图 3-3图3-5 所示。 建模 加载求解 结果评价 定义作业名和分析 标题 定义分析类型和选项 通用后处 理 定义单元类型 加载 时间历程后处理 定义单元实常数 定义载荷步 求解 定义材料特性 建立几何模型 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 图 3-3 柱塞的网格化模型 Fig.3-3 The plunger of the grid model 图 3-4 十字轴的动力学仿真模型 Fig.3-4 The cross shaft of the grid model 李胜超：柴油机新型燃油分配泵结构设计 22 图 3-5 端面凸轮的动力学仿真模型 Fig.3-5 The Face Cam of the grid model 最后利用 CATIA 自带有限元分析功能重点对柱塞进行静力学分析，柱塞主要受两个作用力，一个是高压油对柱塞端面的压力，一个是柱塞绕轴线转动的转矩，根据这 些条件对柱塞做受力分析如图 3-6。 图 3-6 柱塞的有限元分析结果 Fig3-6 Plunger of the finite element analysis results 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 根据图可以看出应力主要集中在柱塞的末端部，但本设计中的柱塞尺寸可以满足要求。 3.3 零件的虚拟装配 虚拟装配 (VirtualAssembly， VA)是虚拟设计的关键组成部分，利用计算机工具，通过分析、 预测产品模型 ,对产品进行数据描述和可视化分析，做出与装配有关的工程决策，而不需要产品模型作支持。虚拟装配技术是将装 配技术与虚拟现实技术相结合 ,建立一个与实际装配生产环境相一致的虚拟装配环境 (VirtualAssembly Environment， VAE)，使装配人员通过虚拟现实的交互手段进入 VAE，利用人的智慧直觉进行产品的装配、 拆卸操作。用计算机来纪录人的操作过程 ,以确定产品的装、 拆顺序和路径。虚拟装配虽然被定义为一种技术，实际上是许多技术的综合利用，例如：可视化技术、 仿真