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)
液力偶合器作為一種液力傳動機械,通過液體在旋轉(zhuǎn)的葉輪中流動,完成機械能→液體能→機械能的轉(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行分析,并提出相關(guān)的解決方案。
某液力偶合器在進行試驗時,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
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行分析:
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,表面粗糙度達到圖紙要求,裝配后重新進行試驗,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。
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行了強度校核,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。
3.3.1 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《船舶機械輔機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 振動烈度評價標準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。
3.4.1 改進措施
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 T(-35.398,-85.458,-121)如圖6所示,而 G坐標(-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改進前后Y方向振動對比Fig.10 the comparison of the vibration on Y-axis from sensor 1
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《船舶機械輔機振動烈度的測量和評價》.