組合式凸輪軸徑向滾花裝配機理及連接強度研究

張 鵬 曹澤澤 寇淑清 王 濤 郭繼保 李金哲 吳 磊

1.太原理工大學(xué)機械與運載工程學(xué)院，太原，030024 2.吉林大學(xué)輥鍛工藝研究所，長春，1300223.太原通澤重工有限公司，太原，030032

0 引言

組合式凸輪軸采用新型分體式設(shè)計與集成式裝配理念，在制造精度、生產(chǎn)成本、生產(chǎn)效率、材料優(yōu)化、輕量化、近凈成形及節(jié)能減排等諸多方面具有傳統(tǒng)鑄鍛凸輪軸無法企及的優(yōu)勢[1]。組合式凸輪軸的核心技術(shù)之一為分體部件的裝配連接工藝。滾花連接工藝因具有常溫局部變形小、裝配精度高、自動化程度高及通用性強的特點而備受關(guān)注，并逐漸細分為軸向及徑向滾花過盈連接方法[2]。

裝配壓裝力是組合式凸輪軸滾花連接重要的過程參數(shù)，靜扭強度及凸輪外廓精度則是重要的裝配質(zhì)量指標[3]。張弛等[4]采用模擬結(jié)合試驗的方法定性地研究了影響壓裝或扭轉(zhuǎn)工藝的因素，總結(jié)出連接區(qū)面積、分體件材料匹配程度等均對壓裝力、靜扭強度有顯著影響，然而研究未考慮各工步間殘余應(yīng)力的傳遞，且壓裝模型基于切削軸齒，這與實際情況差異明顯?？苁缜宓萚5]采用有限元分析與滾花試驗結(jié)合相互驗證的方式，研究了關(guān)鍵滾花參數(shù)對軸向滾花過程中軸體表面應(yīng)力、應(yīng)變分布規(guī)律，軸齒成形、刀具負荷、裝配過盈量的影響，但研究僅針對軸向滾花過程，且未與壓裝及靜扭過程結(jié)合。已有研究多定性研究滾花連接強度的影響因素，缺乏對裝配機理的深入分析，且關(guān)于徑向滾花過盈連接的研究鮮有報道。

如何在保證靜扭強度的同時減小壓裝力是凸輪軸裝配的研究重點，而明確影響壓裝力和靜扭強度的因素，并平衡兩者的取值是首要前提。基于此，本文分別建立了滾花、壓裝及靜力扭轉(zhuǎn)的多工況子模型，并預(yù)測不同裝配參數(shù)、軸管與凸輪材料的匹配對裝配壓裝力、靜扭強度及凸輪外廓變化的影響規(guī)律，明確徑向滾花、壓裝及扭轉(zhuǎn)測試過程中軸齒變形機制和裝配連接機理。模擬與試驗結(jié)果的對比驗證了模擬結(jié)果的有效性。

1 徑向滾花過盈連接原理

根據(jù)凸輪與軸管相對硬度的不同，分為軸向滾花過盈裝配和徑向滾花過盈裝配，后者用于凸輪硬度較軸管硬度高的裝配場合，實際工況中凸輪作為配氣摩擦件，須具備高硬度、耐磨損、抗點蝕等優(yōu)良的機械性能，其硬度通常較軸管硬度更高，因此徑向滾花連接工藝的應(yīng)用更加廣泛。如圖1a所示，徑向滾花過盈連接包括滾花及壓裝兩步，首先利用滾花刀具在軸體外表面滾擠加工垂直于軸線的三角齒形，凸起的軸齒與凸輪內(nèi)孔產(chǎn)生過盈，在常溫下將凸輪以一定的過盈量順次壓入軸體中完成裝配。由于彈性變形與回彈量不同，凸輪和軸體產(chǎn)生過盈壓配，同時軸齒與凸輪內(nèi)孔形成類似花鍵連接的凹凸鑲嵌[6]。這種復(fù)合連接可同時提供摩擦與剪切阻力，連接強度較一般過盈連接大幅提高[7]，如圖1b所示。

(a)徑向滾花裝配過程

壓裝時細長45鋼軸管受到較大沖擊力，易發(fā)生失穩(wěn)彎曲現(xiàn)象，導(dǎo)致凸輪軸向精度及相位角精度降低；此外，壓裝時凸輪受到周向拉應(yīng)力作用，導(dǎo)致外輪廓產(chǎn)生徑向位移，相同條件下壓裝力增大，凸輪外輪廓形變越明顯，增大脆性凸輪裝配損傷的概率[8]，因此，應(yīng)盡可能減小壓裝力。

凸輪與軸管的連接靜扭強度是組合式凸輪軸承受配氣過程周期性動態(tài)載荷而不失效的重要保證，一般以超過技術(shù)要求的強度90%以上作為連接強度標準，以本文研究的某汽車凸輪軸為例，其靜扭強度應(yīng)不低于200 N·m[9]。

2 試驗過程及子模型建立

2.1 試驗過程

軸管為45鋼冷拔無縫鋼管，凸輪材料為GCr15鋼，硬度為780HV，高于45鋼硬度；軸管及凸輪的幾何尺寸如表1所示。試驗所用滾花刀具齒高為0.68 mm，齒頂角為80°，齒數(shù)為10。滾花試驗在圖2a所示的自主研制的CNC滾花裝配機上實現(xiàn)。中空軸管通過三爪卡盤沿裝配機軸向固定，并由卡盤帶動可周向轉(zhuǎn)動和軸向移動；兩把滾花刀沿周向間隔180°均勻分布并由內(nèi)凸輪機構(gòu)帶動完成徑向進給和撤刀動作。滾花過程中，滾花刀進給壓緊軸管，軸管在卡盤帶動下周向旋轉(zhuǎn)，借助滾刀與軸管表面的摩擦力，使?jié)L刀也發(fā)生周向旋轉(zhuǎn)，從而在軸管表面輥壓區(qū)域形成一定高度的軸齒，待最終成形后，撤去滾刀完成滾花工步。如圖2a所示，凸輪由位于回轉(zhuǎn)圓盤上的夾具固定并可以靈活調(diào)整其相位角，壓裝過程中，軸管由卡盤帶動，旋轉(zhuǎn)的同時以2 mm/s的速度壓入凸輪內(nèi)孔，直至8片凸輪均與軸管完成裝配。以兩個凸輪為一組，將凸輪軸切割為4段扭轉(zhuǎn)試樣用于靜扭強度測試，扭轉(zhuǎn)試驗臺如圖2b所示。

表1 軸管及凸輪尺寸參數(shù)

(a)滾花及壓裝試驗裝置 (b)扭轉(zhuǎn)測試試驗裝置

2.2 數(shù)值模擬流程

滾花、壓裝與靜扭強度分析是三個密不可分的連續(xù)過程。滾花刀齒參數(shù)及進給量決定了軸齒齒形以及軸齒的冷作硬化效應(yīng)，是后續(xù)壓裝及靜扭工況的重要影響因素；同樣，壓裝后軸管與凸輪的連接特征以及冷作硬化效應(yīng)，共同決定了連接靜扭強度?；诖耍疚闹贫▓D3所示的模擬流程圖，具體如下：①建立雙滾花刀對置的徑向滾花子模型，模擬軸齒成形過程，分析滾花區(qū)域應(yīng)力應(yīng)變分布規(guī)律，撤去滾花刀，保留軸齒單元應(yīng)力及應(yīng)變場；②將軸管位移及應(yīng)力場傳遞至壓裝工步，建立壓裝子模型，研究壓裝力變化規(guī)律，探究軸齒變形及失效過程，明確凸輪內(nèi)壁應(yīng)力及應(yīng)變場，分析凸輪外廓位移；③將軸管及凸輪傳遞至靜扭測試工步，加載扭矩記錄靜扭強度曲線，分析影響靜扭強度的關(guān)鍵因素。

圖3 徑向滾花組合式凸輪軸全過程系統(tǒng)模擬流程圖Fig.3 Overview of the simulation methodology for predicting reliability of a radial knurling assembled camshaft

2.3 數(shù)值模擬模型簡化

為提高模擬效率，對模型進行合理簡化：①軸體和凸輪順次連接實現(xiàn)凸輪軸裝配，各連接過程相同且彼此之間相互影響很小，選取單個凸輪裝配過程進行模擬和分析；②基于裝配試驗及扭轉(zhuǎn)測試觀測，各過程產(chǎn)生的熱量很少，因此，各模型均基于單一力學(xué)分析，不涉及熱力耦合因素；③兩把滾花刀以軸管軸線為旋轉(zhuǎn)中心呈180°對置分布，刀具進給的同時在軸管的帶動下自轉(zhuǎn)，兩刀具對軸管的作用力也呈180°軸對稱分布，考慮到凸輪及軸管的幾何對稱性，可將其簡化為1/2模型；④滾花刀材料為高強工具鋼，其強度及硬度遠大于軸管材料45鋼的強度及硬度，因此，將滾花刀設(shè)置為剛體，不考慮其彈塑性變形；⑤采用適合于大變形分析的耦合的拉格朗日-歐拉網(wǎng)格(CEL)代替拉格朗日網(wǎng)格進行有限元分析[10]。

2.4 模型建立及邊界條件設(shè)置

軸管采用CEL分析法描述，網(wǎng)格類型為C3D8R，凸輪由拉格朗日網(wǎng)格劃分。將軸管固定，以滾花刀或凸輪相對軸管的運動完成各工步的動作。

各工步數(shù)值模擬三維模型如圖4所示。滾花模型如圖4a所示，將軸管內(nèi)壁固定，對對稱面施加對稱約束，兩把滾花刀水平對置分布，滾花刀在向軸管中心進給的同時自轉(zhuǎn)；壓裝模型如圖4b所示，對凸輪及軸管對稱面施加對稱約束，凸輪下表面與推板接觸，側(cè)面與圓柱型凸輪夾具接觸。在壓裝模型基礎(chǔ)上，將凸輪夾具撤去，并將扭轉(zhuǎn)夾具加載至凸輪外表面，取消凸輪對稱約束條件，通過扭轉(zhuǎn)夾具對凸輪施加扭矩，實現(xiàn)凸輪與軸管的周向相對轉(zhuǎn)動，如圖4c所示。邊界條件如圖5所示：①限制軸管內(nèi)壁徑向位移(UR=0)；②施加周向?qū)ΨQ約束(UT=0)于軸管對稱面；③限制軸管上下面軸向位移(UZ=0)；④推板固定，凸輪上表面軸向位移為0。

(a)滾花三維簡化模型 (b)壓裝三維簡化模型

圖5 扭轉(zhuǎn)模擬邊界條件Fig.5 Boundary conditions of torsion simulation

2.5 模擬條件及Johnson-Cook材料模型

軸管在滾花刀具及凸輪的作用下發(fā)生彈塑性變形，受到較大切向力和法向力作用，應(yīng)采用基于剪切應(yīng)力的摩擦模型。考慮到滾花及壓裝過程金屬變形劇烈，軸管表面滾花處產(chǎn)生大量新表面，經(jīng)模擬調(diào)試選擇較大的摩擦因子0.28[11]。扭轉(zhuǎn)過程中摩擦因子參考無潤滑的過盈裝配工況，經(jīng)調(diào)試摩擦因子選取0.2[7]。

考慮到軸齒材料在系統(tǒng)模擬中所處應(yīng)力狀態(tài)差異較大，且會發(fā)生劇烈的塑性流動甚至剪切失效，為此采用Johnson-Cook(J-C)塑性本構(gòu)準則及失效準則[12]，該模型可應(yīng)用于金屬準靜態(tài)塑性流動及失效過程。

由于各階段發(fā)熱量均很小，故忽略溫度的影響，J-C強度模型[13]經(jīng)簡化的本構(gòu)關(guān)系形式為

(1)

(2)

J-C失效模型采用損傷累積的概念來考慮隨著應(yīng)變率、溫度及應(yīng)力三軸度變化的載荷歷史，材料強度或剛度受損傷的情況，當損傷度達到臨界值時應(yīng)力和壓力設(shè)為0，損傷程度由破壞應(yīng)變ε′度量，忽略溫度影響，ε′可表示為[14]

(3)

σ*=p/σe

式中，D1～D4為材料失效參數(shù)；σ*為應(yīng)力狀態(tài)參量；p為壓力；σe為等效應(yīng)力。

45鋼的J-C本構(gòu)模型及失效模型參數(shù)見表2[14]。

表2 45鋼J-C本構(gòu)模型及失效模型參數(shù)

3 結(jié)果與討論

裝配試驗表明，裝配壓裝力與連接靜扭強度成正相關(guān)，為實現(xiàn)控制裝配壓裝力及保障連接強度的目的，揭示裝配壓裝力和靜扭強度關(guān)鍵影響因素成為首要問題。

3.1 滾花過程軸齒成形及殘余應(yīng)力

以某型號凸輪軸為典型件，使用齒高為0.68 mm、齒頂角為80°、齒數(shù)為10的滾花刀具進行實際滾花加工及同等尺寸下的數(shù)值模擬。為得到更好的云圖顯示效果，將軸管模擬結(jié)果在周向截取15°，軸向取1/2進行分析。圖6為滾花各階段軸管等效應(yīng)變云圖，塑性變形區(qū)集中于距軸管表面0.2 mm以內(nèi)區(qū)域，尤其在軸管表層材料發(fā)生劇烈的塑性流動，大于1 mm深度軸管未發(fā)生任何變形，從而保持了較好圓度。如圖6b所示，在軸齒中部應(yīng)變最大，此處金屬在三向壓應(yīng)力下發(fā)生劇烈變形，金屬流動充分、填充性好，滾花結(jié)束前金屬已完全填滿滾花刀齒間隙。隨著滾花時間的延長，塑性應(yīng)變最大的區(qū)域出現(xiàn)在每個軸齒的心部，應(yīng)變值增大至0.5，如圖6c所示。隨著軸齒頂部與滾花刀逐漸靠近，軸齒頂部材料受到更為劇烈的壓應(yīng)力。圖6e、圖6f為滾花結(jié)束后試驗及模擬的軸管徑向剖面圖，加工齒形飽滿均勻，滾花與非滾花區(qū)域過渡平滑均存在較小凸起，試驗與模擬得到的軸管變形情況高度吻合。

(a)滾花1階段 (b)滾花2階段

(e)真實滾花齒形 (f)模擬滾花齒形

如圖7所示，滾花結(jié)束后軸管表面滾花區(qū)存在明顯的殘余壓應(yīng)力，最大應(yīng)力及平均應(yīng)力分別為210.9 MPa和175.3 MPa。

(a)軸管等效殘余應(yīng)力云圖 (b)徑向等效應(yīng)力云圖

3.2 壓裝過程及凸輪外廓變形分析

將軸管在滾花模擬中的應(yīng)變場和殘余應(yīng)力場傳遞至壓裝工步作為初始應(yīng)變場及應(yīng)力場。壓裝過程的Mises應(yīng)力云圖見圖8，由于凸輪內(nèi)壁存在類鍵槽結(jié)構(gòu)，使凸輪內(nèi)壁與軸管外表面的接觸不連續(xù)，部分軸齒與凸輪內(nèi)壁凸起處重合，從而被凸起剪切沿著進給方向平鋪，擠壓至軸齒間隙，形成不連續(xù)的平面與凸輪形成過盈連接，該部分的劇烈塑性變形由剪切應(yīng)力引起。如圖8c所示，最大應(yīng)力出現(xiàn)在軸齒頂部，高達665 MPa，接近軸管材料的極限強度，軸齒端部可能發(fā)生斷裂而產(chǎn)生切屑，這一現(xiàn)象也在裝配試驗中出現(xiàn)，被截切軸齒端部以下的部分受到凸輪內(nèi)壁凸起處擠壓，形成平臺，另一部分與凸輪內(nèi)壁凹陷處對應(yīng)的軸齒嵌入內(nèi)壁凹陷處，與凸輪形成類鍵連接。因此，過盈與鍵連接耦合，顯著提高了軸管與凸輪的連接強度。

(a)凸輪軸齒未接觸 (b)壓裝1階段

模擬預(yù)測的軸齒變形與試驗結(jié)果對比如圖9所示。整個裝配連接區(qū)在軸向呈現(xiàn)有規(guī)律的矩形條狀分布，即前文所述不連續(xù)平面，周向為矩形齒和軸齒交替的環(huán)形分布。壓裝后軸管表面大部分區(qū)域壓配應(yīng)力大于300 MPa。圖9c、圖9d為試驗及模擬裝配連接區(qū)軸向剖面圖，圖中顯示軸齒金屬在凸輪內(nèi)壁剪切力作用下向壓裝方向流動，并與凸輪內(nèi)壁形成過盈連接。對照結(jié)果顯示，模擬與試驗的連接形態(tài)一致。

(a)壓裝試驗后軸齒形態(tài) (b)壓裝模擬軸齒形態(tài)

模擬和試驗結(jié)果的徑向剖面如圖10a、圖10b所示，可觀察到軸齒與凸輪內(nèi)孔壓配應(yīng)力呈圓形虛線狀間隔分布，應(yīng)力較大處為過盈連接區(qū)，無壓配應(yīng)力處為材料互嵌區(qū)，裝配實物的連接區(qū)也呈現(xiàn)圓狀虛線的連接效果，模擬與試驗結(jié)果高度吻合。裝配結(jié)束后，軸管與凸輪接觸區(qū)域的高殘余壓應(yīng)力有利于提高軸齒抗疲勞性能，可在軸齒承受周期性載荷時抑制微裂紋萌生。

(a)模擬結(jié)果 (b)試驗結(jié)果

模擬及試驗壓裝力如圖11所示，可以看出，兩條曲線均呈鋸齒狀上升趨勢，且峰谷處對應(yīng)的位移及載荷值基本相同，不同之處在于試驗結(jié)果稍大，且曲線峰值波動較大。裝配開始，凸輪首先與第一個軸齒接觸，壓裝力隨凸輪移動逐漸升高至6 kN，當?shù)谝粋€齒被凸輪內(nèi)壁推平后(圖8a)，壓裝力隨即降至1.5 kN，該力主要是凸輪內(nèi)壁與軸齒的接觸摩擦力。從圖11中可以觀察到，峰值載荷隨凸輪壓裝行程增大逐漸增大，這是由于壓裝進程中各軸齒依次發(fā)生第一圈軸齒的變形過程，使得凸輪與軸管的接觸區(qū)域和摩擦力逐漸增大。比較模擬與試驗壓裝曲線波峰及波谷值，除第一個軸齒壓裝對應(yīng)的峰值外，最大誤差不超過9%，試驗得到的最大壓裝力為20.5 kN，模擬值為18.7 kN，因此，模擬結(jié)果較好地預(yù)測了壓裝試驗結(jié)果。誤差主要來源于數(shù)值模擬對模型和邊界條件的簡化和設(shè)置的假設(shè)條件。如圖11所示，模擬壓裝力曲線相比試驗曲線，在位移上發(fā)生了偏移，這是由于凸輪內(nèi)壁與軸管接觸的凸起僅建立了3層單元，否則單元過于細小會導(dǎo)致計算成本顯著升高，但較少的單元層導(dǎo)致該處變形較壓裝的實際情況小，因此對應(yīng)的壓裝力曲線發(fā)生了位移負方向偏移。此外，實際壓裝過程中，軸管與凸輪無法做到理想同軸，從而壓裝偏移而導(dǎo)致壓裝力一定程度的增大。

圖11 模擬及試驗壓裝力曲線Fig.11 Simulation and test of axial cross-section of the joint

凸輪軸標準規(guī)定，凸輪基圓外廓誤差不超過0.3 mm，ABAQUS中U1代表凸輪的徑向位移，是衡量裝配精度的重要參數(shù)。壓裝后凸輪的徑向位移云圖見圖12，凸輪外廓的最大徑向位移出現(xiàn)在凸輪剛度最小即最薄處，其值為0.0425 mm，大部分區(qū)域位移在0.0268～0.0346 mm之間，無需后續(xù)精磨即可滿足技術(shù)要求，說明徑向滾花過盈連接工藝可保持較高的凸輪外廓精度。

圖12 壓裝過程凸輪片徑向位移云圖Fig.12 Radial displacement contour of the cam lobe after the press-fit process

3.3 扭轉(zhuǎn)強度預(yù)測及校驗

在裝配后的凸輪軸上截取扭轉(zhuǎn)分析試樣，如圖13所示，采用QD-B1靜扭試驗臺進行破壞性扭轉(zhuǎn)試驗，規(guī)定扭轉(zhuǎn)曲線最大值為該凸輪軸靜扭強度。圖13所示為試驗及模擬輸出的靜扭強度曲線，曲線明顯分為三個階段：線性上升(軸齒彈性變形)、非線性上升(軸齒塑性變形)以及下降階段(軸齒失效)。模擬與試驗最大扭矩分別為427.2 N·m和392.3 N·m，相差6.8%，兩者均高于某乘用車凸輪軸靜力扭轉(zhuǎn)強度(200 N·m)要求的90%。最大值對應(yīng)扭轉(zhuǎn)角度分別為1.15°和1.26°，模擬與試驗偏差是由有限元模型的理想化及數(shù)值化誤差引起，實際扭轉(zhuǎn)過程中測試設(shè)備與夾具間存在機械間隙也是試驗值轉(zhuǎn)角過大的原因。

圖13 連接靜扭強度模擬與實測圖Fig.13 Simulation and measurement of static torsion strength of connection

殘余應(yīng)力對軸齒材料的加工硬化和應(yīng)變硬化有顯著影響。在相同的軸齒參數(shù)下，比較滾花加工硬化對壓裝力及靜扭強度的影響，建立齒高為0.68 mm，齒頂角為80°的軸齒模型，與前述滾花加工后傳遞的軸齒不同，該模型只具備軸齒的幾何形狀，而無法保留滾花后軸齒表面的殘余應(yīng)力。在齒參數(shù)一樣的前提下，將直接建立的軸齒模型A(應(yīng)變硬化軸齒)與傳遞軸齒模型B(非應(yīng)變硬化軸齒)分別進行壓裝和扭轉(zhuǎn)模擬，兩者的壓裝及扭轉(zhuǎn)模型對比結(jié)果如圖14、圖15所示，A模型對應(yīng)材料有更高的屈服強度，使得壓裝力和扭轉(zhuǎn)強度也較高，分別較B模型的模擬結(jié)果高11.8%和10.7%，這說明模擬中考慮加工硬化及應(yīng)變硬化對準確預(yù)測壓裝力及靜扭強度值有顯著影響，本文進行系統(tǒng)的徑向滾花-壓裝-扭轉(zhuǎn)過程分析一體化模擬具有實際意義。

圖14 應(yīng)變硬化效應(yīng)對壓裝力模擬結(jié)果的影響Fig.14 Effects of strain hardening material model on the press-fit load

圖15 應(yīng)變硬化效應(yīng)對靜扭強度模擬結(jié)果的影響Fig.15 Effects of strain hardening material model on the static torsional strength

在連接區(qū)面積不超過一定量的前提下，表3給出了不同的滾花刀幾何參數(shù)及進給百分比所對應(yīng)的裝配壓裝力和靜扭強度值。通過對比可知，試驗與模擬壓裝力相差在11%以內(nèi)，靜扭強度值相差在10%以內(nèi)，據(jù)此，判定壓裝力、靜扭強度模擬結(jié)果真實可信，該有限元模型在一定程度上可代替試驗獲取裝配壓裝力及靜扭強度。

從表3中數(shù)據(jù)可以看出，壓裝力越大靜扭強度越大，壓裝力最高達24.8 kN，對應(yīng)齒高及齒頂角分別為0.68 mm和55°；最大靜扭強度為468.2 N·m，超過乘用車發(fā)動機凸輪軸技術(shù)要求90%以上，但裝配參數(shù)不同，強度值差異很大。對于單個軸齒而言，齒高越高所需壓裝力越大，連接強度越大，同時，隨著齒頂角增大，裝配壓裝力及連接強度也顯著提高。然而，當凸輪與軸管尺寸一定時，尤其是凸輪厚度確定后，兩者的連接區(qū)面積即可確定，齒數(shù)會隨著單齒高度和齒頂角的增大而減少，所以當連接區(qū)面積一定時，壓裝力及靜扭強度并非與齒高、齒頂角成正比。進給量在80%～90%之間，裝配壓裝力和連接靜扭強度均隨進給量增大而增大，但超過90%后，進給量過大，會造成軸齒損壞。此外，在凸輪與軸管連接靜扭強度滿足技術(shù)要求后，減小壓裝力為主要目標，但兩者成正比關(guān)系，因此需要平衡兩者的取值。表3中1號參數(shù)組合在提高凸輪軸性能和降低潛在的凸輪片損傷風(fēng)險方面優(yōu)于其他參數(shù)組合。本文提到的模型方法對滾花刀參數(shù)優(yōu)化設(shè)計和預(yù)測接頭連接性能意義顯著。

表3 模擬與試驗的對應(yīng)壓裝力和靜扭強度

4 結(jié)論

通過建立滾花、壓裝和扭轉(zhuǎn)測試連續(xù)工步子模型，并進行基于應(yīng)力和應(yīng)變場連續(xù)傳遞的系統(tǒng)模擬，結(jié)合試驗驗證，定量分析了刀具齒高、齒頂角和進給量三個重要參數(shù)對組合式凸輪軸徑向滾花連接的影響。結(jié)論如下：

(1)滾花后軸齒表面存在227 MPa的平均殘余應(yīng)力，壓裝后凸輪與軸管大部分連接區(qū)域壓配應(yīng)力超過300 MPa，殘余應(yīng)力對壓裝及靜力扭轉(zhuǎn)結(jié)果有顯著影響，進行滾花、裝配及扭轉(zhuǎn)的系統(tǒng)性模擬十分必要。

(2)滾花時僅軸管表面金屬發(fā)生劇烈塑性流動，內(nèi)部則無任何變形，壓裝力曲線呈現(xiàn)波動上升趨勢。當齒高為0.68 mm，齒頂角為80°時可獲得壓裝力較小，靜扭強度較大的裝配結(jié)果，對應(yīng)最大壓裝力為18.5 kN，可以預(yù)見凸輪承受較大的徑向擴徑載荷，且軸管存在失穩(wěn)風(fēng)險；通過模擬預(yù)測的凸輪片外廓徑向位移為0.0268～0.0346 mm，凸輪裝配精度較高。

(3)模擬預(yù)測和試驗靜扭強度曲線的最大值分別為438.2 N·m和406.5 N·m，均超過乘用車靜扭強度要求的90%以上；靜扭曲線分為線性、非線性上升及下降階段，曲線隨裝配參數(shù)的變化波動顯著，靜扭強度與壓裝力成正相關(guān)。

(4)裝配區(qū)域一定，裝配壓裝力、靜扭強度及凸輪外廓徑向位移均與滾花刀齒高、齒頂角及進給量成非線性相關(guān)。開展相同條件下模擬及試驗對比，結(jié)果顯示：軸齒成形及變形情況高度一致，多組對比顯示壓裝力及靜扭強度曲線吻合度高，誤差均低于11%，說明模擬結(jié)果真實可信。