雷洪闖 趙彥兵 孫武 安慧平

摘 要：對(duì)轉(zhuǎn)向油泵殼體進(jìn)行有限元分析，找出殼體斷裂的原因，提出改進(jìn)建議。

關(guān)鍵詞：轉(zhuǎn)向油泵;有限元分析。

0 引言

動(dòng)力轉(zhuǎn)向油泵，是液壓助力轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的動(dòng)力源，其產(chǎn)品質(zhì)量的優(yōu)劣直接決定了車輛轉(zhuǎn)向系統(tǒng)的工作安全。隨著車輛載重的不斷增加，車輛轉(zhuǎn)向軸的載荷越來越重，轉(zhuǎn)向系統(tǒng)故障率也越來越高。各主機(jī)廠與轉(zhuǎn)向油泵廠家采取了一系列措施，如增大系統(tǒng)壓力，這極大的改善了車輛滿載原地轉(zhuǎn)向手感和系統(tǒng)發(fā)熱問題，但卻出現(xiàn)了油泵泵體斷裂的問題。

本文主要論述通過對(duì)轉(zhuǎn)向泵殼體有限元分析，找出轉(zhuǎn)向泵殼體因壓力提升而斷裂的原因，同時(shí)進(jìn)行改進(jìn)。

1 項(xiàng)目背景

2017年，我們同東風(fēng)公司一起對(duì)某車型轉(zhuǎn)向系統(tǒng)進(jìn)行了重新標(biāo)定，經(jīng)協(xié)商，最終將系統(tǒng)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(xiàn)的異常故障問題。經(jīng)驗(yàn)證，車輛滿載原地轉(zhuǎn)向手感和系統(tǒng)發(fā)熱問題有極大的改善。但在對(duì)改進(jìn)方案進(jìn)行小批裝車驗(yàn)證時(shí)，出現(xiàn)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(zhuǎn)向系統(tǒng)負(fù)載屬于沖擊載荷，在車輛直行時(shí)，油泵壓力較低，當(dāng)車輛原地轉(zhuǎn)彎時(shí)，油泵壓力較高，當(dāng)方向盤打到死角時(shí)，油泵壓力最大。

從圖1可以看到，圖中紅色部分是高壓區(qū)，黃色部分是低壓區(qū)。油泵后端蓋安裝在油泵體殼內(nèi)，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(nèi)，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(fā)現(xiàn)有鑄造缺陷，初步判斷油泵殼體斷裂的原因是壓力提升導(dǎo)致油泵殼體強(qiáng)度不夠引起的。

簡單規(guī)則的結(jié)構(gòu)件強(qiáng)度校核相對(duì)容易，工程技術(shù)人員主要通過理論計(jì)算來校核機(jī)械零件的強(qiáng)度。但對(duì)于結(jié)構(gòu)復(fù)雜、受力狀況多變的零件，計(jì)算就相對(duì)困難。特別是在液壓領(lǐng)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(tài)有很大關(guān)系，很難準(zhǔn)確計(jì)算。所以在液壓元件設(shè)計(jì)領(lǐng)域，泵體強(qiáng)度多是憑技術(shù)人員的工程經(jīng)驗(yàn)去設(shè)計(jì)，很難有準(zhǔn)確的理論依據(jù)。隨著計(jì)算機(jī)輔助工程（CAE）技術(shù)的興起，利用計(jì)算機(jī)輔助技術(shù)求解分析復(fù)雜工程和產(chǎn)品的結(jié)構(gòu)力學(xué)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(duì)該款油泵的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度進(jìn)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(qiáng)度有限元分析

3.1 根據(jù)產(chǎn)品組成結(jié)構(gòu)及參數(shù)，建立有限元模型

3.2 根據(jù)受力狀況和約束關(guān)系計(jì)算泵體強(qiáng)度

根據(jù)以上參數(shù)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(shù)0.2，約束螺栓孔表面。根據(jù)油泵的負(fù)載情況，分別對(duì)油泵后蓋施加0.85Pmax、1Pmax及1.175Pmax負(fù)載力，然后對(duì)泵體強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，找出薄弱點(diǎn)，分析斷裂原因。

應(yīng)力云圖如圖2所示：

泵體后端有四個(gè)應(yīng)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(yīng)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(yīng)力比密封圈槽C位置大20 MPa，在100%Pmax條件下，D達(dá)到261MPa。在負(fù)載為117.5%Pmax時(shí)，D點(diǎn)拉應(yīng)力達(dá)到308.7MPa。對(duì)Φ30的HT300試棒材料檢測，抗拉強(qiáng)度極限不低于300MPa?？梢姡谟捅贸d時(shí)，泵體后端極限應(yīng)力已超過材料需用應(yīng)力，存在斷裂風(fēng)險(xiǎn)。

由此可見，油泵體殼后端斷裂的原因是由于泵體強(qiáng)度設(shè)計(jì)不能滿足壓力提升的要求，存在風(fēng)險(xiǎn)。

4 結(jié)論及建議

通過以上分析，需增加油泵殼體強(qiáng)度。因該油泵布置在發(fā)動(dòng)機(jī)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(fā)現(xiàn)：把油泵殼體尾部加長4mm后，在100%Pmax下，最大應(yīng)力187MPa。目前材料能夠滿足強(qiáng)度要求，見圖3。

最終結(jié)論：將油泵后端加長4mm，其它尺寸和材質(zhì)不變更，能夠滿足設(shè)計(jì)要求。改進(jìn)后的樣件做耐久試驗(yàn)，未出現(xiàn)殼體斷裂。

參考文獻(xiàn)：

[1]機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).第6卷/機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)編委會(huì)編著，第三版[M].北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2004（08）.