商用車轉向油泵殼體斷裂故障分析及改進

雷洪闖 趙彥兵 孫武 安慧平

摘 要：對轉向油泵殼體進行有限元分析，找出殼體斷裂的原因，提出改進建議。

關鍵詞：轉向油泵;有限元分析。

0 引言

動力轉向油泵，是液壓助力轉向系統的動力源，其產品質量的優劣直接決定了車輛轉向系統的工作安全。隨著車輛載重的不斷增加，車輛轉向軸的載荷越來越重，轉向系統故障率也越來越高。各主機廠與轉向油泵廠家采取了一系列措施，如增大系統壓力，這極大的改善了車輛滿載原地轉向手感和系統發熱問題，但卻出現了油泵泵體斷裂的問題。

本文主要論述通過對轉向泵殼體有限元分析，找出轉向泵殼體因壓力提升而斷裂的原因，同時進行改進。

1 項目背景

2017年，我們同東風公司一起對某車型轉向系統進行了重新標定，經協商，最終將系統壓力由原來的12MPa提升至14.7MPa，解決車輛載重由原來的12t增加到14t出現的異常故障問題。經驗證，車輛滿載原地轉向手感和系統發熱問題有極大的改善。但在對改進方案進行小批裝車驗證時，出現了油泵殼體斷裂的問題，如圖1所示。

2 油泵殼體斷裂故障原因分析

轉向系統負載屬于沖擊載荷，在車輛直行時，油泵壓力較低，當車輛原地轉彎時，油泵壓力較高，當方向盤打到死角時，油泵壓力最大。

從圖1可以看到，圖中紅色部分是高壓區，黃色部分是低壓區。油泵后端蓋安裝在油泵體殼內，為間隙配合，其左端承受彈簧力和液壓力，右端用彈簧卡圈限位固定在泵體內，油泵殼體斷裂位置為彈簧卡圈槽位置。

通過分析故障件斷口，并沒有發現有鑄造缺陷，初步判斷油泵殼體斷裂的原因是壓力提升導致油泵殼體強度不夠引起的。

簡單規則的結構件強度校核相對容易，工程技術人員主要通過理論計算來校核機械零件的強度。但對于結構復雜、受力狀況多變的零件，計算就相對困難。特別是在液壓領域，其受力為液壓力，其力的大小和方向與流體的流道、流速、流態有很大關系，很難準確計算。所以在液壓元件設計領域，泵體強度多是憑技術人員的工程經驗去設計，很難有準確的理論依據。隨著計算機輔助工程（CAE）技術的興起，利用計算機輔助技術求解分析復雜工程和產品的結構力學性能成為可能。

本次殼體斷裂故障分析，就借助有限元分析手段對該款油泵的結構強度進行分析，查找油泵殼體斷裂的根本原因，以便制定整改措施。

3 泵體強度有限元分析

3.1 根據產品組成結構及參數，建立有限元模型

3.2 根據受力狀況和約束關系計算泵體強度

根據以上參數建議有限元模型，各接觸面之間全部采用Small Slide連接，摩擦系數0.2，約束螺栓孔表面。根據油泵的負載情況，分別對油泵后蓋施加0.85Pmax、1Pmax及1.175Pmax負載力，然后對泵體強度進行計算，找出薄弱點，分析斷裂原因。

應力云圖如圖2所示：

泵體后端有四個應力較大位置，A、C位于密封圈槽，B、D位于擋圈槽，其中A、B位于高壓腔的卸壓孔附近，C、D位于擋圈開口處附近。

從表2可以看出，A、B兩位置的最大應力比較接近，位于擋圈槽的B位置略大些，而擋圈槽D位置的應力比密封圈槽C位置大20 MPa，在100%Pmax條件下，D達到261MPa。在負載為117.5%Pmax時，D點拉應力達到308.7MPa。對Φ30的HT300試棒材料檢測，抗拉強度極限不低于300MPa?？梢姡谟捅贸d時，泵體后端極限應力已超過材料需用應力，存在斷裂風險。

由此可見，油泵體殼后端斷裂的原因是由于泵體強度設計不能滿足壓力提升的要求，存在風險。

4 結論及建議

通過以上分析，需增加油泵殼體強度。因該油泵布置在發動機上，直徑方向沒有增大的空間，只能通過增加油泵殼體卡圈槽到后端面的長度。通過有限元分析發現：把油泵殼體尾部加長4mm后，在100%Pmax下，最大應力187MPa。目前材料能夠滿足強度要求，見圖3。

最終結論：將油泵后端加長4mm，其它尺寸和材質不變更，能夠滿足設計要求。改進后的樣件做耐久試驗，未出現殼體斷裂。

參考文獻：

[1]機械設計手冊.第6卷/機械設計手冊編委會編著，第三版[M].北京：機械工業出版社，2004（08）.