發動機機油泵軸失效分析

王兆前 楊 杰 朱玲玉

（濰柴動力揚州柴油機有限責任公司）

1 概況

在試驗過程中轉子機油泵軸出現兩次失效，第一次運行300小時，第二次運行50小時。軸材料為45鋼，調質熱處理，硬度為217～255HB。對斷口宏觀形貌進行觀察分析、軸的鍵槽和鍵進行校核計算，查找此軸斷裂失效原因及相應的改進措施，為后續試驗提供理論參考。

2 宏觀檢驗

對機油泵一斷口宏觀形貌觀察，機油泵軸失效部位均在軸鍵槽處，現象為軸鍵槽處斷裂，觀察兩斷口，斷口有不同程度的磨損，其中B側斷口分為兩塊，其中一塊已經完全裂開。取下B斷口左側小塊 （見圖3），斷口可見明顯疲勞貝紋線及放射線，貝紋線圓心即疲勞源。疲勞溝槽明顯，說明此處應力集中嚴重。

初步分析機油泵軸為疲勞斷裂，疲勞源位于鍵槽一側，裂紋沿周向擴展。軸的斷口說明軸在鍵槽左側受到剪切力，導致疲勞裂紋萌生并沿周向擴展。

（圖3）

（圖4）

（圖5）

分析螺紋旋向 （圖4）時發現螺母擰緊方向與機油泵被驅動時的旋轉方向相反，分析為螺母壓緊齒輪端面，通過摩擦力傳遞一定的扭矩。運轉過程中因齒輪運轉方向與螺母擰緊旋向相反使螺母松動，而后鍵傳遞扭矩，軸所受剪切應力超出軸的疲勞強度，最終疲勞斷裂。圖5為第二次斷裂軸的前半段，鍵槽處已發生滾切現象，現象與分析一致。

3 失效成因分析計算

3．1 轉子泵供油量

式中Q —— 泵的供油量（L／min）；

η0——泵的供油效率，η＝80～85%；

C—— 內外轉子間的最大齒間面積（cm3）；

B—— 轉子厚度（cm）；

N—— 內轉子轉速（rpm）。

在最大面積C未知時，可用下式近似計算，誤差不大于3% ～4%

ρ1、ρ2分別為內轉子的長半徑和短半徑，單

位cm；

轉子泵的驅動功率占柴油機有效功率的0．8－1．8%，可用下式計算

Np＝1／η×VpΔp×1／27000 （PS）

式中η＝η0ηm——ηm為泵的機械效率，高速時取0．85～0．9，低速時取0．7～0．75；

Vp—— 泵的供油量（L／h）；

Δp—— 進出油口油壓差（kgf／cm2）。

簡化后

取ρ1＝4．4cm、ρ2＝2．75cm、B＝2．4cm、Δp×900kPa ＝8．82 kgf／cm2、ηm＝0．9

計算得：T ＝13．6 Nm

3．2 對鍵進行強度校核

取 T ＝13．6 Nm、d＝12mm、k＝1．7mm、L ＝7．7mm

計算得：σp＝173．1 Mpa

鍵許用擠壓應力〔σp〕為（125～150）MPa，σp＞〔σp〕，不能滿足要求。

3．3 對鍵槽進行強度校核

因軸鍵槽處出現滾切現象，將鍵視為剛體對鍵槽進行計算分析

對圖6分析：當這個微小的角位移產生后，因傳動力P的作用以及變載工作的過程中，這時的齒輪輪轂鍵槽和鍵對傳動軸上鍵槽的一側進行擠壓、碰撞。

從發動機前端看軸與輪轂的相對位移（圖6）

為分析直觀取機油泵軸的鍵槽截面作參考示意圖如7

（圖7）

式中R—— 軸半徑，R＝6mm

H——鍵槽底面至軸心距，H ＝3．5mm軸鍵槽的擠壓應力

剪切應力

式中d—— 軸直徑，d＝12mm

L—— 鍵槽工作長度，L＝7．7mm

從圖中可以看出軸與輪轂之間有相對位移后，作用在軸鍵槽一側的應力就會有面接觸變為作用在鍵槽頂部的邊線上，這是鍵槽側面變為一端受力一端固定的簡支梁，其作用在鍵槽面上的應力

W——材料截面模量。

因σ＞σj，此時軸鍵槽在應力σ的作用下產生一個初變形

式中E——金屬材料彈性模量，E＝206Gpa；

I——材料軸慣性矩

關于材料應變率可參照下列數字劃分

當ε·＜10－5s－1時，其屬于靜態范圍；

當10－5s－1＜ε·＜10－3s－1，其為準靜態范圍；

當ε·＞10－3s－1時，這時一般進入了材料的應變敏感區域，不能忽略材料的應變效應，這時所研究的問題可以稱之為動態問題。

因發動機在變工況下運轉，動態載荷復雜且無明顯規律性，不問不做進一步討論。

4 結論及建議

初期螺母壓緊齒輪端面，通過摩擦力傳遞扭矩。運轉過程中因螺紋旋向反向，螺母逐漸松動，傳遞扭矩不足，導致鍵傳遞扭矩，鍵所受剪切應力軸鍵槽所受的彎曲應力均超出疲勞強度，最終疲勞斷裂。

1、避免采用鍵傳遞扭矩方式，采用可靠的方式：圓錐面連接、過盈連接等。

2、改變螺母旋向，使軸的旋向與螺母擰緊方向相同，避免螺母松動。

〔1〕楊黎明 ．機械零件設計手冊 〔K〕．北京：國防工業出版社，1996．

〔2〕王文斌 ．機械設計手冊 ．第2卷／機械設計手冊編委會編著．—3版．—北京：機械工業出版社，2004．8

〔3〕潘建華 ．沖擊載荷作用下壓力容器用金屬材料動態斷裂行為的研究，博士學位論文，中國科技大學，2013．3

〔4〕史紹熙 ．柴油機設計手冊／柴油機設計手冊編輯委員會．機械工業出版社，1984．