喷油泵柱塞偶件间隙与柱塞卡滞故障分析_张帆

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柴油机柱塞付卡滞故障原因分析

柴油机柱塞付卡滞故障原因分析摘要：对PA6型柴油机的喷油泵柱塞偶件卡滞故障的原因和危害进行了分析，进一步明确柱塞偶件卡滞故障的征象，制定柱塞偶件卡滞故障的应急处置措施，总结防止柱塞偶件卡滞故障发生的预防工作。

关键词：喷油泵；柱塞偶件；卡滞故障。

一、前言高压油泵是柴油机的重要部件，其功用是将低压燃油转换为高压燃油并按柴油机的工作需要定时定量地将高压燃油供给给喷油器。

高压油泵由泵体部分、顶升机构、油量控制机构、柱塞偶件、出油阀偶件组成，其中的柱塞偶件是高压油泵的核心件，也是燃油系统三大精密偶件之一，其承担着高压油泵核心作用。

若柱塞偶件发生卡滞卡死故障可导致高压油泵性能降低或失效而引起柴油机异常振动与声响、“游车”、不能启动甚至飞车。

造成柱塞偶件卡滞卡死故障的原因很多、症状也较复杂，本文将对1起某船PA6型柴油机的高压油泵柱塞偶件卡滞故障的案例进行剖析，分析故障原因和故障危害、明确故障的征象、完善故障的应急处置措施，总结防止故障发生的预防工作，确保柴油机高压油泵的良好状态。

二、故障征象该船2005年4月出厂，正常排水量4500吨，装备陕西柴油机厂生产的12-PA6V型柴油机2台，每台柴油机额定功率3540KW，额定转速1000rpm，定距桨设置，配重庆重齿GW系列齿轮箱。

该型柴油机配低压燃油机带泵1台，每个气缸配单体式高压油泵1台。

故障发生时该机总工作时间13848小时，最后1次计划修理后工作986小时。

2019年11月7日，该船航行途中，主机值班人员发现左主机转速异常升高（此时两机进四运行1.5小时、集控室遥控操纵），较规定转速偏高30-40 rpm，燃油齿条位置均为23-24mm（左燃油齿条位置无波动）,燃油系统压力均为0.24-0.26mpa，左主机排气温度A4缸150℃（较柴油机正常状态时偏高低300℃）、其余缸排温430-460℃（较柴油机正常状态时偏高10-20℃），调速器调速气压0.41mpa(正常且稳定),左柴油机 A4缸高压油泵无异响和振动、高压油管无脉冲，左柴油机A列燃油测漏器无测漏报警。

喷油泵常见故障分析与排除

喷油泵常见故障分析与排除喷油泵是柴油机最精密的总成，是柴油机的心脏。

喷油泵总成的许多部位都有铅封，在使用过程中不允许随意拆除、调整、分解。

只有经全面检查，确认其性能已经变坏，才能在喷油泵维修点进行修理。

在发现喷油泵工作状态不佳时，可通过调整的方法排除。

一、两缸油量不均匀两缸供油量不均匀会造成柴油机在启动时单缸着火，在工作时，功率下降，油耗增高，转速不匀，油量多的一缸还有敲击声并且烟色变黑。

在怠速时，转速波动严重。

严重时会有“游车”现象。

1. 故障原因两缸供油量不均匀的原因，除调整不当以外，多是因为柱塞弹簧、出油阀弹簧、喷油器弹簧发生永久变形或折断，针阀偶件、出油阀偶件、柱塞偶件两缸磨损不均匀，或者拉杆拨叉及拐臂磨损不均匀或松动所致。

2. 排除方法重新调整供油量和喷油压力，使其两缸均匀，或者将损坏件更换或修复。

不管是修复或者更换，最后都要重新调整喷油压力及供油量。

油量不均需要调整时，将调节齿杆放在停供位置，用起子旋松调节齿轮上的锁紧螺钉，再将起子头触在油量控制套筒的小孔中，手锤轻击起子把。

油量过小将套筒向左旋转；过大向右旋转。

调完复试，接近均值为止。

重新装配时，将调节齿杆拉到最大供油位置，使调节齿轮锁紧螺钉处的开夹中心线和控制套筒开槽及柱塞凸耳中心线与泵体顶孔中心线一致，并对着泵体，全部柱塞一样，其供油量就基本合适。

对安装有喷油自动提前器的喷油泵组件，自动提前器松动、提前器与轴的连接销损坏都将导致供油提前角的改变，影响喷油泵的正常供油。

若转动提前器不能调节供油提前角，一般故障多发生在空气压缩机轴与喷油泵正时齿轮轴的连接键块上或提前器与喷油泵凸轮轴的连接键上，若出现此类现象时在此部位能听到不正常的响声。

二、喷油泵供油时间不准确1.喷油泵供油时间过迟柴油喷入燃烧室后不是立即燃烧，而是要经过短时间与空气混合、压缩后才能自燃。

因此，活塞到达压缩上止点前的某一角度，喷油泵就必须向喷油器供油，供油时间是用曲轴转角来表示，叫做供油提前角。

PW喷油泵柱塞偶件的失效分析与研究

上海交通大学硕士学位论文PW喷油泵柱塞偶件的失效分析与研究姓名：***申请学位级别：硕士专业：机械工程指导教师：夏有为;邵斗生20041201ＰＷ喷油泵柱塞偶件的失效分析与研究摘　要近年来特别是在高速公路快速发展的今天在快速发展的同时而作为汽车的心脏柴油机一旦出现故障轻则造成汽车抛锚给国家和人民的生命财产带来严重的危害油泵作为柴油机的核心部件因此而通过失效分析可以不断提高油泵零部件的质量及安全可靠性分析导致机械失效的责任从而提高机械产品的可靠性和竞争能力机械失效分析是机械产品生产过程和质量管理中不可缺少的环节和重要手段通过大量的实验分析及运用有限元分析方法找出引起零件失效的根本原因以避- I -免该类失效事件的再次发生第一部分为断裂失效分析通过试验分析及有限元分析关键词- II -FAILURE REASON ANALYSIS AND STUDY OFPW TYPE PUMP ELEMENTSABSTRACTIn recent years, with the rapid development of auto industry, specifically in the rapid development of motorway, nowadays diesel engine is step by step becoming the main trend of modern vehicle power. At the same time it require that auto should have the better safety and reliability. Diesel engine— as the heart of the auto— once has broken down, which should lead to the vehicle broking down on the way , even cause the vehicle damaged and people died. As we all know, pump being looked as the heart of the diesel engine whose safety and reliability are direct to affect the safety and reliability of the diesel engine. Therefore the safety and reliability of the pump became the focus of the pump factories. We could through failure analysis to raise the quality and reliability of the pump components.The purpose of mechanical failure analysis was finding out the cause of mechanical failure, analyzing the responsibilities to the mechanical failure and giving the improvements and preventive methods. Through which can- III -improve the reliability and competitive ability of the mechanical produce.In this paper both FEA and experimental studies were carried out to investigate the failure reason of PW type pump elements. According to a number of experiments and FEA, the main failure reasons were discovered. On the basis of the analysis, efficient methods for reducing and avoiding the same failure articles of PW type pump elements were given.According to failure method the study was in two parts. The first section was fracture failure analysis. The second was sticking failure analysis. Through doing experiments and making finite element analysis improvements were given.Key words:Diesel engine, Fuel pump, Plunger, Failure analysis, FEA(Finite Element Analysis)- IV -上海交通大学学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留同意学校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版本人授权上海交通大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文本学位论文属于不保密ü学位论文作者签名夏有为日期2005年1月8日上海交通大学学位论文原创性声明本人郑重声明是本人在导师的指导下除文中已经注明引用的内容外对本文的研究做出重要贡献的个人和集体本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担陈亚军日期第一章绪论在当今世界上近年来特别是在高速公路快速发展的今天在快速发展的同时而作为汽车动力的提供者柴油机一旦出现故障轻则造成汽车抛锚给国家和人民的生命财产带来严重的危害油泵作为柴油机的心脏部件因此本论文课题主要对PW型喷油泵的重要零部件柱塞偶件的两种不同失效形式的失效原因进行分析和研究并采取相应措施加以改进和预防同时也为油泵行业的技术进步进行一些有价值的研究和探索它是否正常工作直接影响到柴油机的性能和排放适量的高压燃油喷雾喷射系统的进步使得柴油机轿车成为可能开发新的喷油系统燃油喷射系统技术的发展推动着柴油机向高性能- 1 -1.1.2 现代车用柴油机对喷油系统的要求柴油机作为世界车用动力的主流在柴油机的发展过程中近年来对燃油喷射系统的要求也越来越高为满足排放要求特别是降低颗粒排放PW型喷油泵正是为满足欧IÆä±Ã¶ËÑ¹Á¦¾ù´ïµ½80MPa以上也就势必对偶件提出更高的要求也就是常说的管喷油系统对燃油喷射系统精密偶件的整体性能也提出更高的要求担负着吸油和泵油的作用因此耐磨性耐蚀性等亦即弹性变形小另外还必须要有足够的强度[3]Ä¿Ç°¹úÍâÈÕ±¾Ö÷Òª²ÉÓÃGCr15轴承钢生产制造PW喷油泵柱塞套为解决实际生产需要20CrMnÔÚ²ÉÓÃµÍÌ¼ºÏ½ð¸ÖÉøÌ¼´ã»ð¹¤ÒÕÉú²úÖÆÔìPW喷油泵柱塞套过程中又碰到了装配过程中发生卡死失效的问题采用GCr15轴承钢生产制造的PW喷油泵柱塞套发生早期断裂失效是全国各大油泵油嘴生产厂家普遍存在的问题- 2 -失效事故的报导尽快找出国内GCr15轴承钢柱塞套早期断裂失效及低碳合金渗碳钢柱塞偶件在装配过程中发生卡死失效的原因找到理想的经济性较优谁先找到问题的原因并采取相应有效措施加以改进1.2 柱塞偶件简介1.2.1 油泵工作原理燃油喷射的基本原理及过程输油泵从油箱中吸取燃油进入油腔后的油通过进油孔被吸入柱塞腔压缩柱塞腔中的燃油使出油阀运动柱塞的上升速度很快压力以音速从喷油泵端传向喷油嘴针阀被调压弹簧的预紧力压紧在座面上针阀开启图1-1为PW喷油泵结构图- 3 -我们都知道柴油机发动机的扭矩特性应当是随着转速上升扭矩减少柴油机发动机是通过改变每个循环的喷油量控制扭矩的柴油机通过提前器把扭矩传递给油泵凸轮轴凸轮轴转动时推动柱塞上升1.2.2柱塞偶件工作过程及工况柱塞偶件与出油阀偶件及出油阀接头等共同组成泵油系部件俗称柱塞图1-2为柱塞偶件外观形状从该照片可以比较直观地了解出油阀偶件及出油阀接头在柱塞套内部的装配情况- 4 -出油阀接头出油阀座柱塞套图１－３　柱塞套纵剖面Figure 1-3 Lengthways section of plunger sleeve喷油泵对燃油作功具体过程为随着凸轮轴的旋转由上止点向下运动时压力下降柱塞顶面打开进当下移到高压腔内压力低于低压腔内压力时回油孔进入柱塞顶部高压腔随着凸轮轴的继续旋转克服了弹簧力向上运动柱塞顶部上升到进充油终止高压腔内燃油产生很高压力便顶开出油阀燃油开始经出油阀油槽流入高压室柱塞继续上升到斜槽与柱塞套回油孔相通出油阀在弹簧力的作用下很快落座这时供油虽已停止所以柱塞仍然继续上升柱塞不再上升凸轮转入下降段- 5 -通过上述柱塞偶件的工作过程知道实线位置高压腔内将产生瞬时高压此时柱塞套内腔相当于一个高压容器柱塞套内腔将受到f=20Hz的压力大约在0.2±Ã¶ËÑ¹Á¦p 随时间的变化曲线如图1-5所示[6]ÎÒÃÇÖªµÀÎªÁË¶Ô¸ßÑ¹ÓÍ½øÐÐ¿É¿¿µÄÃÜ·â¸ù¾ÝÉè¼Æ×ÊÁÏF将产生一定的弯矩使得柱塞套内径变小的作用下在F和pFigure 1-4 Forced diagram of plunger sleeve in working- 6 -图１－５　泵端压力特性曲线Figure 1-5 The curve of property of pump side pressure图１－６　柱塞套装配时受力简图Figure 1-6 Forced diagram of plunger sleeve inassembling process- 7 -- 8 -1.2.3 柱塞套材料本文研究的失效柱塞套所采用材料GCr15±í1-1为两种材料的化学成分规定范围％１．０５０．３５０．２５０．０２５１．４００．２３０．３７０．９００．０３５０．９０工艺路线1工艺路线21. 3课题的来源及本文的主要研究内容1.3.1课题来源及主要失效方式本课题根据生产及用户使用实际在进行该项研究的过程中在进行20CrMn低碳合金钢柱塞套的生产制造时又遇到了在装配过程中发生卡滞失效的问题在有关油泵关键零部件的失效分析研究方面而对于柱塞偶件以下为本文主要研究的两种失效方式对于GCr15轴承钢柱塞套来说断裂部位在柱塞套内孔退刀槽圆角处图1-8为部分发生断裂失效事故的柱塞套实物照片- 9 -- 10 -图１－８　柱塞套断裂实物照片Figure 1-8 Photos of broken plunger sleeve失效方式2Ö÷ÒªµÄÊ§Ð§ÐÎÊ½ÊÇÖùÈûÔÚÖùÈûÌ×ÄÚ¿¨ËÀ±¾ÎÄÖ÷ÒªÑÐ¾¿ÔÚ×°Åä¹ý³ÌÖÐÒò¹ýÁ¿±äÐÎ¶øÔì³ÉµÄÖùÈûÅ¼¼þ¿¨ÖÍÎÊÌâÕâÖÖÊ§Ð§µÄÖ±½Óºó¹û½«»áÊ¹Áã¼þ²»ÄÜÕý³£¹¤×÷图１－９　柱塞套发生卡滞失效实物照片Figure 1-9 Photo of locking plunger sleeve1.3.2本文研究的主要内容本文研究的主要内容是针对上述两种不同材料制造的柱塞套出现的两种不同破坏方式充分找出引起失效的根本原因相应的措施1.4 本章总结本文介绍了本课题的研究意义及国内外现状在查阅大量相关文献的基础上拟定利用因素图及比较分析的方法寻找引起失效的根本原因- 11 -第二章柱塞套的实验分析研究2.1引言2.1.1 失效简述各种机械零件及构件都具有一定功能传递能量当机械零件丧失它应有的功能时各种零件失效的形式断裂和表面损伤等几种类型塑性断裂见图2-1所示图２－１失效形式简图Figure 2-1 Sketch map of failure type2.1.2 失效分析方法失效分析的目的是研究机械设备提出防止失效事故重复发生目前国内外常用的失效分析方法主要有简称FTA- 11 -- 12 -Analysis 失效事故的形式及影响分析法ＦａｉｌｕｒｅＭｏｄｅａｎｄＥｆｆｅｃｔＡｎａｌｙｓｉｓ以及(又称分析法)等分析方法因素图分析法是在质量管理及失效分析中常用的一种重要方法将已表现出来的失效和异常现象和引起这些现象的那些因素通过分析从而找出造成这些现象的直接原因[7][8]³ä·ÖÁË½âÊ§Ð§¼þµÄÔ-Ê¼×ÊÁÏ°Ñ¿ÉÄÜµÄÊ§Ð§ÒòËØ·Ö³ÉËÄ¸ö·½Ãæ²ÄÁÏÈ»ºóÀûÓÃÅÅ³ý·¨°ÑÄÇÐ©²»´æÔÚµÄÒòËØÖð¸öÏûÈ¥Í¼2-2所示为柱塞套断裂失效分析思路图图２－２柱塞套断裂的因素图分析Figure 2-2 Characteristic and factor analysisof broken plunger sleeve2.2 失效件原始情况PW喷油泵柱塞套形状结构如图2-3所示化学成分符合中国国家标准GB18254-2000规定要求拧紧力矩107.8N.m根据1.2.2中的分析已知压力周期性变化结果有的在使用后不久每次断裂事故均是突然发生图２－３柱塞套结构示意图Figure 2-3 Diagram of plunger sleeve2.3 观察及试验分析首先通过对失效件断口进行了详细的观察分析再围绕拟定的分析程序热加工情况做进一步实验分析2.3.1 断口分析所有柱塞套的断口形状类似横向断裂ｂｄ所示为发生断裂的柱塞套的断口照片- 13 -- 14 -ａ）１＃柱塞套ｂ）２＃柱塞套ｃ）３＃柱塞套ｄ）４＃柱塞套图２－４　失效柱塞套断口Figure 2-4 Fracture surface of failure plunger sleeve由于所有失效柱塞套断口形貌类似图2-5所示为3#柱塞套宏观断口呈脆性断裂形貌[9][10]·¢ÏÖÖ÷Òª±íÏÖÎª×¼½âÀíºÍÆ£ÀÍ»ìºÏ¶ÏÁÑ¶øÇÒ¾§Á£±íÃæÉÏÓÐÆ£ÀÍÌõÎÆ³öÏÖÊ§Ð§ÖùÈûÌ×µÄ¶ÏÁÑÄ£Ê½ÊÇÆ£ÀÍ¶ÏÁÑ在交变应力作用下向两侧扩展根据断口形貌可以看出可能与材质的韧性较差有关[11][12],这将在以后的力学性能测定中进行验证裂纹扩展区疲劳源图２－５　３＃失效柱塞套断口Figure 2-5 Fracture surface of No.3 failure plunger sleeve疲劳条纹图２－６　失效柱塞套断口微观形态Figure 2-6 Micrograph of fracture surface offailure plunger sleeve- 15 -2.3.2 化学成分分析用瑞士ARL3460直读光谱仪对失效柱塞套零件２＃４＃化学成分见表2-1%»¯Ñ§³É·ÖÓëGB18254-2000中的GCr15轴承钢成分相符1½á¹û¼û±í2-2Ó²¶ÈÖµ·ûºÏÍ¼Ö½¼¼ÊõÒªÇó金相组织利用MEF4光学金相显微镜进行观察如图2-7所示说明热处理工艺正常２＃失效件的原材料原始组织正常４＃失效件的原材料存在冶金质量问题- 16 -同时有网状碳化物存在图２－７　３＃失效件显微组织５００碳化物带状分布５００图２－８３＃失效件的原材料显微组织Figure 2-8 Microstructure of raw materialsof No.3 failure article2.3.4 力学性能测定对失效零件取纵向试样进行力学性能测定- 17 -表2-3 失效柱塞套力学性能试样号0.2(MPa)(%)ËÜÐÔ½Ï²î2.4 失效件机械加工情况利用德国徕卡MEF4金相显微镜对失效件退刀槽圆角过渡处的机械加工情况进行观察图2-9中所示为退刀槽圆角过渡处的局部放大照片其中1#3#试样的圆角R为0.5Ô²½Ç´¦¾ù³öÏÖÁËÄ¥Ï÷Ì¨½×Í¹ÁöÄ¥Ï÷Ì¨½×ÒÔ¼°¼Ó¹¤µÄ³öÏÖ´Ó¶øÔì³ÉÔ²½Ç¹ý¶É´¦ÑÏÖØÓ¦Á¦¼¯ÖÐ同时有资料研究表明但却能使材料的疲劳强度降低15 20%[14][15]ÕâÐ©Ê§Ð§¼þÍËµ¶²ÛÔ²½Ç¹ý¶É´¦½Ï²îµÄ±íÃæ¼Ó¹¤ÖÊÁ¿Ò»·½Ãæ»áÔì³ÉÓ¦Á¦¼¯ÖÐÁíÒ»·½ÃæÒò¶øÈ±¿ÚÃô¸ÐÐÔÏÔÖøÔö¼Ó- 18 -ａ２＃柱塞套ｃ- 19 -ｄ１００Ｘ１００Ｘ确定了该断裂失效零件的具体失效形式属典型的疲劳断裂利用现代分析仪器对失效零件的材料及冷材料化学成分经光谱分析符合标准要求但其中两只试样原材料存在冶金质量问题另外从力学性能的测定结果来看而冲击韧性较低机械加工方面资料[9]研究表明疲劳失效对材料的微观组织和材料的缺陷更加敏感构件表面光洁度会造成应力集中而且材料强度愈高表面加工质量对疲劳极限的影响愈大零件疲劳抗力的大小取决于该零件中最薄弱区域的强度及宏观因此还需要对该零件从设计方面做进一步的强度校核- 20 -第三章柱塞套断裂强度分析3.1 柱塞套应力的有限元法计算3.1.1引言由于GCr15轴承钢柱塞套所发生的断裂事件均位于退刀槽圆角过渡部位以便进一步作强度校核运用有限元是最适合用于分析计算此类问题的数值方法它已成为分析连续体的强有力的工具在力学上则是指求解连续介质力学的一种离散方法求解控制方程的精确度而有限元方法的计算准确度则依赖于计算模型的物理特性边界条件等因此本文运用大型结构有限元分析软件ANSYS对PW型喷油泵泵油系部件进行结构强度分析计算对准确确定柱塞套的实际承载能力和使用寿命都有重要现实意义流体声场和耦合场分析于一体的大型通用有限元分析软件它能与多数CAD软件结合使用如Pro/Engineer, NASTRAN, Alogor, I是现代产品设计中的高- 21 -级CAD工具之一前处理模块前处理模块提供了一个强大的实体建模及网格划分工具分析计算模块包括结构分析非线性分析和高度非线性分析流体动力学分析声场分析可模拟多种物理介质的相互作用后处理模块可将计算结果以彩色等值线显示矢量显示立体切片显示可看到结构内部也可将计算结果以图表软件提供了100种以上的单元类型本软件的操作系统为Windows NT,用于进行计算分析的计算机的基本硬件配置为７６８１７英寸显示器内存1GB双CPU的DELL2300 SERVER计算机含整体法兰柱塞套高压垫片及出油阀接头等零件其中整体法兰柱塞套退刀槽结构有两种图３－１　ＰＷ型喷油泵泵油系部件结构图Figure 3-1 Diagram of pump elements of- 22 -ａ）　轴向退刀槽结构ｂ）　径向退刀槽结构图３－２退刀槽结构图Figure 3-2 Diagram of quit knife groove由于燃油喷射压力在不超过150MPa情况下为了简化计算所计算的泵油系部件结构及其受力情况均视为轴对称状态考虑结构边界的复杂性图3-3为泵油系部件网格其中轴对称单元4840个节点5263个　计算所用各零件材料牌号及物理特性见表3-1泊松比弹性模量E (MPa)１０５０．２９２１５７￣２５５０１６６７￣１８１４２高压垫片0Cr18Ni97.85 1.991050.292157~25501667~1814 4出油阀接头457.81 2.013.1.3.3边界条件　位移边界条件由于结构的轴对称整个泵油系部件组合计算其中整体法兰柱塞套与高压垫片间为第一组出油阀座与出油阀接头间为第三组图３－３ＰＷ型喷油泵泵油系部件网格- 24 -- 25 -力边界条件泵油系部件受力状况见图1-4ÎÒÃÇÖªµÀÕû¸ö×é¼þÖ÷Òª×÷ÓÃÁ¦ÓÐÁ½ÖÖ由拧紧力矩产生由燃油压力产生预紧力的计算M 1为螺纹副摩擦力矩则图３－４　摩擦力矩示意图Figure 3-4 Diagrammatic chart of friction torque21M M M += (式3-1)其中F 预紧力- 26 -λ 螺纹升角 D 1 支承面外径 vρ 螺纹副当量摩擦角１．５　预紧力F 应为泵端压力的两倍左右比较合适所需拧紧力矩应为11Kgf ．mÎª¶Ô±È·ÖÎö相当于88．２　Ｎ．ｍ相当于１２７．４　Ｎ．ｍ另外考察柱塞套在工作压力为130MPa 时是否满足工作要求相当于１５６．８　Ｎ．ｍ经计算拧紧力矩　Ｍ相当于８８．２　Ｎ．ｍ预紧力　Ｆ１　＝　２８９４６．５　Ｎ２　＝11Kgf ．mÅ¡½ôÁ¦¾ØM 相当于１２７．４　Ｎ．ｍ预紧力　Ｆ３　＝　４１８１１．４　Ｎ４　＝16Kgf ．m B¼ÆËãËùÑ¡È¡µÄ±Ã¶ËÑ¹Á¦Îª·¢Éú¶ÏÁÑÊ§Ð§ÖùÈûÌ×µÄ¶î¶¨¹¤×÷Ñ¹Á¦p = 100 MPa 另外为将来产品发展的需要取p 2 = 130 MPa¼ÆËãËùÈ¡Ñ¹Á¦ÈçÏÂp 1 = 120 MPa3.1.3.4 计算工况根据以上所选拧紧力矩及泵端压力确定如下计算工况1ÖáÏòÍËµ¶²Û½á¹¹第一种带轴向退刀槽结构的整体法兰柱塞套A拧紧力矩Ｍ工况1.2=107.8 N.m拧紧力矩Ｍ工况1.4=156.8 N.m柱塞套工作压力相同拧紧力矩Ｍ泵油压力p=100 MPa拧紧力矩Ｍ泵油压力p=100 MPa拧紧力矩Ｍ泵油压力p=100 MPa 柱塞套拧紧力矩和工作压力均不同工况1.8=156.8 N.m工况1.9=107.8 N.m结构二共分九个工况柱塞套仅受拧紧力矩作用工况2.1=88.2 N.m拧紧力矩Ｍ工况2.3=127.4 N.m拧紧力矩ＭBÅ¡½ôÁ¦¾Ø²»Í¬工况2.5=88.2 N.m工况2.6=107.8 N.m- 27 -- 28 -工况2.7=127.4 N.mC拧紧力矩Ｍ泵油压力p 2=130 MPa 拧紧力矩Ｍ泵油压力p 1=120 MPa½á¹¹ÄÚ²¿Ó¦Á¦×´Ì¬ÊÇÅÐ¶Ï½á¹¹Ç¿¶ÈµÄÖØÒªÖ¸±êÃ×ÉªË¹Ó¦Á¦vσ冯计算得出)(6)()()(21222222zx yz xy x z z y y x v τττσσσσσσσ+++−+−+−=(式3-4)表3-2 为不同结构Ｍ= 107.8 N.m 607.29742.391577.8710.3876.271576.5Ｍ= 156.8 N.m 883.501080.402294.71033.71275.02295.7Ｍｐ　＝　１００　ＭＰａ３５０．７８４４０．４５１０９０．９４０５．７８４９９．３９１０９１．５Ｍｐ　＝　１００　ＭＰａ４５７．４４５７５．２０１３７７．２５３４．９９６５８．８４１３７７．６Ｍｐ　＝　１００　ＭＰａ５６７．５４７１０．１６１６６４．３６６４．２２８１８．２６１６６４．７ＭＰ1 = 120 MPa 501.09542.181339.24500.07614.631339.11Ｍｐ2 = 130 MPa646.74863.422036.86805.531001.082037.76图3-5为我们所选取的泵油系部件在Ｍ= 107.8N.m与p =100MPa共同作用下两个工况的冯最大主应力图和接触应力图= 107.8 N.m Ｍ米瑟斯应力图Ｍ = 107.8 N.m- 29 -- 30 -Ｍ = 107.8 N.m, p = 100MPa接触应力图图３－５泵油系部件冯最大主应力图和接触应力图Figure 3-5 Stress diagram of pump elements图3-6为不同退刀槽结构柱塞套在退刀槽位置的冯ａ）轴向退刀槽结构ｂ）径向退刀槽结构图３－６　不同退刀槽结构的冯图3-5ÕâÒ²ËµÃ÷ÁË¶ÏÁÑÎªÊ²Ã´Ö÷Òª¶¼·¢ÉúÔÚÍËµ¶²Û¸½½ü±ÃÓÍÏµ²¿¼þÓ¦Á¦±ä»¯¹æÂÉÎªÅ¡½ôÁ¦¾ØÔ½´ó系部件最大应力值越大有泵端压力作用时泵端压力越大轴向退刀槽结构的最大主应力小于径向退刀槽结构的最大主应力整体法兰柱塞套退刀槽位置主应力最大对受交变载荷的零件一般需进行静强度及疲劳强度校核还要满足屈服强度条件[22][23]Ê§Ð§ÖùÈûÌ×Áã¼þÔÚ¹¤×÷¹ý³ÌÖÐÊÜ½»±äÓ¦Á¦×÷ÓÃ±¾Áã¼þr=0.7~0.83,其循环特征为不对称循环疲劳强度条件应满足n (式3-6))(21minmaxσσσ−=a(式3-7))(21minmaxσσσ+=m(式3-8)σn零件工作安全系数1−σ对称循环下的持久极限mσ应力循环中的平均应力σε尺寸系数- 31 -- 32 -σψ 应力循环不对称性的敏感系数 minσ应力循环中最小应力材料为GCr15σK = 2.0σε = 0.83β = 0.8σψ= 0.25n = 1.5s σ+bσ得1−σ=1011MPa±í3-3为疲劳强度校核计算结果MPa 结构工况max σmin σm σaσσn Ｍｐ＝０= 107.8 N.m100MPa 742.39575.20658.883.59 2.43Ｍｐ＝０= 107.8 N.m120MPa 742.39542.18642.29100.10 2.19轴向退刀槽Ｍｐ＝０= 88.2 N.m100MPa 717.05499.39608.22108.83 2.11Ｍｐ＝０= 127.4 N.m100MPa 1035.4818.26926.83108.57 1.81Ｍｐ＝０= 156.8 N.m130MPa1275.01001.081138.04136.96 1.45- 33 -根据表3-3的计算结果 n 可知其余均满足条件拧紧力矩Ｍｐ2 = 130MPa为保证密封性这种情况下将是不安全的,因此该结构柱塞套不能满足工作压力在130 MPa 以上的要求塑性材料的强度准则选冯屈服强度条件 σn =maxσσs(式3-9)σn 其中整体法兰柱塞套材料GCr15sn 塑性破坏规定的安全系数表3-4 屈服强度校核计算表单位= 88.2 N.m = 107.8 N.m = 127.4 N.m = 156.8 N.m = 88.2 N.m = 107.8 N.m = 127.4 N.m = 156.8 N.mn 可知3.3.3接触应力情况及分析本次计算中分别为柱塞套与高压垫片一组阀座一组图3-7为Ｍｐ＝１００ＭＰａ工况下不同退刀槽结构柱塞套与高压垫片间的接触应力图表3-6分别为不同退刀槽结构柱塞套在各种受力状态下接触面接触应力对比表＝１０７．８Ｎ．ｍ＝１０７．８Ｎ　ａｎｄ　ｐ＝１００ＭＰａ- 34 -- 35 -表3-5 不同工况接触面接触应力对比表(轴向退刀槽结构柱塞套) 单位= 88.2 N.m= 107.8 N.m= 127.4N.m其中均值整个接触面平均值由图3-73-6可以看出不同退刀槽结构柱塞套与高压垫片间的接触应力分布略有不同结构间接触应力并不是平均分配拧紧力矩越大最大值越大同样拧紧力矩下接触面接触应力平均值高压垫片与出油阀座间高压垫片接触面上的接触压力面积可见工况Ｍｐ＝１００ＭＰａ也说明工作压力为100MPaÍ¬Ê±如果实际拧紧力矩比标准拧紧力矩稍偏小依然能保证密封性我们可以得出这样的结论柱塞套退刀槽圆角过渡处所受应力最大=107.8N.mÖùÈûÌ×µÄÁ½ÖÖ½á¹¹¾ùÂú×ãÆ£ÀÍÇ¿¶È¼°Çü·þÇ¿¶ÈÌõ¼þÖùÈûÌ×µÄÁ½ÖÖ½á¹¹ÒàÂú×ãÆ£ÀÍÇ¿¶È¼°Çü·þÇ¿¶ÈÌõ¼þÎÒÃÇ»¹·¢ÏÖÕâÑùÒ»¸öÊ®·ÖÓÐÓÃµÄ¾-ÑéÅ¡½ôÁ¦¾ØµÄÑ¡ÔñÓ¦ÒªÇ¡µ½ºÃ´¦Ê¹µÃ¹¤×÷¹ý³ÌÖÐµÄÃÜ·âÐÔ½µµÍ¶øÔì³É¹ý´óµÄ×°ÅäÓ¦Á¦Ê¹ÓÃÊÙÃüËõ¶Ì´ÓÉÏÊö¼ÆËã½á¹û¿ÉÒÔ¿´³öÅ¡½ôÁ¦¾ØÈ·¶¨ÎªMÒ²ÊÇÓÐÀíÂÛÒÀ¾ÝµÄ- 36 -第四章柱塞套的卡滞失效过量变形分析研究在装配过程中本章我们对引起柱塞偶件发生卡滞失效的原因进行了系统分析4.1 卡滞问题的发现及分析过程在PW喷油泵柱塞偶件装泵过程中柱塞芯在柱塞套进回油孔上方位置发生卡滞因此由于过量弹性变形而导致卡滞现象的发生对于刚性材料来说在受力后总会存在一定量的变形[25]¶øÓÐµÄÈ´²»»áÎÒÃÇ¶ÔÆäÖÐËÄÖ»Ê§Ð§¼þ2#4#·Ö±ð±àºÅÎª5#7#进行了分析对比研究分析结果见表4-1- 37 -- 38 -4.2.2 硬度及金相分析对失效件及正常件进行硬度其结果如下1²â¶¨½á¹ûÁÐÓÚ±í4-2Ê§Ð§¼þÓëÕý³£¼þµÄ±íÃæÓ²¶È¼°Éø²ãÇé¿öÎÞ±¾ÖÊÇø±ð表4-2 失效件及正常件渗层有效硬化层深度及硬度值试样编号离表面0.1mm 处HV 1芯部HV 1有效硬化层深１＃６８２．８４５１０．６８７２＃６９９．８４４４０．６５８３＃８０１．１４５７０．５９８４＃７５４．９４３９０．５７９５＃７６２．７４３７０．６７１６＃７１５．２４４２０．５８７７＃６７９．９４４４０．６２９８＃７６５．８４４９０．６０２金相组织对失效件及正常件的中孔部位的渗层表面及芯部的组织进行了分析高碳马氏体+碳化物+残余奥氏体低碳马氏体+铁素体其组织级别列于表4-3- 39 -a)1#表面组织b)2#表面组织c)3#表面组织 d)4#表面组织e)5#表面组织 f)6#表面组织g)7#表面组织h)8#表面组织图４－１　失效件与正常件中孔表面显微组织４％硝酸酒精溶液侵蚀Figure 4-1 Microstructure of hole surface of failurearticle and normal one表4-3 失效件及正常件表面及芯部的组织情况试样编号位置马氏体级别碳化物级别残余奥氏体级别表面 1.513 1#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面111 2#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面11 1.5 3#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面1 1.51 4#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面111 5#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面1 1.52 6#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面 1.513 7#芯部低碳马氏体+少量铁素体表面111 8#芯部低碳马氏体+少量铁素体从上述分析对比结果来看有效硬化层深度及金相组织方面并无差别柱塞套过量变形应与硬度- 40 -况无关4.3 柱塞偶件结构尺寸分析4.3.1 圆度1¼´ÎÞÔ¤½ôÁ¦¼ÓÔØ×¶¶È¼°Ö±Ïß¶È表4-4 无预紧力时柱塞套的圆度圆度1距进回油孔下边缘3mm 圆度2距进回油孔上边缘3mm柱塞偶件在装有出油阀偶件拧紧力矩为88.2N·m状态下锥度及直线度表4-5 拧紧力矩为88.2N·m时柱塞套的圆度３垫片及紧帽总成测量其柱塞套中孔的圆度数据列于表4-6- 41 -表4-6 拧紧力矩为为116.6N·m时柱塞套的圆度锥度及直线度的检测结果发现其圆度但当有预紧力作用时锥度及直线度都超出正常范围锥度及直线度的变化均在正常范围之内圆度这也说明了为什么失效件随预紧力的增加而卡滞感越明显的原因1- 42 -。

论16V240ZJB型柴油机喷油泵的损伤及检修

Internal Combustion Engine &Parts0引言16V240ZJB 型柴油机喷油泵为单体柱塞式，主要由柱塞偶件、出油阀偶件、油量调节机构、传动部件和泵体五大部分组成，其中的柱塞偶件和出油阀偶件为柴油机的精密部件，要求较高。

1主要损伤形式和原因1.1柱塞偶件的损伤柱塞偶件由柱塞和柱塞套组成，为喷油泵的精密部件，两者的配合间隙非常小，一般在0.003~0.005mm 。

1.1.1柱塞偶件卡滞柱塞偶件由于柱塞和柱塞套的配合间隙小，容易发生卡滞现象，柱塞偶件的卡滞一般多发生在柱塞套油孔的边缘处。

主要原因：紧固出油阀的压紧螺套拧紧力矩过大，使油孔内缩变形；柱塞偶件的配合间隙过小。

产生柱塞偶件卡滞后，柱塞在柱塞套内动作不灵活，使供油量无法调节或不供油。

1.1.2柱塞偶件磨损过大柱塞偶件磨损过大的区域主要发生在柱塞上部各棱边以及柱塞的外表面。

主要原因：由于燃油中残存的杂质、颗粒充当磨料，使磨损加剧。

若柱塞偶件磨损过大，使之与柱塞套内孔的配合间隙过大，燃油漏泄量增加；并且使供油始点落后及供油终点提前，使供油量下降。

1.2喷油泵漏泄严重喷油泵漏泄一般发生在柱塞与柱塞套配合间隙处及柱塞套凸肩与泵体支承凸台的密封面处。

主要原因：柱塞与柱塞套配合间隙太大，密封不严。

喷油泵漏泄太大，使喷油泵的供油压力下降，并且燃油漏入污油箱的数量增加。

2喷油泵的检修及试验调整根据喷油泵在工作过程中的损伤形式，在喷油泵组装之前主要作以下维护与检修：2.1柱塞偶件的检修2.1.1外观检查目测检查柱塞柱塞偶件的配合状态。

检查柱塞表面及柱塞套内孔面是否有拉伤、碰伤、偏磨、裂损。

如有轻微划痕、锈蚀或配合不当可研磨修复，重则成对更换。

检查柱塞表面有无裂纹，可用电磁探伤法检查，有则成对更换。

2.1.2配合间隙检查2.1.2.1斜置滑动检查法对柱塞偶件进行倾斜滑动试验。

将经过清洗和润滑后的柱塞偶件倾斜45°，使柱塞转动到任何圆周位置，从柱塞套中抽出1/3，放手后柱塞能在任何圆周位置依靠自重自由滑落到柱塞套底部且无任何阻滞，否则说明柱塞偶件配合过紧，应研磨修复。

柱塞泵的故障诊断与排除讲解

柱塞泵的故障诊断与排除
一、常见故障分析及排除
1、液压泵输出流量不足或无流量输出（1）泵吸入量不足。原因可能是油箱液压油面过低、油温过高、泵进油管漏气，过滤器堵塞等所致。（2）泵斜盘实际倾角太小，使排量变小，这需要调整手动控制杆或伺服控制系统（包括各种控制阀），来增大斜盘倾角。（ 3）压盘损坏。若柱塞泵压盘损坏，泵不仅无法自吸，而且一旦碎渣进入液压系统后，也会造成无流量输出。维修时不但要更换压盘，对系统也应进行细致地碎渣清理工作等。
（4）泵泄漏量过大。主要原因
是密封不良造成的。例如泵体和配油盘的支承面有沙眼或裂痕、配油盘被固体颗粒划伤、伺服控制阀各元件之间配合间隙过大或密封失效等。从泵体内流出的液压油中的异物可以判断损坏或泄漏的部位。故障的排除方法则视具体情况而定。如研磨配油盘及缸体配油面、单向阀锥面，更换有沙眼或裂纹的零件。
4、伺服阀芯端部折断，需要更换阀芯。 5、伺服阀芯与伺服阀套配合间隙为0.005～0.015。
九、液控变量泵的变换速度
液控变量泵的变换速度不够，原因是： 1、控制压力太低，应提高控制压力，达到3～5MPa 2、控制流量大小，增加控制流量。
十、系统工作反应迟缓
检查原因修正措施： 1、控制阻尼孔，阻尼孔堵塞或污染可导致响应迟缓。阻尼孔位置安装错误可导致PCOR 控制响应迟缓。拆下，检查及清洗所有阻尼孔。检查阻尼孔安装位置是否正确； 2、启动设定(比例控制) 控制启动设定过高，导致马达变量时间错误。检查启动设定。如有必要，重新调整；
7. 系统压力设定值过低，导致系统响应迟缓。测量系统压力，如有必要调整泵上压力限制器或高压溢流阀设定； 8. 内泄漏，泄漏过高可导致补油压力过低，影响控制性能安装回路冲洗失效堵头，并观察壳体回油流量。如壳体回油过多，则马达需要大修。

柱塞泵的故障分析液压柱塞泵

选用液压油不合适

特定液压油的某些特性不能满足我们产品材料及工况需求。如液压油不具备合适的润滑及承受负载特性，将导致相对运动表面损伤。具体见手册：《液压油及润滑》, 520L0463。《可降解液压油技术文献》, 520L0465。
液压油含气

液压油中如存在空气或泡沫，将导致液压油膜中含气，动态油膜支撑无法建立。
维护、保养指导原则

润滑相对运动部件组装时，给有相对运动零件涂干净液压油。这样能确保车辆启动时，这些部件能得到润滑。
维护、保养指导原则

换所有O型圈及密封垫拆检过程中，需更换所有O型圈及密封垫。组装O 型圈时需先用少量干净的石油基润滑脂涂抹O型圈。润滑脂必须能溶解于液压油。
维护、保养指导原则

下面几页中将提及何时更换零件的指导规程（文字及图片）。同时，我们也提供了一些典型的损伤零件照片及其可能导致的故障原因。可能存在某些零件损伤不是太严重，可以再使用的情况。但为了确保维修质量，我们建议维修时更换所有的带动态油膜支撑的零件。如配油盘，柱塞/滑靴。
擦伤或划痕

当滑靴，配油盘或支撑盘上带有圆周环形的擦伤或凹槽刻痕时，可能预示液压油中存在外部污染物。冲洗系统并更换新的，干净的液压油。在检查这些零件表面时，如你发现轻微磨削或研磨就能除去这些圆环型的划痕时。修复这些零件并重新使用。当通过手指头或铅笔能感测到这些划痕时，更换损坏零件或组件。
滑靴拔头

柱塞与缸体粘结可导致滑靴与柱塞分离。可导致分离的原因包括：超速，污染，润滑不足，低压侧压力过低，吸油口真空度过高，以及壳体压力过高。回程盘与滑靴磨擦或回程盘破损以及柱塞刮擦也可导致分离（见下页举例）。

喷油泵供油组件卡死的故障分析

喷油泵供油组件卡死的故障分析【摘要】6v150发动机在使用中常因喷油泵工作不良而影响整车的动力性和经济性。

喷油泵工作不良的原因很多，其中供油组件卡死是常见原因之一。

本文主要介绍喷油泵供油组件卡死的原因以及卡死问题的解决方法。

【关键词】6v150发动机；喷油泵；供油组件卡死6v150发动机工作的可靠性、经济性，很大程度上决定于喷油泵(高压柴油泵)，而喷油泵工作的好坏，很大程度上又决定于供油组件工作的可靠性和稳定性。

由于供油组件体积小，精度高，在工作中极易发生锈蚀或卡死的现象，使发动机不能正常的工作。

本文主要从喷油泵供油组件卡死的后果入手，分析了柱塞推杆、柱塞和柱塞筒、加油齿杆的构造、工作过程、卡死的原因以及卡死的解决方法。

重点是柱塞卡死的原因和解决方法。

喷油泵的供油组件主要山以下几部分组成：柱塞及柱塞筒、齿圈及转筒、弹簧及弹簧托盘和柱塞推杆等。

在使用过程中会因各种因素使供油组件卡死，其主要卡死部位是柱塞推杆、柱塞和柱塞筒、加油齿杆三个部件。

喷油泵供油组件卡死将会直接导致不能向发动机供油，使发动机不能工作。

一、柱塞推杆严重锈蚀的故障分析柱塞推杆是喷油泵的驱动件，主要山推杆体、调整螺栓、滚针、滑轮及滑轮轴等组成。

由于柱塞推杆是靠封存时加注的机油或是柱塞偶件工作中溢出的柴油进行润滑的，其锈蚀部位是推杆体，当柱塞推杆封存时加注的机油未脱水或脱水不彻底，水渗入推杆底部，致使柱塞推杆底部锈蚀甚至卡死。

凸轮轴的转动把柱塞推杆推到最高处，当凸轮轴离开推杆时，由于推杆严重锈蚀，不能在弹簧的张力作用下回位，导致不能向发动机供油。

为了避免柱塞推杆严重锈蚀的频率，加强封存时加注机油的清洁度和进行彻底的脱水是根本的办法，同时还要注意的是保持柴油的清洁。

二、柱塞卡死的故障分析对大量柱塞卡死情况的统计表明，柱塞卡死多发生在发动机额定功率或转速发生急剧变化的情况下，对卡死柱塞的形貌进行考察，卡死部位都在排油槽之下的环带上，大部分以点线状形式发生在螺旋切边的正下方，还有一部分以大面积严重擦伤形式发生在螺旋切边的正下方。

柴油发动机自行熄火故障的原因及检修

柴油发动机自行熄火故障的原因及检修王晓晶;宋亚平;李红【期刊名称】《农机使用与维修》【年(卷),期】2013(000)009【总页数】1页(P37)【作者】王晓晶;宋亚平;李红【作者单位】吉林省梨树县郭家店镇农机管理服务站;吉林省梨树县梨树镇农机管理服务站;吉林省梨树县蔡家镇农机管理服务站【正文语种】中文造成柴油机运行过程中突然熄火停止运行故障的因素较多，排除故障时主要应从柴油机运行所必需的燃油与空气供给情况去考虑。

此外柴油机负荷过大及配气系统出现故障也会引起突然停机。

排除故障时必须进行细致地检查，并排除各种故障后，柴油机方可重新启动运行。

下面将柴油发动机运转中自行熄火故障的原因及检修叙述如下。

一、柴油发动机自行熄火故障的现象1.发动机运转中缓慢自行熄火发动机在运转中转速逐渐下降，最后缓慢地自行熄火停止转动，且没有异常响声。

2.发动机运转中突然自行熄火发动机运转突然熄火，且停止运转后，飞轮无法盘动，而且发动机难于启动。

二、柴油发动机自行熄火故障原因1.喷油器不工作。

喷油器针阀偶件受柴油中水分或酸性元素锈蚀会发卡或咬死;针阀密封面受损、气缸内可燃气窜入并形成积碳，也会使针阀卡住。

此时，喷油器停止喷油，使柴油机自动熄火。

2.喷油器工作恶化。

若喷油器滴油严重、调整弹簧断裂和针阀偶件因磨损而使配合间隙增大等，都会使喷油压力下降、柴油雾化不良和喷油时间延迟。

此时，柴油机油耗上升、功率下降、机车一带重负荷柴油机也容易熄火。

3.喷油泵不工作或工作恶化。

若柱塞卡死、柱塞拐臂从拉杆中脱出、出油阀或柱塞偶件严重磨损、柱塞弹簧或出油阀弹簧折断，以及喷油泵传动螺栓折断等，都会使喷油泵不工作或工作恶化而导致柴油机自动熄火。

4.高压油管断裂。

高压油管既细又长且承受很高压力，若油管老化断裂或接头松动渗油，则会中断供油，使柴油机自动熄火。

5.供油中断或供油量很小，具体原因有:油箱内无油，油箱通气孔堵塞，输出泵不工作，油路堵塞，油路中有空气，溢流阀损坏，柴油中混入水。

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２１
ＥｑｕｉｐｍｅｎｔＭａｎｕｆａｃｔｒｉｎｇＴｅｃｈｎｏｌｏｇｙＮＯ．９，２００７
从上面分析可以看出，在故障相投入０．７５ＵＮ氧化锌本身产生很高的工频过电压，氧化锌导通时产生２．５倍的工频过电压，氧化锌截止时产生２．４倍的工频过电压。
另外，如氧化锌导通，三相对地电压不断突变，会危害系统安全。
６结论
总之，在故障相投入氧化锌接地消弧是不可行的。故障点再次击穿的电压值小于氧化锌整定值时，投入的氧化锌是不会动作的；故障点再次击穿的电压大于氧化锌整定值时，氧化锌会动作并产生工频过电压和三相对地电压不断突变危害系统；投入的氧化锌如动作，运行很短时间就会爆炸。本文认为，该方法的“限压吸能 ”消弧作用有限，不仅不能消弧防止过电压，而且其本身还会产生过电压，危害系统安全运行。参考文献：［１］牟龙华，孟庆海．供配电安全技术［Ｍ］．北京：机械工业出版社，２００３．
２加大偶件间隙后泄漏量增大问题的解决
工况
１
偶件间隙的加大，会增加燃油的泄漏量，稀释凸轮腔内的
２
３
机油；同时延长供油持续期，不利于凸轮轴的可靠性。结合实际
设计要求４５﹪ １１﹪ ３﹪
调试结果１３．８﹪ ６．５﹪ １．９９﹪
结构，采用防漏柱塞的结构，即在柱塞套内部环槽部位增加一
收稿日期：２００７－０７－０９作者简介：张帆（１９６７—），女，山东蓬莱人，工学硕士，无锡商业职业技术学院机电工程系高校讲师，高级工程师。
Ｗ＝（１０×１０３÷１．７３２） ×０．７５×５０×０．７最大的高能氧化锌阀片２０ｋＪ／片，其尺寸 Ф９０ｍｍ×２２．５９ｍｍ（高），１０ｋＶ高压柜约３ｍ３，不考虑绝缘密闭材料，也不考虑ＰＴ、母线、接触器等，消弧柜体内全部装上氧化锌阀片能装１６４６１片（这么多的阀片全部并联再密闭处理技术
!２ｍｍ的孔且与低压腔相通。这样，从柱塞顶部通过间隙漏的燃油通过该孔回入低压腔，不会稀释机油。同时对间隙增大后的泄漏量进行了计算，如表１所示，将间隙增大至７μｍ后，其泄漏量为柱塞供油量的２．８９﹪，影响较小。
表１标定工况点（供油量３９０ｍｍ３）柱塞偶件间隙与燃油泄漏量
柱塞偶件间隙值（ μｍ）２．２～２．８
６～８
油量（ｍｌ／４００ｃｙｃ）
１５０６４１５０６４
泵端压力（ＭＰａ）
９４．３５６．６９４．０５８．Ｏ
嘴端压力（ＭＰａ）
１１０．１６９．２１０２．３５６．６
在喷油泵调试中，间隙增大至６～８μｍ后，出现了供油相
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｉｎｔｈｅｃｏｕｒｓｅｏｆｗｏｒｋｉｎｇ，ｔｈｅｐｌｕｎｇｅｒｂｌｏｃｋｆａｉｌｕｒｅｕｓｕａｌｌｙｏｃｃｕｒｓｏｎｔｈｅｈｉｇｈｐｕｍｐｅｎｄｏｆｔｈｅｐｒｅｓｓｕｒｅｆｕｅｌｉｎｊｅｃｔｉｏｎｐｕｍｐ，ｔｈｅｍｏｓｔｉｍｐｏｒｔａｎｔｆａｃｔｏｒｔｈａｔｃａｕｓｅｓｐｌｕｎｇｅｒｂｌｏｃｋｆａｉｌｕｒｅ —ｐｌｕｎｇｅｒｍａｔｃｈｉｎｇｐａｒｔｓｃｌｅａｒａｎｃｅｗａｓａｎａｌｙｚｅｄｉｎｔｈｉｓｐａｐｅｒ，ａｎｄｔｈｅｎｅｃｅｓｓａｒｙｔｅｓｔｓｗａｓｄｏｎｅ．Ａｃｃｏｒｄｉｎｇｔｏｔｈｅｒｅｓｕｌｔｓｏｆｔｈｅｔｅｓｔｓ，ｔｈｅｃｏｒｒｅｓｐｏｎｄｉｎｇｍｅａｓｕｒｅｓｗｅｒｅｔａｋｅｎ，ａｎｄａｗｏｒｋａｂｌｅｓｏｌｕｔｉｏｎｗａｓｐｒｅｓｅｎｔｅｄｔｏｒｅｓｏｌｖｅｔｈｅｐｌｕｎｇｅｒｂｌｏｃｋｆａｉｌｕｒｅ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：Ｆｕｅｌｉｎｊｅｃｔｉｏｎｐｕｍｐ；ＰｌｕｎｇｅｒＭａｔｃｈｉｎｇＰａｒｔｓ；Ｂｌｏｃｋｆａｉｌｕｒｅ
４如果氧化锌动作长时间运行必然会爆炸
氧化锌不能受潮，必须密闭使用，氧化锌连续导通吸收能量发热无法散热。氧化锌是用于防止过电压吸收瞬间脉冲能量，氧化锌阀片最重要的指标就是若干ｋＪ，这个指标就是指氧化锌阀片的所能吸收能量的指标，吸收的能量超过这个指标就会爆炸。
从氧化锌阀片制造及其吸收能量极限看，如图２中，氧化锌每半个周波导通时间为７．３２２８ｍｓ，截止时间为２．６７７２ｍｓ，对于５０Ａ电容电流的１０ｋＶ系统，氧化锌每秒吸收的能量为：
关键词：喷油泵；柱塞偶件；卡滞故障
中图分类号：ＴＫ４２８
文献标识码：Ａ
文章编号：１６７２－５４５Ｘ（２００７）０９－００２１－０１
喷油泵是柴油机的心脏，是决定柴油机各项性能的关键部件。柱塞偶件是构成喷油泵的基本元件，由柱塞和柱塞套组成，是喷油泵中最精密的偶件之一。随着柴油机性能的逐步提高，对喷油泵的泵端压力的要求也不断提高，泵端压力最高已经超过１００ＭＰａ以上，因此柱塞偶件的工作条件也变得更加 “ 恶劣”，柱塞卡滞成为影响柴油机可靠性的主要故障，如何避免柱塞卡滞发生，成为急需解决的问题。笔者结合高泵端压力喷油泵工作过程中柱塞卡滞故障的解决，从柱塞偶件间隙对柱塞卡滞的影响加以分析。
参考文献：［１］张均享．高机动运载车辆动力系统［Ｍ］．北京：中国科学技术出版社，
２０００．［２］朱国玺．汽车柴油机燃油系［Ｍ］．北京：人民交通出版社，１９８４．［３］刘永长．内燃机原理［Ｍ］．武汉：华中理工大学出版社，１９９５．［４］万欣，林大渊．内燃机设计［Ｍ］．天津：天津大学出版社，１９９２．
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４结论
高泵端压力喷油泵柱塞偶件的间隙选择，应结合喷油泵结构、生产工艺水平等综合因素进行全面考虑，注意油孔附近非圆变形对间隙的影响。通过试验认为，高泵端压力喷油泵柱塞偶件的间隙选择在４～５μｍ的范围较为适当。
《装备制造技术》２００７年第９期
喷油泵柱塞偶件间隙与柱塞卡滞故障分析
张帆（无锡商业职业技术学院机电工程系，江苏无锡２１４０６３）
摘要：高泵端压力喷油泵工作过程中常出现柱塞卡滞故障，对影响柱塞卡滞的重要因素— ——柱塞偶件间隙进行了分析，并做了必要的
试验，根据试验结果，采取相应措施，对柱塞卡滞故障提出了可行的解决方案。
ＡｎａｌｙｓｉｓｏｆＰｌｕｎｇｅｒＭａｔｃｈｉｎｇＰａｒｔｓＣｌｅａｒａｎｃｅａｎｄＰｌｕｎｇｅｒＢｌｏｃｋＦａｉｌｕｒｅｏｆＦｕｅｌＩｎｊｅｃｔｉｏｎＰｕｍｐ
ＺＨＡＮＧＦａｎ（ＤｅｐａｒｔｍｅｎｔｏｆＥｌｅｃｔｒｉｃａｌａｎｄＭｅｃｈａｎｉｃａｌＥｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，ＷｕｘｉＣｏｍｍｅｒｃｉａｌＶｏｃａｔｉｏｎａｌＴｅｃｈｎｉｃａｌＩｎｓｔｉｔｕｔｅ，ＷｕｘｉＪｉａｎｇｓｕ２１４０６３，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ａｒｃｓｕｐｐｒｅｓｓｉｏｎｍｅａｓｕｒｅｓｓｈｏｕｌｄｂｅｔａｋｅｎｔｏｇｕａｒａｎｔｅｅｔｈｅｓａｆｅｒｕｎｎｉｎｇｉｎｔｈｅ３￣３５ＫＶｉｓｏｌａｔｅｄｎｅｕｔｒａｌｓｙｓｔｅｍ．Ｂｅｓｉｄｅｓｐｅｔｅｒｓｅｎｃｏｉｌ，ｔｈｅｒｅａｒｅｓｏｍｅｎｅｗｔｙｐｅａｒｃｓｕｐｐｒｅｓｓｉｏｎｅｑｕｉｐｍｅｎｔａｎｄｏｖｅｒｖｏｌｔａｇｅｐｒｏｔｅｃｔｉｏｎ．ＴｈｅｍｅａｎｓｏｆａｒｃｓｕｐｐｒｅｓｓｉｏｎｂｙｆａｕｌｔｐｈａｓｅｇｒｏｕｎｄｉｎｇｗｉｔｈＺｎＯｉｎｐｈａｓｅｖｏｌｔａｇｅｉｓｐｒｏｖｅｄ．Ｋｅｙｗｏｒｄｓ：ｐｏｗｅｒｓｕｐｐｌｙ；ｅａｒｔｈ；ｆａｕｌｔ；Ｚｉｎｃ－Ｏｘｉｄｅ；ａｒｃｓｕｐｐｒｅｓｓｉｏｎ
借鉴国外柱塞直径相当的ＢＯＳＣＨ公司Ｐ１Ｏ泵柱塞偶件，测量其偶件间隙为６～８μｍ。
综上所述，决定适当增大偶件间隙，并去除研磨工艺。
端压力变化不大。整机试验结果表明此项措施明显减少了柱塞
卡滞故障的发生。
表２喷油泵试验台测试泵、嘴端压力的比较
柱塞偶件间隙值（ μｍ）燃油泄漏量（ｍｍ３）
２．４
４．５
７
０．３３５
２．８６
１１．３
３加大偶件间隙后的试验
１喷油泵柱塞偶件间隙的选择
加大偶件间隙的试验首先进行了７μｍ的方案，表２为喷
油泵试验台测试泵、嘴端压力的比较。偶件间隙增大后，泵、嘴
柱塞偶件的配合间隙一般在２～３．５μｍ的范围，柱塞和柱塞套零件的圆度保证在０．５μｍ范围内。尽管偶件２～３．５μｍ的配合间隙能够容许零件表面微观不平，但在高泵端压力喷油泵的实际工作状态下，由于高压密封所需的拧紧力矩和高燃油压力作用，柱塞套进、回油孔的附近变形沿圆周方向将是不均匀的椭圆变形，因此需要合理选择偶件间隙，防止卡滞的发生。
位不宜调整的现象。
进一步试验４～５μｍ的间隙方案，在喷油泵的调试过程
中，供油相位调整准确，且在发动机的三个主要工况点的供油
均匀性较以前有了大幅提高，如表３所示，且配机试验中发动
机在各工况点的排温差均较小。因此，最终选择４～５μｍ的间