某柴油机机油滤清器座开裂失效分析及解决

冯爱秀

（上海柴油机股份有限公司，上海200438）

0 前言

迷宫式机油滤清器座因其结构紧凑、外观简洁、油道阻力小而广泛应用于发动机的润滑系统。发动机在运行过程中，机油滤清器座承受来自机油滤清器本身及其内的机油质量所产生的机械力作用，同时还承受机油压力。如果机油滤清器座设计不合理，极易导致壳体产生裂纹，进而引起发动机严重的故障。本文结合某款柴油机机油滤清器座裂纹失效问题，详细介绍了失效原因查找及问题的解决。

1 问题描述和宏观检查

某款迷宫式机油滤清器座如图1所示，在机油滤清器座上通过螺纹连接悬挂一个机油滤清器。

1.1 问题描述

某款柴油机在投放市场后，反馈有机油压力低的现象，进一步检查发现机油滤清器座局部位置有机油渗漏痕迹，故障机运行里程在4 000～5 000 km。对机油渗漏部位仔细检查，发现该部位有裂纹产生，故立项对故障展开分析调查。

图1 迷宫式机油滤清座总成

1.2 宏观检查

检查故障件机油滤清器座，发现多处地方有机油渗漏痕迹，主要在加强筋附近，说明这些地方有可能出现裂纹。

2 失效原因分析

2.1 探伤检测

对故障件进行着色探伤，明确了渗油部位有裂纹，产生裂纹的部位是机油滤清器座螺栓孔底部加强筋处，如图2所示。对机油滤清器座上类似结构部位进一步探伤检查，发现还有多处也存在裂纹。随即对库存零件进行探伤抽检，均未发现裂纹。

图2 故障件探伤后发现的裂纹

2.2 材料分析

机油滤清器座的材料为ADC12，其化学成分、机械性能见表1。检测结果表明，故障件机油滤清器座的材料化学成分和机械性能均符合技术要求。

表1 机油滤清器座材料化成成分和机械性能参数

2.3 金相组织分析

对裂纹部位取试样进行金相分析，其显微组织为二元铝硅合金的共晶结构，见图3，符合技术要求。同时对裂纹源进行了分析，裂纹源为机油滤清器座内腔螺栓孔底部与加强筋的连接处。

图3 故障件裂纹部位显微组织 （×20）

显微组织分析时，还发现机油滤清器座局部区域存在少量铸造缺陷，见图4，但在机油渗漏附近并未发现有明显的铸造缺陷存在，可以排除机油渗漏是材料缺陷造成裂纹的原因。

图4 铸造缺陷 （×20）

2.4 耐压脉冲疲劳试验

为明确裂纹产生的原因，对库存件做耐压脉冲疲劳试验。疲劳试验在液力脉冲疲劳试验台架上进行。试验脉冲压力波形如图5所示，液体压力从25 kPa上升到1 500 kPa，然后再下降到25 kPa，脉冲频率为2 Hz。试验进行到2 937次循环时，样件发生渗漏，经拆检发现机油滤清器座螺栓孔底部已开裂，其部位与市场故障件一致，裂纹区域见图6。

图5 脉冲压力波形图

图6 机油滤清器座试验样件裂纹部位

2.5 有限元分析

对机油滤清器座在设计开发时的CAE计算分析进行了回顾，分别从机油滤清器座的静态强度、高周疲劳安全系数、振动模态3方面进行了评价。计算评价时，边界条件如表2和表3所示。表3中的X方向为发动机曲轴方向，从飞轮端指向前端；Y方向为发动机宽度方向；Z方向为发动机高度方向，向上为正。计算结果显示最大应力为160 MPa，等效应力为110 MPa，低于材料ADC12的弯曲屈服限177 MPa；机油滤清器座高周疲劳安全系数最小值为1.32，大于安全限值1.1，如图7所示。这说明机油滤清器座在开发阶段设计时，CAE计算分析结果符合设计要求。

表2 机油滤清器座及相关零件材料性能

表3 载荷和边界条件

图7 机油滤清器座应力分布 （开发时模型）

由2.1节探伤检测和2.4节疲劳试验结果显示，裂纹出现在螺栓孔底部与加强筋的连接处，再仔细比对，发现故障件裂纹处的圆角与计算模型有差异，实物无圆角。为此，将模型中此处半径为1 mm的圆角修改成与故障件一样，即在螺栓孔底部与加强筋的连接处无圆角，然后重新进行计算分析。在表2和表3输入的边界条件不变的情况下，计算结果显示最大应力由原160 MPa增大为357 MPa，如图8所示，远大于材料ADC12的弯曲屈服限177 MPa，且机油滤清器座高周疲劳安全系数最小值由原1.32减小至1.19， 略大于安全限值1.1。据此可判定滤清器座裂纹是应力集中造成的。

图8 机油滤清器座应力分布 （故障件模型）

3 根本原因确认

基于前面的材料分析、金相组织检查，结合疲劳试验、CAE计算分析可以明确，机油滤清器座螺栓孔底部与加强筋连接处圆角未按设计模型铸造，产生应力集中，而在实际使用过程中，在螺栓预紧力、机油滤清器及机油质量产生的机械力、机油压力等多因素的作用下产生了裂纹。

4 改进方案

4.1 CAE计算分析

为使CAE分析符合机油滤清器座实际使用情况，更改计算边界条件：最大加速度由原来的5g增加到10g （1g＝9.8 m／s2）， 即表 3中机油滤清器、机油滤清器座及冷却器芯子X、Y和Z三个方向的加速度都由5g增加到10g；同时增加载荷条件，即发动机低温起动时机油滤清器座内机油压力（1.5 MPa），此项在最初的设计开发CAE计算时并未考虑；其他计算输入和边界条件保持不变。为此建立了3个计算模型进行有限元分析计算：无圆角、圆角半径为1 mm （R1）、圆角半径为10 mm（R10）且增高加强筋。

截取3个计算模型上典型的4个特征点进行计算分析，4个特征点分布见图9。其中点1为故障件裂纹部位，点1和点2位于润滑系统中机油泵后和机油冷却器前的油腔内，机油压力可高达1.5 MPa，点3和点4位于机油冷却器后和机油滤清器滤前的油腔内，最大油压设置为1.0 MPa。在提高了最大加速度后且分别考虑仅施加预紧力和预紧力+油压情况下，3个模型的最大主应力和高周疲劳的计算结果如表4和表5所示。

有限元分析结果表明，模型3（圆角R10+增高加强筋）与模型1（无圆角）相比：模型3的最大主应力下降，为模型1的31%，其等效应力也下降，为模型1的42.7%，远小于ADC12的弯曲疲劳限值177 MPa；同时高周疲劳安全系数点1处由最小的1.24提高到了1.93，远大于1.1的最小限值，点2处的增幅高达71.4%；可见加大圆角对减少应力集中起到了至关重要的作用。考虑发动机冷起动最高油压 （1.5 MPa），无论是无圆角的模型1还是圆角增大到R10的模型3，加载机油油压后的最大主应力均比无机油油压时增大了许多，最大增幅达到了123.6% （模型3），同时最小安全系数却由1.96降低到了1.3（模型2）；可见机油压力对机油滤清器座的影响较大。因此，在计算中务必考虑机油压力对机油滤清器座的影响。

图9 计算模型上4个特征点

4.2 改进方案

根据CAE计算结果，确定机油滤清器座改进方案为：1）圆角半径1 mm更改为8～10 mm，如图10中箭头所指处的圆角；2）加强筋高度由5 mm增加至10 mm，如图10所示。

表4 机油滤清器座最大主应力计算结果

表5 机油滤清器座高周疲劳安全系数计算结果

图10 机油滤清器更改前后对比

5 试验验证

5.1 振动试验

为验证改进后的机油滤清器座抗振动性能，对改进样件做了振动试验。试验前，安装好注满机油的机油滤清器，机油滤清器座进口油腔压力设定为发动机低温起动时的最大压力1.5 MPa，并以规定的扭矩、且模拟机油滤清器座在柴油机机体上的安装方式将机油滤清器座安装在振动试验台架上，见图11。扫描5～1 000 Hz中的共振频率，得到前后、左右、上下3个方向的共振频率，分别为221.7 Hz、 251.8 Hz和286 Hz， 然后以共振频率为试验频率，加速度设定为10g，3个方向各试验8 h。试验完成后，经过密封性试验，样件未发生渗漏和损坏。

图11 机油滤清器座振动试验

5.2 耐压脉冲疲劳试验

先在液力脉冲疲劳试验台架上按规定的拧紧扭矩安装改进后的机油滤清器座样件，机油滤清器里注满机油，然后进行耐压脉冲疲劳试验，试验方法与2.4节相同，共进行20万个循环。疲劳试验后，改进样件再经检测和密封性试验，未发生泄漏和变形，通过了考核。

6 结论

（1）机油滤清器座失效的主要原因是圆角的缺失导致应力集中，进而使结构件开裂，增大圆角后，故障模式消除。

（2）本文在完善CAE分析的边界条件时，综合考虑了液体压力对结构件薄弱部位产生的影响，使CAE分析更符合零部件的实际使用情况，为今后开发类似结构件的计算分析提供参考。

（3）本文故障分析基于检测、计算与试验相结合的方法，明确了失效原因，并再次通过计算与试验，验证了改进方案的有效性。