王 飛， 劉 杰

(天津職業(yè)技術(shù)師范大學(xué)工程實(shí)訓(xùn)中心， 天津 300222)

引言

齒輪泵具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、體積小、制造維修方便、價(jià)格低廉、自吸能力強(qiáng)、對(duì)油污不敏感等優(yōu)點(diǎn)，是液壓傳動(dòng)系統(tǒng)中常用的液壓元件[1-4]。齒輪徑向液壓力不平衡導(dǎo)致的斷軸和軸承磨損失效嚴(yán)重限制了泵工作壓力的提高； 齒輪嚙合變化引起的齒輪泵流量脈動(dòng)會(huì)產(chǎn)生較大的噪聲， 這些失效模式制約齒輪泵的發(fā)展。目前對(duì)齒輪泵的失效模式的研究主要有側(cè)板磨損[5]、密封失效[6]、斷軸[7-8]、軸承損壞[9]、噪聲過大[10]等，對(duì)齒輪泵泵體裂紋的研究分析較少；本研究對(duì)一種應(yīng)用在自卸車上的雙向齒輪泵在研發(fā)階段出現(xiàn)的泵體裂紋進(jìn)行了研究。

雙向齒輪泵是輸入軸正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)時(shí)都能夠?qū)崿F(xiàn)齒輪泵供油的一種齒輪泵。某雙向齒輪泵經(jīng)歷了100 h超載跑合，齒輪泵各性能指標(biāo)穩(wěn)定，且泵體沒有出現(xiàn)裂紋；在進(jìn)行沖擊壽命試驗(yàn)時(shí)，試驗(yàn)進(jìn)行了13.5萬(wàn)次時(shí)，齒輪泵泵體產(chǎn)生裂紋并發(fā)生漏油現(xiàn)象。

對(duì)于泵體裂紋分析，國(guó)內(nèi)已有過如下研究：李宏偉等[11]使用ANSYS軟件對(duì)內(nèi)嚙合齒輪泵的強(qiáng)度和剛度進(jìn)行了分析，確定應(yīng)力集中區(qū)和變形較大位置，并進(jìn)行優(yōu)化，增加泵殼體強(qiáng)度同時(shí)減重。方波等[12]使用ANSYS Workbench軟件對(duì)齒輪泵殼體進(jìn)行結(jié)構(gòu)和熱分析，確定其大變形和最大等效應(yīng)力分布發(fā)生在出油口內(nèi)壁，通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)的方法進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)。李文娟等[13]對(duì)斜盤柱塞泵殼體裂紋采用金相檢驗(yàn)、斷口分析和有限元分析等方法進(jìn)行了研究，結(jié)果表明:柱塞泵殼體組織中尖銳的 C型石墨是導(dǎo)致殼體裂紋的原因。鄒鑌等[14]對(duì)離心泵葉輪斷裂處進(jìn)行了斷口宏觀形貌分析、金相分析和掃描電鏡分析，結(jié)果表明,葉輪的斷裂是由于與泵蓋的摩擦導(dǎo)致的多源疲勞斷裂。本研究對(duì)某新型雙向齒輪泵的泵體裂紋進(jìn)行了失效分析；并根據(jù)泵體裂紋原因提出優(yōu)化方案，經(jīng)過試驗(yàn)證明，優(yōu)化方案可靠有效。

1 雙向齒輪泵泵體裂紋

圖1所示為一種新型雙向齒輪泵，該泵主要由外接軸、前蓋、外軸承、滑動(dòng)軸承、主動(dòng)齒輪、從動(dòng)齒輪和后蓋組成，其性能參數(shù)如表1所示。泵啟動(dòng)時(shí)，電機(jī)驅(qū)動(dòng)外接軸，通過外接軸另一端外花鍵將運(yùn)動(dòng)和扭矩傳遞到主動(dòng)齒輪上。

圖1 雙向齒輪泵裝配圖Fig.1 Assembly drawing of bidirectional gear pump

表1 雙向齒輪泵性能參數(shù)Tab.1 Performance parameters of bidirectional gear pump

為了評(píng)估泵的壽命，根據(jù)JB/T 7041在試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行了耐久性試驗(yàn)，如圖2所示。齒輪泵通過“A”和“B”連接試驗(yàn)臺(tái)的進(jìn)油管，通過“C”連接出油管。耐久性試驗(yàn)包含超載試驗(yàn)100 h和沖擊試驗(yàn)40萬(wàn)次。圖3為雙向齒輪泵完成100 h超載試驗(yàn)后的效率曲線。由圖3可知，齒輪泵在超載試驗(yàn)過程中齒輪泵效率近似恒定在90%，符合JB/T 7041要求。

圖2 雙向齒輪泵試驗(yàn)圖Fig.2 Test diagram of bidirectional gear pump

圖3 雙向齒輪泵100 h超載試驗(yàn)效率Fig.3 100 h overload test efficiency of bidirectional gear pump

雙向齒輪泵通過100 h超載試驗(yàn)后，還需完成40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)。材質(zhì)為HT300的雙向齒輪泵泵體在23 MPa，2000 r/min的條件下沖擊13.5萬(wàn)次后，油口出現(xiàn)裂紋導(dǎo)致漏油現(xiàn)象，如圖4所示，裂紋貫穿油口右側(cè)中部。

圖4 雙向齒輪泵油口裂紋Fig.4 Cracks in bidirectional gear pump

圖5 雙向齒輪泵泵體結(jié)構(gòu)圖Fig.5 Structure of bidirectional gear pump body

圖5為雙向齒輪泵泵體結(jié)構(gòu)圖，其中圓圈位置為發(fā)生裂紋的位置。

2 雙向齒輪泵泵體失效分析

2.1 泵體金相分析

鑄件在加熱和冷卻的過程中會(huì)發(fā)生復(fù)雜的相變，金相檢驗(yàn)主要是評(píng)定非金屬夾雜物類型及數(shù)量、晶粒度及各種纖維組織鑒別，本研究對(duì)發(fā)生裂紋的齒輪泵體進(jìn)行了石墨類型、大小等級(jí)、珠光體數(shù)量、硬度、化學(xué)成分進(jìn)行了檢驗(yàn)，結(jié)果如表2所示，金相檢驗(yàn)合格。

表2 金相分析結(jié)果Tab.2 Metallographic analysis results

2.2 泵體本體試棒拉伸試驗(yàn)

試棒拉伸試驗(yàn)可以測(cè)量鑄件的抗拉強(qiáng)度是否符合要求，在泵體上取樣圓柱形試棒，使用拉力測(cè)試機(jī)拉斷，并記錄拉力值，拉斷后的試棒如圖6所示，測(cè)量的抗拉強(qiáng)度值為312 MPa，符合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖6 雙向泵泵體本體試棒拉伸試驗(yàn)Fig.6 Tensile test of test bar of body of bidirectional pump

2.3 泵體有限元分析

使用有限元分析軟件ANSYS Workbench對(duì)雙向齒輪泵泵體進(jìn)行有限元分析，計(jì)算泵體油口處的受到的應(yīng)力值，如圖7所示。

圖7 雙向齒輪泵泵體有限元分析Fig.7 Finite element analysis of bidirectional gear pump body

2.4 對(duì)裂縫處進(jìn)行剖切試驗(yàn)結(jié)果

剖切后做著色試驗(yàn)，判定裂紋起始點(diǎn)在泵體螺紋底孔和出油腔交界的棱邊上，如圖8所示。由圖8可知，著色法顯示的裂紋的起始位置與圖4泵體裂紋位置、圖7有限元計(jì)算的應(yīng)力最大的位置是近似的，都是在出油口的外側(cè)螺紋中部。

經(jīng)過對(duì)雙向齒輪泵的泵體金相分析、有限元分析及著色試驗(yàn)分析得出，雙向齒輪泵在沖擊試驗(yàn)過程中，出現(xiàn)裂紋的原因是泵體出現(xiàn)裂紋位置處的壁厚較薄和存在銳角邊所致。

3 雙向齒輪泵泵體裂紋解決方案

針對(duì)沖擊試驗(yàn)出現(xiàn)的出油口處裂紋漏油問題，主要原因是油口處壁厚薄，設(shè)計(jì)增加油口壁厚的5種方案：方圓過渡方案、大圓臺(tái)方案、小圓臺(tái)方案、斜坡方案、外方方案；并通過有限元軟件ANSYS Workbench計(jì)算在沖擊工況下(23 MPa)危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)；并計(jì)算了比原方案安全系數(shù)提高的倍數(shù)以及每種新方案的重量。

圖8 著色法顯示裂紋位置Fig.8 Coloring method showing crack location

表3 泵體優(yōu)化方案Tab.3 Pump body optimization scheme

由表3泵體優(yōu)化方案可知，危險(xiǎn)截面安全系數(shù)最高的是方案2大圓臺(tái)方案，安全系數(shù)是3.07，重量為8.376 kg；方圓過渡方案的危險(xiǎn)截面安全系數(shù)是2.71，重量為8.276 kg，此泵為商用批量化產(chǎn)品，考慮到生產(chǎn)成本，要求滿足安全系數(shù)的前提下，重量最低。綜合考慮安全系數(shù)和重量?jī)煞矫嬉蛩?，選取方圓過渡方案為最終方案。

4 雙向齒輪泵新方案40萬(wàn)次沖擊壽命試驗(yàn)驗(yàn)證

經(jīng)過改進(jìn)后的雙向泵泵體結(jié)構(gòu)：方圓過渡方案，如圖9所示。

圖9 優(yōu)化后的雙向齒輪泵泵體結(jié)構(gòu)Fig.9 Structure of optimized bidirectional gear pump body

將此泵體進(jìn)行裝配成整泵后，在液壓試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)，試驗(yàn)條件為：出油口加載壓力23 MPa，泵輸入轉(zhuǎn)速2000 r/min，側(cè)進(jìn)側(cè)出。齒輪泵完成了40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)，側(cè)板、齒輪軸頸、滑動(dòng)軸承磨損正常，如圖10所示；出油口沒有出現(xiàn)裂紋，如圖11所示。

圖10 側(cè)板、齒輪、軸承磨損情況Fig.10 Wear of thrust plates, gears and bearings

圖11 40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)后泵體油口無(wú)裂紋Fig.11 No cracks in oil port of pump body after 400,000 impact tests

對(duì)出現(xiàn)裂紋的HT300雙向齒輪泵泵體進(jìn)行了金相分析和抗拉強(qiáng)度試驗(yàn)，結(jié)果表明其石墨類型、石墨大小等級(jí)、珠光體數(shù)量、硬度要求、化學(xué)成分都符合HT300的材質(zhì)要求，隨爐試棒的抗拉強(qiáng)度也符合要求，所以首先排除HT300材料缺陷。根據(jù)試驗(yàn)條件參數(shù)，采用有限元方法在試驗(yàn)載荷下計(jì)算的應(yīng)力分析結(jié)果表明，泵體出油口最大應(yīng)力位置與裂紋實(shí)際發(fā)生位置接近，通過著色法判定裂紋的起始點(diǎn)位置也與有限元分析結(jié)果和實(shí)際裂紋位置接近，表明油口裂紋處的計(jì)算應(yīng)力值雖然小于抗拉極限，但HT300的疲勞極限小于其抗拉極限，小于有限元方法的計(jì)算值，所以在雙向齒輪泵沖擊到13.5萬(wàn)次時(shí)出現(xiàn)裂紋，導(dǎo)致漏油。

針對(duì)上述分析結(jié)果設(shè)計(jì)出5種泵體油口位置加厚方案：方圓過渡方案、大圓臺(tái)方案、小圓臺(tái)方案、斜坡方案、外方方案。通過有限元方法計(jì)算了原方案和此5種方案危險(xiǎn)截面的安全系數(shù)，經(jīng)過對(duì)比5種方案較原方案的提高值得出，外方方案提高了1.99倍，但是其重量為8.43 kg，較原方案增重最大，因此在考慮安全系數(shù)、增重、以及鑄造工藝性后，選擇方圓過渡方案為最優(yōu)方案。按照最優(yōu)的方圓過渡方案進(jìn)行鑄造、加工后再與其余零件裝配成整泵，在試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行超載工況下40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果顯示40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)過程中，泵無(wú)外泄漏，油口處無(wú)裂紋出現(xiàn)；說明上述優(yōu)化方法和優(yōu)化方案是有效的。

5 結(jié)論

采用不同的分析方法研究了雙向齒輪泵泵體的裂紋失效，并提出優(yōu)化方案，進(jìn)行了有效的試驗(yàn)驗(yàn)證?？梢缘贸鱿旅娼Y(jié)論：

(1) 齒輪泵泵體裂紋與泵體的材質(zhì)、載荷、以及泵體厚度均相關(guān)，需要通過金相分析、抗拉試驗(yàn)、有限元分析以及著色法確定裂紋位置等方法最終確定裂紋原因；

(2) 通過有限元仿真可以對(duì)液壓元件進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算，可以提高理論計(jì)算精度、縮短研發(fā)周期、節(jié)約研發(fā)成本；

(3) 能夠通過100 h超載試驗(yàn)的齒輪泵不一定能夠通過40萬(wàn)次沖擊試驗(yàn)，說明液壓元件在設(shè)計(jì)過程中既要考慮泵體材料的抗拉強(qiáng)度又要考慮材料的疲勞強(qiáng)度；

(4) 雙向液壓齒輪泵最大應(yīng)力點(diǎn)在進(jìn)出油口內(nèi)壁附近，在設(shè)計(jì)計(jì)算時(shí)需要對(duì)油口位置增厚設(shè)計(jì)，以防止裂紋導(dǎo)致漏油現(xiàn)象。