機油泵泄壓閥卡滯故障分析及解決

李貴壹Li Guiyi

機油泵泄壓閥卡滯故障分析及解決

李貴壹
Li Guiyi

（北京汽車研究總院有限公司，北京 101300）

介紹汽車發動機機油泵泄壓閥卡滯問題的故障分析過程及解決方案。對泄壓閥彈簧彈力、初始作動壓力、初開壓力和全開壓力進行設計計算，對量產品泄壓閥的結構和設計參數進行對標分析，采用CAE計算分析泄油窗口的受力，找到泄壓閥卡滯問題的根本原因，制定對應的解決方案，并通過可靠性試驗驗證了方案的合理性，對機油泵泄壓閥設計防再發具有參考意義。

發動機機油壓力；機油泵；泄壓閥卡滯

機油泵是發動機潤滑系統的核心部件，主要作用是在發動機運轉過程中，將潤滑油壓送到發動機各摩擦副表面以保證其充分潤滑。發動機機油泵一般為曲軸直接或間接驅動，其容積效率受發動機轉速影響，低轉速時效率低、排量小，中高轉速時效率高、排量大。設計機油泵時為了保證發動機熱怠速油壓，在中高轉速時會出現機油泵排量過剩。為了維持系統油壓在設計范圍，避免不必要的機械損失，需在機油泵內部設計泄壓閥，將中高轉速時過剩的機油泄掉。因此，機油泵泄壓閥是維持發動機潤滑系統油壓的關鍵部件，一旦出現故障，會直接導致潤滑系統油壓下降或徹底失壓，進而使發動機摩擦副異常磨損。

某款發動機機油泵開發中出現了機油泵泄壓閥卡滯，對此進行設計分析，提出解決方案，通過試驗驗證找到問題原因和解決方案，為機油泵泄壓閥設計提供參考。

1 泄壓閥卡滯故障

在某型號發動機交變負荷耐久試驗中，停機檢查后重新啟動，無法建立機油壓力，更換機濾后，按照750 r/min倒拖10 s，發現機濾內無機油，更換同批次新機油泵，啟動發動機后油壓恢復；發動機繼續運轉96 h，停機檢查，重新啟動無法建立機油壓力，倒拖時油壓降至－7 kPa，手動敲擊機油泵泄壓閥位置3次后，油壓重新建立，但停機后再啟動油壓仍無法建立。

拆解機油泵檢查，發現機油泵泄壓閥孔有異常磨損，泄壓閥卡滯[1]，如圖1所示。

圖1 泄壓閥異常磨損

分析交變負荷耐久試驗數據發現系統油壓逐漸下降，如圖2所示。

圖2 交變負荷耐久試驗機油泵油壓、油溫變化

2 故障分析

2.1 排查范圍

采用魚骨圖確定重點排查范圍，逐一排查機油泵泄壓閥卡滯相關項目，明確各風險項，如圖3所示。

通過魚骨圖中人、機、料、法、環排查確定以下方向：（1）設計排查，泄壓閥、泄壓閥彈簧、泄壓閥安裝孔、泄壓閥彈簧座、泄油孔設計方案和設計參數的合理性；（2）質量排查，泄壓閥粗糙度、泄壓閥頂部過渡圓角、泄壓閥彈簧垂直度、泵殼硬度、泄壓閥孔粗糙度是否符合設計要求。

圖3 魚骨圖確定排查范圍

2.2 故障件測量

故障件經過測量后，發現如下問題：

（1）彈簧設計長度短，泄壓閥安裝后與彈簧頂部有1.3 mm間隙，無預緊力，這使泄壓閥工作壓力范圍大、作動頻繁、易磨損，如圖4、圖5所示；

圖4 泄壓閥與彈簧配合

圖5 故障件泄壓閥作動壓力區間

（2）泄壓閥彈簧長徑比大于2.6，彈簧失穩，彈簧在壓縮過程中可能出現徑向彎曲，導致閥體單側受力過大；

（3）彈簧傾斜度實測值為3°～5°（標準要求小于2°），導致柱塞上下運動過程中受力不均，單側受力較大。

2.3 對標分析

將故障件與其他量產機油泵進行對標測量和計算分析，發現如下問題：

（1）故障件泄壓閥頂部無倒角，對標件頂部有倒角，可有效避免泄壓閥上下運動時頂部與泄油孔內邊緣卡滯；

（2）故障件泄壓閥彈簧沒有導向機構，對標件泄壓閥彈簧有導向結構，可以保證彈簧長徑比小于2.6，避免工作時彈簧發生徑向彎曲。

2.4 受力分析

對機油泵泄壓閥進行CAE分析，計算鼻梁區受力情況，如圖6所示。

圖6 泄壓閥結構和受力示意

結果顯示，柱塞直徑為15 mm時，泄油窗口面積偏小，導致鼻梁區閥體與閥孔內壁所受的垂直力達到30 N，根據設計經驗，鼻梁區所受垂直力應小于10 N，由此可知此時受力明顯偏大。

針對機油泵泄壓閥孔、泄壓閥和泄壓閥彈簧進行了故障件測量、對標分析和受力計算，分析結果見表1。

表1 故障件分析結果

2.5 原因確定

通過排查分析確定機油泵泄壓閥卡滯故障原因為：（1）泄壓閥長徑比偏小，泄壓閥在泄油窗口處導向長度短，在孔內上下移動時側向擺動量偏大，易發生閥頂部與泄油窗口邊緣碰撞，造成內腔臺階；（2）頂部無倒角設計，閥體上行時因閥體擺動，易發生閥頂部與泄油窗口邊緣碰撞，造成內腔臺階；（3）泄壓閥彈簧無預緊力，泄壓閥可以在閥內自由移動，在油壓未達到泄壓閥初開壓力的情況下，閥體在初開行程范圍內做高頻上下移動，因閥體硬度遠高于閥孔硬度，造成閥孔異常磨損，孔徑變大后泄壓閥體和孔之間的油膜無法維持，喪失密封能力；（4）彈簧垂直度過大，易使閥體側向擺動偏向一側，造成單側閥孔磨損；（5）泄油窗口面積偏小，導致鼻梁區所受垂直力較大，易造成閥孔磨損；（6）泄壓閥彈簧垂直度不合格，長徑比超過2.6，處于失穩狀態，彈簧失穩有增加泄壓閥側向擺動量的風險。

3 優化改進

根據前文確定的泄壓閥卡滯原因制定改進措施，具體見表2。

表2 泄壓閥改進措施

續表2

泄壓閥結構變更前、后結構對比如圖7所示。

泄壓閥結構變更后作動壓力區間如圖8所示。

改進后，泄壓閥作動壓力范圍明顯降低，大幅度減少了泄壓閥的作動次數，降低了泄壓閥孔內壁疲勞磨損的風險。

圖8 改進件泄壓閥作動壓力區間

泄壓閥結構變更后泄油窗口處受力如圖9所示。

圖9 改進件泄壓閥泄油口受力示意

改進后，泄油窗口面積增加，鼻梁區閥體與閥孔內壁所受的垂直力由30 N降為6 N，降低了80%，有利于改善閥孔磨損。

4 試驗驗證

通過發動機交變負荷耐久試驗驗證改進方案的有效性，試驗運行800 h，試驗過程中油壓未見異常下降，如圖10所示，機油泵泄壓閥孔未見異常磨損，如圖11所示。

圖10 交變負荷耐久試驗機油泵油壓、油溫變化（改進后）

圖11 交變負荷耐久試驗后泄壓閥孔（改進后）

5 結 論

對機油泵泄壓閥卡滯問題進行分析和解決，得到影響機油泵卡滯的關鍵因素：

（1）泄壓閥長徑比影響泄壓閥在閥孔內的擺動量，長徑比越小擺動量越大，建議長徑比大于1.5；

（2）泄壓閥頂部應有倒角或圓角結構，以避免頂部因擺動與泄油窗口上邊緣發生碰撞；

（3）泄壓閥泄油窗口面積影響鼻梁區受力，正常工作狀態下鼻梁區受力應小于10 N；

（4）泄油窗口的高度對泄壓閥擺動有影響，高度越大，閥體擺動量越大，在保證泄油面積的情況下應盡量降低泄油高度；

（5）泄壓閥彈簧應設計有預緊力，通過計算使泄壓閥的初始作動壓力處在泄壓閥工作壓力區間內；

（6）泄壓閥彈簧的垂直度應控制在2°以內，并計算彈簧的穩定性，如果彈簧不穩定，則在泄壓閥孔和底座上增加彈簧導向結構。

[1]呂啟菊，梁雙青，林衛，等.機油壓力報警燈常亮故障排查及解決[J].時代汽車，2022（16）：158-160.

2022-10-24

1002-4581（2023）01-0042-05

U464.137+.1

A

10.14175/j.issn.1002-4581.2023.01.010