某柴油機機油濾清器座開裂失效分析及解決

馮愛秀

（上海柴油機股份有限公司，上海200438）

0 前言

迷宮式機油濾清器座因其結(jié)構(gòu)緊湊、外觀簡潔、油道阻力小而廣泛應(yīng)用于發(fā)動機的潤滑系統(tǒng)。發(fā)動機在運行過程中，機油濾清器座承受來自機油濾清器本身及其內(nèi)的機油質(zhì)量所產(chǎn)生的機械力作用，同時還承受機油壓力。如果機油濾清器座設(shè)計不合理，極易導致殼體產(chǎn)生裂紋，進而引起發(fā)動機嚴重的故障。本文結(jié)合某款柴油機機油濾清器座裂紋失效問題，詳細介紹了失效原因查找及問題的解決。

1 問題描述和宏觀檢查

某款迷宮式機油濾清器座如圖1所示，在機油濾清器座上通過螺紋連接懸掛一個機油濾清器。

1.1 問題描述

某款柴油機在投放市場后，反饋有機油壓力低的現(xiàn)象，進一步檢查發(fā)現(xiàn)機油濾清器座局部位置有機油滲漏痕跡，故障機運行里程在4 000～5 000 km。對機油滲漏部位仔細檢查，發(fā)現(xiàn)該部位有裂紋產(chǎn)生，故立項對故障展開分析調(diào)查。

圖1 迷宮式機油濾清座總成

1.2 宏觀檢查

檢查故障件機油濾清器座，發(fā)現(xiàn)多處地方有機油滲漏痕跡，主要在加強筋附近，說明這些地方有可能出現(xiàn)裂紋。

2 失效原因分析

2.1 探傷檢測

對故障件進行著色探傷，明確了滲油部位有裂紋，產(chǎn)生裂紋的部位是機油濾清器座螺栓孔底部加強筋處，如圖2所示。對機油濾清器座上類似結(jié)構(gòu)部位進一步探傷檢查，發(fā)現(xiàn)還有多處也存在裂紋。隨即對庫存零件進行探傷抽檢，均未發(fā)現(xiàn)裂紋。

圖2 故障件探傷后發(fā)現(xiàn)的裂紋

2.2 材料分析

機油濾清器座的材料為ADC12，其化學成分、機械性能見表1。檢測結(jié)果表明，故障件機油濾清器座的材料化學成分和機械性能均符合技術(shù)要求。

表1 機油濾清器座材料化成成分和機械性能參數(shù)

2.3 金相組織分析

對裂紋部位取試樣進行金相分析，其顯微組織為二元鋁硅合金的共晶結(jié)構(gòu)，見圖3，符合技術(shù)要求。同時對裂紋源進行了分析，裂紋源為機油濾清器座內(nèi)腔螺栓孔底部與加強筋的連接處。

圖3 故障件裂紋部位顯微組織 （×20）

顯微組織分析時，還發(fā)現(xiàn)機油濾清器座局部區(qū)域存在少量鑄造缺陷，見圖4，但在機油滲漏附近并未發(fā)現(xiàn)有明顯的鑄造缺陷存在，可以排除機油滲漏是材料缺陷造成裂紋的原因。

圖4 鑄造缺陷 （×20）

2.4 耐壓脈沖疲勞試驗

為明確裂紋產(chǎn)生的原因，對庫存件做耐壓脈沖疲勞試驗。疲勞試驗在液力脈沖疲勞試驗臺架上進行。試驗脈沖壓力波形如圖5所示，液體壓力從25 kPa上升到1 500 kPa，然后再下降到25 kPa，脈沖頻率為2 Hz。試驗進行到2 937次循環(huán)時，樣件發(fā)生滲漏，經(jīng)拆檢發(fā)現(xiàn)機油濾清器座螺栓孔底部已開裂，其部位與市場故障件一致，裂紋區(qū)域見圖6。

圖5 脈沖壓力波形圖

圖6 機油濾清器座試驗樣件裂紋部位

2.5 有限元分析

對機油濾清器座在設(shè)計開發(fā)時的CAE計算分析進行了回顧，分別從機油濾清器座的靜態(tài)強度、高周疲勞安全系數(shù)、振動模態(tài)3方面進行了評價。計算評價時，邊界條件如表2和表3所示。表3中的X方向為發(fā)動機曲軸方向，從飛輪端指向前端；Y方向為發(fā)動機寬度方向；Z方向為發(fā)動機高度方向，向上為正。計算結(jié)果顯示最大應(yīng)力為160 MPa，等效應(yīng)力為110 MPa，低于材料ADC12的彎曲屈服限177 MPa；機油濾清器座高周疲勞安全系數(shù)最小值為1.32，大于安全限值1.1，如圖7所示。這說明機油濾清器座在開發(fā)階段設(shè)計時，CAE計算分析結(jié)果符合設(shè)計要求。

表2 機油濾清器座及相關(guān)零件材料性能

表3 載荷和邊界條件

圖7 機油濾清器座應(yīng)力分布 （開發(fā)時模型）

由2.1節(jié)探傷檢測和2.4節(jié)疲勞試驗結(jié)果顯示，裂紋出現(xiàn)在螺栓孔底部與加強筋的連接處，再仔細比對，發(fā)現(xiàn)故障件裂紋處的圓角與計算模型有差異，實物無圓角。為此，將模型中此處半徑為1 mm的圓角修改成與故障件一樣，即在螺栓孔底部與加強筋的連接處無圓角，然后重新進行計算分析。在表2和表3輸入的邊界條件不變的情況下，計算結(jié)果顯示最大應(yīng)力由原160 MPa增大為357 MPa，如圖8所示，遠大于材料ADC12的彎曲屈服限177 MPa，且機油濾清器座高周疲勞安全系數(shù)最小值由原1.32減小至1.19， 略大于安全限值1.1。據(jù)此可判定濾清器座裂紋是應(yīng)力集中造成的。

圖8 機油濾清器座應(yīng)力分布 （故障件模型）

3 根本原因確認

基于前面的材料分析、金相組織檢查，結(jié)合疲勞試驗、CAE計算分析可以明確，機油濾清器座螺栓孔底部與加強筋連接處圓角未按設(shè)計模型鑄造，產(chǎn)生應(yīng)力集中，而在實際使用過程中，在螺栓預緊力、機油濾清器及機油質(zhì)量產(chǎn)生的機械力、機油壓力等多因素的作用下產(chǎn)生了裂紋。

4 改進方案

4.1 CAE計算分析

為使CAE分析符合機油濾清器座實際使用情況，更改計算邊界條件：最大加速度由原來的5g增加到10g （1g＝9.8 m／s2）， 即表 3中機油濾清器、機油濾清器座及冷卻器芯子X、Y和Z三個方向的加速度都由5g增加到10g；同時增加載荷條件，即發(fā)動機低溫起動時機油濾清器座內(nèi)機油壓力（1.5 MPa），此項在最初的設(shè)計開發(fā)CAE計算時并未考慮；其他計算輸入和邊界條件保持不變。為此建立了3個計算模型進行有限元分析計算：無圓角、圓角半徑為1 mm （R1）、圓角半徑為10 mm（R10）且增高加強筋。

截取3個計算模型上典型的4個特征點進行計算分析，4個特征點分布見圖9。其中點1為故障件裂紋部位，點1和點2位于潤滑系統(tǒng)中機油泵后和機油冷卻器前的油腔內(nèi)，機油壓力可高達1.5 MPa，點3和點4位于機油冷卻器后和機油濾清器濾前的油腔內(nèi)，最大油壓設(shè)置為1.0 MPa。在提高了最大加速度后且分別考慮僅施加預緊力和預緊力+油壓情況下，3個模型的最大主應(yīng)力和高周疲勞的計算結(jié)果如表4和表5所示。

有限元分析結(jié)果表明，模型3（圓角R10+增高加強筋）與模型1（無圓角）相比：模型3的最大主應(yīng)力下降，為模型1的31%，其等效應(yīng)力也下降，為模型1的42.7%，遠小于ADC12的彎曲疲勞限值177 MPa；同時高周疲勞安全系數(shù)點1處由最小的1.24提高到了1.93，遠大于1.1的最小限值，點2處的增幅高達71.4%；可見加大圓角對減少應(yīng)力集中起到了至關(guān)重要的作用。考慮發(fā)動機冷起動最高油壓 （1.5 MPa），無論是無圓角的模型1還是圓角增大到R10的模型3，加載機油油壓后的最大主應(yīng)力均比無機油油壓時增大了許多，最大增幅達到了123.6% （模型3），同時最小安全系數(shù)卻由1.96降低到了1.3（模型2）；可見機油壓力對機油濾清器座的影響較大。因此，在計算中務(wù)必考慮機油壓力對機油濾清器座的影響。

圖9 計算模型上4個特征點

4.2 改進方案

根據(jù)CAE計算結(jié)果，確定機油濾清器座改進方案為：1）圓角半徑1 mm更改為8～10 mm，如圖10中箭頭所指處的圓角；2）加強筋高度由5 mm增加至10 mm，如圖10所示。

表4 機油濾清器座最大主應(yīng)力計算結(jié)果

表5 機油濾清器座高周疲勞安全系數(shù)計算結(jié)果

圖10 機油濾清器更改前后對比

5 試驗驗證

5.1 振動試驗

為驗證改進后的機油濾清器座抗振動性能，對改進樣件做了振動試驗。試驗前，安裝好注滿機油的機油濾清器，機油濾清器座進口油腔壓力設(shè)定為發(fā)動機低溫起動時的最大壓力1.5 MPa，并以規(guī)定的扭矩、且模擬機油濾清器座在柴油機機體上的安裝方式將機油濾清器座安裝在振動試驗臺架上，見圖11。掃描5～1 000 Hz中的共振頻率，得到前后、左右、上下3個方向的共振頻率，分別為221.7 Hz、 251.8 Hz和286 Hz， 然后以共振頻率為試驗頻率，加速度設(shè)定為10g，3個方向各試驗8 h。試驗完成后，經(jīng)過密封性試驗，樣件未發(fā)生滲漏和損壞。

圖11 機油濾清器座振動試驗

5.2 耐壓脈沖疲勞試驗

先在液力脈沖疲勞試驗臺架上按規(guī)定的擰緊扭矩安裝改進后的機油濾清器座樣件，機油濾清器里注滿機油，然后進行耐壓脈沖疲勞試驗，試驗方法與2.4節(jié)相同，共進行20萬個循環(huán)。疲勞試驗后，改進樣件再經(jīng)檢測和密封性試驗，未發(fā)生泄漏和變形，通過了考核。

6 結(jié)論

（1）機油濾清器座失效的主要原因是圓角的缺失導致應(yīng)力集中，進而使結(jié)構(gòu)件開裂，增大圓角后，故障模式消除。

（2）本文在完善CAE分析的邊界條件時，綜合考慮了液體壓力對結(jié)構(gòu)件薄弱部位產(chǎn)生的影響，使CAE分析更符合零部件的實際使用情況，為今后開發(fā)類似結(jié)構(gòu)件的計算分析提供參考。

（3）本文故障分析基于檢測、計算與試驗相結(jié)合的方法，明確了失效原因，并再次通過計算與試驗，驗證了改進方案的有效性。