劉井年, 李建文, 申加偉, 張志權(quán), 時勝文, 陳國強(qiáng)

1.內(nèi)燃機(jī)可靠性國家重點實驗室, 山東 濰坊 261061; 2.濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

冷卻系統(tǒng)故障率高，一直是大缸徑高速柴油機(jī)可靠性的短板。齒輪水泵作為柴油機(jī)冷卻系統(tǒng)的核心部件，其設(shè)計空間緊湊，工作環(huán)境溫度高，工況變化大，漏水、漏油故障頻發(fā)，嚴(yán)重影響使用。研究表明，大約70%的離心泵售后維修問題與密封有關(guān)[1]。

機(jī)械密封是水泵密封的主要技術(shù)之一，涉及動力學(xué)、摩擦學(xué)、流體力學(xué)、熱力學(xué)等學(xué)科，隨著對機(jī)械密封機(jī)理研究的不斷深入[2]，各種新機(jī)械密封技術(shù)陸續(xù)投入市場[3]。已有學(xué)者從理論和實踐2個層次對水泵機(jī)械密封的常見失效模式進(jìn)行了原因分析和試驗驗證[4-6]。除部分機(jī)械密封自身結(jié)構(gòu)和水泵內(nèi)部的水力結(jié)構(gòu)不合理外[7]，水泵傳動部分安裝尺寸誤差大、機(jī)械密封安裝不合理、軸承安裝異常、使用工況邊界超限[8-10](包含泵振動大、傳動不平穩(wěn)、清潔度差等)是機(jī)械密封失效的主要原因。

本文中為解決某齒輪傳動水泵機(jī)械密封失效故障，通過理論及試驗分析水泵機(jī)械密封失效的主要原因，提出具體改進(jìn)措施，并通過試驗驗證改進(jìn)措施。

1 故障現(xiàn)象

某大缸徑高速柴油發(fā)電機(jī)組運(yùn)行約2000 h，發(fā)生水泵漏水故障，水泵機(jī)械密封A結(jié)構(gòu)及故障現(xiàn)象如圖1所示。水泵機(jī)械密封失效主要表現(xiàn)為波紋管磨損變薄，撕裂穿透，與故障發(fā)生時泄水孔噴水現(xiàn)象相符。分析水泵機(jī)械密封結(jié)構(gòu)可知，波紋管除了用于密封動環(huán)、彈簧座圈、軸套外，還傳遞力矩，克服動、靜環(huán)間的摩擦，保證動環(huán)轉(zhuǎn)動。

結(jié)合機(jī)械密封A的結(jié)構(gòu)及故障現(xiàn)象，初步判斷故障原因為波紋管的力矩傳遞結(jié)構(gòu)不合理，因此決定使用機(jī)械密封B替換機(jī)械密封A。機(jī)械密封B改進(jìn)了機(jī)械密封的金屬撥叉驅(qū)動動環(huán)，相比波紋管傳遞力矩方式，結(jié)構(gòu)更可靠。但機(jī)械密封B的市場驗證只進(jìn)行了約500 h即發(fā)生水泵漏水故障，主要失效現(xiàn)象是動環(huán)座的驅(qū)動撥叉與碳化硅動環(huán)間存在磨損、磕碰，其中不銹鋼驅(qū)動撥叉磨損，碳化硅動環(huán)磕碰損壞，撥叉失效后動環(huán)無法隨泵軸轉(zhuǎn)動，內(nèi)部靜密封失效、漏水。機(jī)械密封B結(jié)構(gòu)及故障現(xiàn)象如圖2所示。

a)機(jī)械密封結(jié)構(gòu) b)故障現(xiàn)象 a)機(jī)械密封結(jié)構(gòu) b)故障現(xiàn)象圖1 機(jī)械密封A結(jié)構(gòu)及故障現(xiàn)象 圖2 機(jī)械密封B結(jié)構(gòu)及故障現(xiàn)象

分析該機(jī)型水泵機(jī)械密封失效的規(guī)律，機(jī)械高壓油泵柴油機(jī)用水泵壽命最短，電控高壓共軌柴油機(jī)用水泵次之，燃?xì)獍l(fā)動機(jī)用水泵壽命最長，市場驗證高于1萬h。

2 故障原因分析

為徹底研究此次機(jī)械密封失效的原因，從2種水泵機(jī)械密封失效模式的機(jī)理出發(fā)，分析共性原因，并設(shè)計試驗，對比驗證分析的有效性。

2.1 機(jī)械密封失效原因分析

分析2種機(jī)械密封的失效模式，均為傳動部件失效導(dǎo)致漏水故障，需要從機(jī)械密封的傳動受力進(jìn)行分析，確定失效原因。

以機(jī)械密封A為例進(jìn)行傳動受力分析，如圖3所示。機(jī)械密封A的靜環(huán)部分過盈裝配在泵體上，運(yùn)行時保持靜止；動環(huán)部分通過內(nèi)側(cè)軸套與泵軸過盈聯(lián)接，保證動環(huán)部分隨泵軸旋轉(zhuǎn)運(yùn)動；動環(huán)部分需要使用工裝以保證安裝高度，控制彈簧壓縮量保證摩擦副的端壓比，確保密封良好。

圖3 機(jī)械密封A傳動受力分析示意圖

工作時，泵軸與軸套的過盈量、彈簧兩端摩擦轉(zhuǎn)矩及橡膠波紋管的扭轉(zhuǎn)變形提供了機(jī)械密封的驅(qū)動力矩M，而動、靜環(huán)摩擦面旋轉(zhuǎn)產(chǎn)生的摩擦轉(zhuǎn)矩M′即為機(jī)械密封的負(fù)載。水泵加速運(yùn)動時，M>M′，波紋管A、B扭轉(zhuǎn)變形量增大；減速運(yùn)動時，M

發(fā)電用柴油機(jī)水泵的轉(zhuǎn)速宏觀上是恒定的，但瞬態(tài)工況下，泵軸做加、減速運(yùn)動，即轉(zhuǎn)速是波動的。轉(zhuǎn)速波動導(dǎo)致波紋管扭轉(zhuǎn)角度發(fā)生變化，橡膠波紋管相對軸套發(fā)生相互運(yùn)動，產(chǎn)生磨損，波紋管外側(cè)的水壓進(jìn)一步加速橡膠磨損，最終導(dǎo)致如圖1所示的波紋管撕裂。

機(jī)械密封B的損壞原因基本類似，轉(zhuǎn)速波動引起M和M′不均衡，導(dǎo)致不銹鋼撥叉和碳化硅動環(huán)之間存在微動磨損，長時間運(yùn)行，相對較軟的不銹鋼撥叉被磨損，硬度相對高但材質(zhì)脆的碳化硅環(huán)被沖擊損壞。

故機(jī)械密封失效原因為水泵齒輪轉(zhuǎn)速波動大，傳力部件(波紋管或者撥叉)沖擊磨損，機(jī)械密封失效導(dǎo)致漏水。

2.2 試驗驗證

水泵漏水故障為水泵轉(zhuǎn)速波動過大所致。轉(zhuǎn)速波動過大與水泵內(nèi)部流動特性[11-12]和水泵齒輪的傳動部分相關(guān)，因此研究水泵齒輪傳動系統(tǒng)特點，分析轉(zhuǎn)速波動大的原因，并進(jìn)行試驗驗證。

該機(jī)型的水泵輪系傳動示意圖如圖4所示。曲軸正時齒輪通過凸輪軸正時齒輪驅(qū)動水泵；凸輪軸正時齒輪背面連接一個中間齒輪，驅(qū)動機(jī)械或電控高壓油泵，驅(qū)動燃?xì)獍l(fā)動機(jī)時無任何負(fù)載部件；凸輪軸正時齒輪、中間齒輪與凸輪軸螺栓聯(lián)接，驅(qū)動配氣機(jī)構(gòu)。

圖4 齒輪系傳動示意圖

結(jié)合齒輪系結(jié)構(gòu)分析，曲軸扭振引起的曲軸正時齒輪轉(zhuǎn)速波動能明顯加大齒輪系的振動與沖擊[13]，水泵齒輪受到的沖擊增大，故發(fā)動機(jī)扭振大可加速水泵機(jī)械密封失效。高壓油泵和配氣機(jī)構(gòu)均為凸輪結(jié)構(gòu)，旋轉(zhuǎn)時存在轉(zhuǎn)矩波動，導(dǎo)致正時齒輪沖擊大，正時齒輪通過中間齒輪將波動傳遞給水泵齒輪，導(dǎo)致水泵轉(zhuǎn)速波動大。通過試驗實測，機(jī)械高壓油泵的轉(zhuǎn)矩波動是其平均轉(zhuǎn)矩的7倍以上，電控高壓油泵的轉(zhuǎn)矩波動是平均轉(zhuǎn)矩的2～3倍。故機(jī)械高壓油泵機(jī)型出現(xiàn)機(jī)械密封失效的可能性比電控高壓油泵機(jī)型更大，與市場故障統(tǒng)計數(shù)據(jù)一致。

若要量化分析水泵轉(zhuǎn)速波動對機(jī)械密封可靠性的影響，需實測水泵的瞬時轉(zhuǎn)速。參考文獻(xiàn)[14-15]的方法，并結(jié)合公司現(xiàn)有的試驗資源和經(jīng)驗，采用信號盤和磁電轉(zhuǎn)速傳感器測量水泵的瞬時轉(zhuǎn)速，測量方法示意圖如圖5所示，水泵葉輪圓周方向均勻加工60個通孔作為測試信號盤。

圖5 水泵轉(zhuǎn)速波動測量方法示意圖

測試采用LMS采集卡及LMS Test.Lab軟件模塊，精準(zhǔn)測定脈沖觸發(fā)零位，結(jié)合拉格朗日插值，實現(xiàn)高精度瞬態(tài)轉(zhuǎn)速測量。計算原理為：信號盤掃過磁電式轉(zhuǎn)速傳感器時產(chǎn)生脈沖信號，軟件根據(jù)脈沖信號間接計算轉(zhuǎn)速信號。

水泵瞬時轉(zhuǎn)速

n=60Δα/Δt，

(1)

式中：n的單位為r/min；Δα為2個脈沖之間角度差，°；Δt為2個脈沖之間時間差，s。

均方根也稱有效值，用于表征信號中能量的大小，所以本文中以瞬時轉(zhuǎn)速信號的均方根表示轉(zhuǎn)速波動。具體做法：對試驗測得瞬時轉(zhuǎn)速信號進(jìn)行傅里葉變換，得到其頻譜，再計算頻譜中5～700 Hz頻段內(nèi)樣本點各振幅的均方根，計算公式為：

(2)

式中：RMS為瞬時轉(zhuǎn)速信號的均方根，r/min；Ai為樣本區(qū)間內(nèi)轉(zhuǎn)速信號的振幅,r/min。

該機(jī)型不同用途機(jī)組水泵在不同負(fù)荷下的實測轉(zhuǎn)速波動對比如圖6所示。

圖6 不同機(jī)組水泵在不同負(fù)荷下的實測轉(zhuǎn)速波動對比

由圖6可知：機(jī)械高壓油泵柴油機(jī)，因高壓油泵沖擊力大，水泵轉(zhuǎn)速波動明顯高于電控高壓共軌柴油機(jī)用水泵；氣體發(fā)動機(jī)因標(biāo)定功率較柴油機(jī)低，100%負(fù)荷下曲軸扭振約為柴油機(jī)的50%，氣體發(fā)動機(jī)用水泵轉(zhuǎn)速波動明顯小于柴油機(jī)用水泵。

水泵轉(zhuǎn)速波動的實測數(shù)據(jù)與水泵市場表現(xiàn)結(jié)果完全一致，轉(zhuǎn)速波動大的機(jī)械高壓油泵柴油機(jī)用水泵壽命最短，轉(zhuǎn)速波動最小的氣體發(fā)動機(jī)用水泵壽命最長，故水泵轉(zhuǎn)速波動可以作為評價機(jī)械密封可靠性的理論依據(jù)，用于解決本次故障。

3 改進(jìn)方案及驗證

以轉(zhuǎn)速波動最大的機(jī)械高壓油泵柴油機(jī)用水泵為研究對象，從2個方面入手降低水泵轉(zhuǎn)速波動：優(yōu)化發(fā)動機(jī)發(fā)火順序,重新匹配減振器以降低曲軸轉(zhuǎn)速波動；優(yōu)化齒輪系以降低高壓油泵、凸輪軸驅(qū)動扭矩波動沖擊。發(fā)火順序由A1-B2-A5-B4-A3-B1-A6-B5-A2-B3-A4-B6優(yōu)化為A1-B5-A5-B3-A3-B6-A6-B2-A2-B4-A4-B1,減振器外徑由420 mm增大至520 mm。齒輪系優(yōu)化方案為：由凸輪軸正時齒輪驅(qū)動改為曲軸-惰輪驅(qū)動，斷開其轉(zhuǎn)矩波動對水泵齒輪的影響，柴油機(jī)增加一層齒輪系，單獨驅(qū)動水泵，優(yōu)化后水泵齒輪系布局如圖7所示。建立改進(jìn)后水泵齒輪系的多體動力學(xué)模型，對水泵轉(zhuǎn)速波動進(jìn)行仿真分析，結(jié)果顯示，發(fā)動機(jī)100%負(fù)荷時，水泵轉(zhuǎn)速波動降低約61%。

圖7 優(yōu)化后的水泵層齒輪系布置圖

為驗證改進(jìn)效果，采用與2.2節(jié)相同的方法，利用臺架試驗測量水泵轉(zhuǎn)速波動情況，改進(jìn)前、后臺架狀態(tài)水泵轉(zhuǎn)速波動對比結(jié)果如圖8所示。由圖8可知，100%負(fù)荷時改進(jìn)后水泵轉(zhuǎn)速波動降低69.6%，優(yōu)于仿真計算結(jié)果。對比1000 h耐久試驗的水泵機(jī)械密封傳力部件的磨損情況，同樣證明改進(jìn)有效。

圖8 改進(jìn)前、后臺架試驗水泵轉(zhuǎn)速波動對比

4 結(jié)論

1)通過齒輪水泵機(jī)械密封失效故障模式的理論分析及試驗驗證，證明水泵轉(zhuǎn)速波動大是機(jī)械密封失效的主要原因，可以使用轉(zhuǎn)速波動作為量化評價機(jī)械密封可靠性的指標(biāo)。

2)為降低水泵轉(zhuǎn)速波動，提出優(yōu)化發(fā)火順序、重新匹配減振器降低曲軸扭轉(zhuǎn)波動，優(yōu)化齒輪系降低高壓油泵、凸輪軸等附件沖擊的方案，臺架試驗及耐久試驗證明改進(jìn)有效。

3)此次故障分析及改進(jìn)可以為柴油機(jī)齒輪水泵的布置設(shè)計提供理論依據(jù)，為試驗評價水泵可靠性提供了量化標(biāo)準(zhǔn)。