栾景坤 李光明 曲振鑫
烟台艾迪液压科技有限公司 山东烟台265500
摘要：具体分析发动机工况，借助变排量机油泵，能够有效实现机油泵流量控制，改善其驱动功率，但是在齿轮设计不佳的情况下，将会导致齿轮出现断裂问题。因此，要求工作人员应以齿轮设计着手，在明确机油泵转速的基础上，结合既有输出流量，落实齿轮设计工作，并通过对齿面、齿根疲劳强度进行反复校核，确保最终计算结果。最后经有限元分析，验证齿轮可靠性。
关键词；小排量汽油机；变排量；齿轮设计
引言：目前，我国对变排量机油泵研究重视度较高，并且多家品牌均开始涉猎变排量机油泵开发工作。其中，齿轮式机油泵因其结构简单并且制造便利的优势得以脱颖而出，其具有泵油压力高的特点，工作具有良好的可靠性，深受行业认可。但是受到不当设计影响，将会导致该类型机油泵寿命受到影响。因此，强调行业应加强齿轮设计，提高变排量机油泵使用可靠性以及使用寿命。
1.齿轮设计
1.1设计参数
以变排量机油泵设计需求作为依据，确定各项设计参数如下：本文要求发动机、机油泵转速分别达到650r/min、630r/min，输送机油量应保持在6.8L/min，油品质量为SAEOW30 3.0，控制油温在120℃。
1.2齿数、模数
本文使用45钢作为齿轮材料，将机械效率、压力等多方面因素考虑到泵设计后，以此作为依据，确定齿数。具体而言，在泵流量方面，如果分度圆处于不变的状态下，模数将会随着齿轮的减少而增大，进而增加泵流量。而在泵性能方面，通过减少齿轮，有利于提高机油泵整体性能。就当前而言，常见齿轮泵齿数Z多为6~19,。因为机油泵属于低压泵，齿数可选择范围在9~12。低压泵根切相对较少，因此需要选择变位齿轮，综上，本文最终确定齿数为10。模数选择可根据公式，经计算，确定最终模数为3。
1.3齿宽
对于齿宽而言，其主要与齿轮泵呈正比关系，因此，齿宽的增加有利于流量增加。总体而言，如果齿宽处于较大的状态下，将会提高液压泵总效率。但是结合高压齿轮泵性能而言，应合理控制齿宽，以免受到过大齿宽影响，导致载荷增加，增加轴承设计难度。齿宽获取需要借助公式，得到齿宽为26mm。
1.4其他参数
由上文可知，本文设置10为齿轮数。当标准齿轮压力角为α=20°时，齿轮低于17，将引发根切情况，进而降低齿轮的整体强度，导致齿根出现磨损情况，小齿轮损坏。这一情况的出现将会对齿轮机构十分不利，不仅会导致其承载能力下降，还会导致其寿命受到影响。因此，应切实落实传动齿轮修正工作。具体可选择使用变位齿轮，在消除根切的同时，促进齿根强度增加，使重叠系数得以显著下降，在最大程度上提高泵寿命。综上，我国选择齿轮为正变位[1]。
2.强度计算
针对齿轮失效而言，常见形式包括齿面点蚀、胶合、磨损、塑性变形以及齿轮折断等，以此作为参考，可具体在齿轮传动方面，完成设计准则制定。但是目前设计准则仅集中在点蚀、齿轮折断中，并且计算主要借助齿面接触、齿根弯曲疲劳强度完成，下文将进一步详细分析。
2.1齿面接触疲劳强度计算
因为齿面点蚀与接触应力σH超出材料抵抗接触疲劳能力有关，因此，为有效改善齿面点蚀情况，应重点对σH进行限制。
可将齿轮啮合接触看做两个圆柱体，半径分别为P1、P2，宽度为b。受到载荷作用影响，可借助公式获取最大接触应力。齿根节线位置处常发生点蚀，因此，可取这一位置接触应力，完成相应的计算工作。
选择直齿圆柱齿轮啮合，以P代指接触点，在获取P处齿廓曲率半径后，进一步根据公式获取弹性系数，其与材料存在一定的关联性，不同材料弹性系数也有所不同，其中，钢与钢弹性系数为189.8，钢与球墨铸铁弹性系数为181.4，钢与铸铁弹性系数为162.0，球墨铸铁与铸铁弹性系数为156.6。因为本文使用材料为45钢，对照上文弹性系数，可得出本文弹性系数为189.8MPa。经有效计算，结合相关资料，进一步得到区域系数ZH为2.5、载荷系数K为1.4、齿宽系数φd为0.22。
将齿轮泵功率、流量、工作压力分别设置为Pw、Q、P，得到计算公式为，进而获取到单个齿轮功率、扭矩，分别为5.34KW、8#104N：mm，结合上文参数后，最终得到σH为524.6。以《机械设计基础》作为参考，可得知接触疲劳强度极限值σHlim为850MPa，经公式计算，本文接触疲劳应力为765MPa，低于极限值，说明齿轮在疲劳强度方面符合实际要求。
2.2齿根弯曲疲劳强度计算
针对齿轮断裂情况，应做好根部弯曲应力控制。可假设由一对齿轮完成全部载荷承担，并与齿顶处产生作用，完成应力计算。在这一过程中，齿轮可达到最高弯曲力矩。同时，齿轮可作为悬臂梁。借助30°切线法，获取危险截面，在确定齿轮中线位置后，设置向力Fn将其移动到该处位置，并进一步形成两个保持相互垂直状态的分力F1、F2，分别能够支持齿根弯曲应力以及压缩应力。由于压缩应力数值相对较小，为进一步提高计算的准确性以及简化性，在整个计算过程中，只将弯曲应力考虑在内。设置弯曲疲劳安全系数、齿形系数以及应力集中系数分别为1.66，经计算，危险截面弯曲应力为395.42MPa，根据实际标准，得出本文齿轮参数与实际要求相符。
3.外啮合齿轮结构
3.1导入模型
经CAE软件接收CAD数模，往往存在非连续性问题，进而出现数据丢失情况，因此，应结合实际情况，合理修改CAD数模，完成有限元网格模型建立。借助SolidWorks软件，在生成相应的几何模型后，将其进一步在HyperMesh中导入，并完成几何清理工作[2]。
3.2划分网格
对于整个有限元计算而言，网格划分属于基础工作。在零件结构较为复杂的情况下，网格划分工作量较大，并且其质量与模型计算准确性、速度密切相关。因为本文齿轮尺寸相对较小，网格尺寸也相对较小，因此，可将模型网格设置为2mm规格。在整个齿轮中，存在圆孔、渐开线，在使用六面体网格不便的情况下，可借助自动划分形式完成网格划分，整个网格以四面体形状为主。
3.3应力分析
在本文中，主要选取两齿轮啮合转动，对于整个转动过程而言，两齿轮接触面均存在接触应力，由于齿轮模型无法有效对啮合情况进行判断，这时需要借助有限元分析对啮合状态齿轮强度情况进行判断。对于啮合工况而言，在约束齿轮内圈中，借助公式，可得到齿轮传递扭矩为5265N。在一条线上设置20个节点，通过将其均匀施加其中，每个节点力为266.52N。
3.5有限元结果分析
结果显示，在两齿轮中，啮合接触点、两端处于最大接触应力处，并且在齿轮根部同样存在一定的应力。在定位移荷载处于5265N的情况下，这对齿轮啮合处，接触应力最高值为210.25MPa，与正常工作需求相符合。
结论：通过将变排量机油泵应用到实际工作中，能够达到2%的燃油消耗效果。并且不会增加成本。就目前而言，该类油泵已经被广泛应用到轿车发动机中，应用效果显著。本文以齿轮设计着手，建立在有效校核基础上，证实在啮合状态下，经本文设计，齿轮仍可以达到良好的可靠性，并且不会出现断齿情况，可有效提升油泵工作的安全性。
参考文献：
[1]杨武森,曹春晖,牟一今.EGR和进气VVT在某小排量汽油机的应用研究[J].小型内燃机与车辆技术,2020,49(03):28-31.
[2]朱连峰,李洪涛.小排量汽油机变排量机油泵齿轮设计[J].农业装备与车辆工程,2020,58(03):97-102.