陸傳榮 何 柳 李 唐 顧智超 杜言峰 李建軍

（1.駐七一一研究所代表室，上海 200090；2.七一一研究所，上海 200090）

1 前言

液力偶合器作為一種液力傳動機(jī)械，通過液體在旋轉(zhuǎn)的葉輪中流動，完成機(jī)械能→液體能→機(jī)械能的轉(zhuǎn)換，實現(xiàn)動力傳遞［1］。

某型液力偶合器油泵的作用是為系統(tǒng)提供控制油及潤滑油，在油泵的供油油管斷裂后，將無法為系統(tǒng)提供控制油及潤滑油，導(dǎo)致液力偶合器無法實現(xiàn)接合功能，不能正常傳遞扭矩。本文就某型液力偶合器在試驗過程中出現(xiàn)的油泵油管斷裂故障進(jìn)行分析，并提出相關(guān)的解決方案。

2 故障現(xiàn)象

某液力偶合器在進(jìn)行試驗時，滑油壓力由0.18 MPa突降為0.04MPa，液力偶合器由接合狀態(tài)變?yōu)槊撻_。將液力偶合器油底殼拆除后，發(fā)現(xiàn)油泵的供油油管在管接頭處斷裂，如圖1所示：

圖1 油管斷裂部位Fig.1 crack position of the fracture oil pipe

斷裂油管在油泵上的安裝位置如圖2所示：

圖2 斷裂油管安裝位置Fig.2 settlement position of the fracture oil pipe

3 故障原因分析

由于油管在管接頭處發(fā)生斷裂，所以從管接頭加工缺陷［2］、管接頭受力過載、油泵振動過大等因素進(jìn)行分析：

3.1 管接頭加工缺陷

將斷裂的管接頭沿徑向剖開，管接頭內(nèi)腔加工比較粗糙，有明顯的加工刀痕，如圖3所示：

圖3 管接頭內(nèi)腔加工刀痕Fig.3 machining cuts on the pipe joint

為了驗證管接頭加工缺陷是否是油管斷裂的主要原因，加工了新的管接頭，表面粗糙度達(dá)到圖紙要求，裝配后重新進(jìn)行試驗，該油管在同樣部位再次發(fā)生斷裂。表明管接頭加工缺陷不是管接頭斷裂主要原因。

3.2 管接頭受力過載

考慮液壓油最高壓力和管接螺母的壓緊力，對管接頭和平管接進(jìn)行了強(qiáng)度校核，計算結(jié)果如圖4所示：

管接頭與平管接都為材料都為20＃鋼，20＃鋼許用應(yīng)力：

［σ］＝σs/n＝2.45Mpa/1.5＝1.63Mpa

σmax＜［σ］

計算結(jié)果表明：油管管接頭斷裂不是受力過載造成的。

3.3 油泵振動過大

3.3.1 油泵振動分析

液力偶合器油泵組件使用四只M12的螺栓，以懸掛的方式安裝在偶合器箱體的中下部的橫梁上，油泵組件兩端各有一個齒輪泵，葉輪泵位于油泵中下部，如圖5所示。

圖4 改進(jìn)前管接頭應(yīng)力示意圖Fig.4 pressure distribution before structural improvementσmax＝1.206Mpa

圖5 油泵結(jié)構(gòu)及安裝方式Fig.5 oil pump and the settlement

液壓泵的流量脈動是其固有特性，泵在工作時，不管是吸油腔還是壓油腔的體積都會產(chǎn)生周期性變化，泵的流量也將發(fā)生周期性的變化，引起滑油的壓力脈動，從而產(chǎn)生液體的振動，引起油泵自身的振動，而單一的懸掛安裝結(jié)構(gòu)也使液力偶合器的油泵組件與箱體間的連接剛性較弱。

計算油泵組件重心G，以油泵組件頂部固定中心為原點O（0，0，0），G坐標(biāo)為（－52.811，－1.467，－63.912），位置如圖6所示：

可以看出：油泵組件重心在Y方向基本處于軸線中心，而在X、Z方向偏離懸掛安裝面較大的距離，加上偏弱的連接剛性，使得油泵組件在液壓泵和柴油機(jī)振動的共同激勵下，會產(chǎn)生較大的振動［3］。

3.3.2 油泵振動測試

為了驗證上述分析，在液力偶合器上進(jìn)行了測振試驗：

圖6 油泵組件重心位置Fig.6 gravity center of the oil pump

測振位置為斷裂油管兩端的連接部位，傳感器1安裝在該油管連接的安全閥側(cè)面，傳感器2安裝在滑油泵出口側(cè)面，如圖7所示：

按照試驗全工況進(jìn)行測試，試驗結(jié)果見表1：

由測試數(shù)據(jù)可以看出：

1）隨轉(zhuǎn)速增加，兩個測量點的振動也隨之加大，測點1最大振動幅值由34.96mm/s，測點2最大振動幅值由19.85mm/s；

2）測點1的X方向為油管進(jìn)油軸向方向，Y、Z方向的振動幅值相對X方向較大，表明油管受交變彎曲應(yīng)力較大，易導(dǎo)致油管斷裂；

3）從總體看，測點1振動情況大于測點2，與油管在測點1方向斷裂的現(xiàn)象一致。

根據(jù)GB/T 16301—2008《船舶機(jī)械輔機(jī)振動烈度的測量和評價》，液力偶合器為剛性支承安裝，其振動烈度評價等級見表2：

液力偶合器試驗測點的振動屬于C級合格［5］（28～43mm/s），考慮到船舶的實際工作環(huán)境中包含各種復(fù)雜工況，可能需要承擔(dān)各類額外的沖擊及過載，液力偶合器該處油管的實際振動情況可能較試驗結(jié)果更為惡劣。

圖7 測振位置（左側(cè)為傳感器1、右側(cè)為傳感器2）Fig.7 position of the vibration sensor（sensor 1on the left sensor 2on the right）

表1 振動測試數(shù)據(jù)Table1 vibration results

表2 振動烈度評價標(biāo)準(zhǔn)Table2 evaluation of vibration level

由上述分析：測點1振動偏大，測試數(shù)據(jù)與油管斷裂現(xiàn)象一致，所以油泵振動偏大時造成油管斷裂的主要原因，對該系統(tǒng)進(jìn)行一定的優(yōu)化以減小振動［4］，提高油泵工作的可靠性。

3.4 油泵結(jié)構(gòu)改進(jìn)

3.4.1 改進(jìn)措施

油泵組件的重心G與安裝位中心O偏離距離較大，如果在油泵組件適當(dāng)位置再增加一處與箱體連接的固定點T，則可以增加連接剛性，有效改善振動情況。

根據(jù)上述分析，結(jié)合油泵空間位置，在圖8所示的位置增加一個與箱體連接的固定支撐板，油泵固定中心坐標(biāo) T（－35.398，－85.458，－121）如圖6所示，而 G坐標(biāo)（－52.811，－1.467，－63.912），T的位置在重心G偏離安裝中心O的相同方向，有利于增加油泵組件連接剛性，可以有效改善振動情況。

圖8 支撐板安裝位置Fig.8 settlement position of support plate

3.4.2 改進(jìn)措施驗證

增加支撐板后，油管沒有發(fā)生斷裂，測振試驗結(jié)果見表2。

將表1與表3測試數(shù)據(jù)進(jìn)行對比：

可以看出：

安裝支撐板后，測點1最大振動幅值由34.96降至18.83mm/s，降低了46.1%；測點2最大振動幅值由19.85降至11.82mm/s，降低了40.5%；

測點的振動由合格C級（28～43mm/s）改善為良好B級（11.2～28mm/s）。

綜上所屬：增加支撐板后，油泵的振動情況得到了很大的改善，尤其對高速工況的振動改善尤為顯著，提高了油泵工作的可靠性。

表3 增加支撐板后振動測試數(shù)據(jù)Table3 vibration results after the support plate was settled

圖9 測點1改進(jìn)前后X方向振動對比Fig.9 the comparison of the vibration on X－axis from sensor 1

圖10 測點1改進(jìn)前后Y方向振動對比Fig.10 the comparison of the vibration on Y－axis from sensor 1

4 結(jié)論

通過上述分析可以得出結(jié)論，造成液力偶合器油管斷裂的主要原因是油泵振動過大，油管斷裂位置受到較大的交變彎曲應(yīng)力；另外，管接頭表面質(zhì)量較差也是造成故障的隱患之一。

圖11 測點1改進(jìn)前后Z方向振動對比Fig.11 the comparison of the vibration on Z－axis from sensor 1

圖12 測點2改進(jìn)前后X方向振動對比Fig.12 the comparison of the vibration on X－axis from sensor 2

圖13 測點2改進(jìn)前后Y方向振動對比Fig.13 the comparison of the vibration on Y－axis from sensor 2

圖14 測點2改進(jìn)前后Z方向振動對比Fig.14 the comparison of the vibration on Y－axis from sensor 2

［1］ 劉應(yīng)誠.液力偶合器應(yīng)用與節(jié)能技術(shù)［M］.北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2006.

［2］ 趙明春 焊制三通的加工缺陷及其消除 《石油工程建設(shè)》，1999.

［3］ NG Stephen On Energy Harvesting from Ambient Vibra－tion《Journal of Sound and vibration》，2006，Elsevier.

［4］ CA Papadopoulos，AD Dimarogonas Coupled Vibration of Cracked Shafts《Journal of Vibration and acoustics》，1992，AIP.

［5］ GB/T 16301—2008《船舶機(jī)械輔機(jī)振動烈度的測量和評價》.