【船机帮】某型柴油机重大故障原因分析

船机故障心莫慌，遇事不决船机帮

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导读

在一百多年的柴油机设计、生产和使用管理中，人们发现造成柴油机故障的很大一部分原因不是设计有问题，也不是生产有问题，而是使用过程中管理维护不到位所造成[1-3]。

然而，当一起事故发生后，人们往往却需要从设计、生产和使用管理等各方面来分析排查，耗费了大量的人力和物力，因此按章操作以及按使用说明维护保养是保证柴油机少出故障、不出故障的重要保证。

某型柴油机为12缸V型机，额定功率373 kW，是某型船电站用柴油机。

该型柴油机在运行1100h左右时发生了以下重大故障：

1）柴油机机体及油底壳被打裂；

2）B3 缸活塞及缸套脆裂、连杆弯曲、排气道及排气阀积碳严重、气缸盖有严重撞击痕迹、排气阀断裂、排气阀摇臂头部磨损严重、排气阀推杆严重变形；

3）A3 缸连杆断裂。

本文即是针对以上故障展开了分析与故障解决。

一

故障柴油机失效件理化分析

从故障柴油机上取得连杆、连杆螺栓、平衡块螺栓、排气阀及其导管、活塞及缸套等失效部件碎片，并对其进行失效分析。

采用的仪器设备主要包括ICP等离子发射光谱、CS800 红外碳硫分析仪、Bruker 直 读光谱、OLYMPUS GX71金相显微镜、FEI Quanta  650FEG 场发射扫描电子显微镜、UHL 显微硬度计和布氏硬度计等。

（一）失效件断口宏观分析

1.连杆断口宏观分析

连杆大头只有一个断口（图 1），断口呈现浅碗形，相对较光亮，部分断口有较严重的机械损伤变形。

图 1 失效连杆断口形貌

断口中部相对光滑、平坦且光亮，周围呈现黑灰色。

2.排气阀断口宏观分析

排气阀断成 3 段，共有 4 个断口，如图2 所示。 

图 2 断裂的排气阀

其中左侧阀盘与杆身结合处的断口形貌如图 3a)所示，图中可以看到贝纹线，显示为多源疲劳特征，疲劳扩展区不是很平滑，这说明其承受的拉应力相对较大，其中箭头所示区域为 2 个主要的疲劳源区，左侧的疲劳扩展更加充分。

图 3 排气阀断口形貌

与其匹配的断口形貌如图 3b)所示， 断口机械损伤严重。

排气阀杆身端部（图 2 右侧断口）2 个相匹配断口形貌如图 3c)所示，断口机械磨损严 重，几乎看不到任何原始断口形态，端部断口距端部约 11.12 mm～11.92 mm（断口为一斜面），杆身上断口边缘被磨呈斜角。

3.连杆螺栓和平衡块螺栓断口宏观分析

a) 连杆螺栓

b) 平衡块螺栓

图 4 螺栓断口形貌

连杆螺栓断口形貌如图 4a)所示，平衡块螺栓断 口形貌如图 4b)所示，两个螺栓断口均呈现正常的灰色拉伸断口形态，有明显的机械变形缩颈特征。

4.活塞、缸套及排气阀导管断口宏观分析

缸套和活塞碎片为 10 块，对这些碎片逐一进行仔细甄别。

a) 缸套

b) 活塞

c) 排气阀导管

图 5 活塞、缸套及排气阀导管断口形貌

缸套断口没有明显变形，断口呈现正常的灰 黑色，如图 5a)所示。

活塞断口呈现正常灰白色，有机械损伤和少量塑性变形，如图 5b)所示。

排气阀导管断口呈现正常的灰黑色，断口附近内壁有碰撞痕迹， 如图 5c)所示。

通过上述宏观观察分析可知：

连杆螺栓断口、平衡块螺栓断口、缸套断口、活塞断口、排气阀导管断口均表现为正常的颜色或形态，其中连杆断口中心较平，排气阀有一个断口有贝纹线特征；而其他断口均有较严重的机械损伤。

因此，本文的分析重点将围绕连杆及排气阀进行材料复验和微观分析。 

(二)连杆、排气阀化学成分分析

对连杆、排气阀进行化学成分分析，其结果如表 1 和表 2 所示。

从表中可以看出：

连杆化学成分符合技术要求；排气阀杆盘部化学成分除Mn偏低外，其余成分符合要求。

因此可以排除失效是由于化学成分不符合要求而造成的这一因素。

（三）连杆、排气阀力学性能检验

由于失效件碎片较小，仅进行材料硬度测试。

根据 GB/T 4340.1-2009《金属维氏硬度试验第 1 部分： 试验方法》标准，试验力为 9.807 N(1 000 g)，对连杆大端材料进行显微维氏硬度测定，其平均值为 282， 符合技术要求的 240～287。

对排气阀显微维氏硬度进行测试，其平均硬度为 355HV，参照 GB/T 1172-1999， 其硬度相当于洛氏37.5HRC，符合其硬度大于32 HRC 的技术要求。

（四）失效件断口微观分析

1.连杆断口微观形貌分析

图 6 连杆断口微观形貌图

连杆断口微观低倍形貌如图 6a)所示，高倍形貌如图 6b)所示。

由图可知，除机械损伤区域外均为韧窝和剪切韧窝形貌。

2.连杆螺栓、平衡块螺栓断口微观形貌分析

图 7 连杆螺栓微观形貌

连杆螺栓断口低倍形貌如图 7a)所示，放大形貌如图 7b)所示，由图可知其断口为韧窝特征。

图 8 平衡块螺栓微观形貌

平衡块螺栓断口低倍形貌如图 8a)所示，放大形貌如图 8b)所示，由图可知其断口为韧窝特征。

3.缸套、活塞及排气阀导管断口微观形貌分析

图9 缸套、活塞及排气阀导管断口微观形貌

缸套断口形貌如图 9a)所示，解理断口特征，为 一次性过载断口。

活塞断口形貌如图 9b)所示，其特征为一次性过载断口。

排气阀导管断口形貌如图 9c) 所示，其特征也为一次性过载断口。

4.排气阀断口微观形貌分析

图 10 排气阀断口微观形貌

排气阀盘部与杆身结合处断口疲劳源区高倍形貌如图 10a)所示，由图可知其有明显的疲劳辉纹和二次裂纹特征（箭头所示），疲劳扩展区约占 50%；

阀盘剪切区高倍形貌如图 10b)所示，其为韧窝特征；

排气阀杆身端部断口表面的微观形态如图 10c)所示，由于断口磨损严重，大部分原始断口已破坏，但仍残留极少部分的断口，可观察到细密的疲劳条纹，疲劳间距为亚微米级，为典型的疲劳断口；

图 10d)为排气阀杆身端部中心区域原始断口的高倍形貌，表现为韧窝特征。 

综上所述，柴油机故障出现在连杆、排气阀、连杆螺栓和平衡块螺栓及活塞、缸套及排气阀导管 4 个部分。

通过对活塞、缸套、排气阀导管的宏观观察可知，其断口颜色正常，微观断口没有累积损伤痕迹，因此可判断其破坏为一次性过载损伤，不是首断件。 

通过对连杆螺栓及平衡块螺栓的宏观观察可知，其断口均呈现正常的灰色拉伸断口形态，有明显的机械变形缩颈特征，微观断口为韧窝或剪切韧窝特征，因此，连杆螺栓及平衡块螺栓的破坏也是一次性过载断裂，不是首断件。

通过对连杆的观察发现，其宏观上存在塑性变形，微观断口为韧窝或剪切韧窝特征，其破坏应该是一次性过载断裂，为慎重起见，将对连杆过载断裂的宏观形貌与其理论计算的受力分布云图进行对比（图11 和图 12），结果显示，连杆实际断裂的部位与理论分析受力完全一致，这进一步确认了连杆的破坏为一次性过载断裂，因此也不是首断件。

图11 连杆断裂宏观形貌

图 12 连杆受最大压力时受力分布云图

排气阀发生 2 处断裂：

1）位于阀杆的端部，为杆部材料的断裂；

2）断裂部位位于阀杆下部，为盘部材料的疲劳断裂。

通过对这 2 处断裂部位断口的宏观观察和微观分析，判断如下：

阀杆端部断口的疲劳条纹较为细密，边部及附近表面磨损较为严重，形成环向凹槽（磨损槽深度约为1.5 mm），断口具有低应力、高频次的疲劳断裂和磨损特征。

阀杆下部断口上的疲劳条纹间距较大，断面较为粗糙，裂纹扩展的中后期还出现较大面积的韧窝断口，断口附近的杆表面磨损相对轻微，没有明显的磨损减薄。

这说明盘部材料是在相对较大的交变应力作用下发生的低频次疲劳断裂。

从断口发生多源线性疲劳起裂分析，这些交变应力来自不同方向，应为阀杆往复运动时产生的异常横向抖动应力。

因此，从疲劳条纹间距的细密程度及断面和表面磨损状况分析，阀杆上部应该首先发生疲劳断裂。 

现场拆检表明，阀杆上部断裂处恰好对应气门镇夹的端部，由此可初步推断气门镇夹的端面与附近的杆部表面发生了非正常接触磨损，或者阀杆发生了异常的斜向抖动，使阀杆端部首先发生疲劳断裂。

断后的阀杆仍在上下往复运动，两匹配断面在冲击力下发生严重磨损，同时形成较大的横向摆幅，阀杆下部在较大的摆动应力下也发生疲劳断裂。

二

故障柴油机拆检情况

为了进一步查清楚排气阀疲劳断裂的原因，对故障柴油机进行了拆检，结果为：

断裂破坏的排气阀、 排气阀导管、活塞及缸套为 B3 缸，该缸排气阀摇臂头部磨损严重、推杆严重变形、弹簧座圈有撞击痕迹、 排气道内及排气阀杆部积碳严重；

断裂的连杆为 A3 缸，该缸缸内活塞及缸盖未见撞击痕迹。

由此可知，柴油机故障的原因应该是 B3 缸排气阀失效掉入气缸内引起的。

检查该柴油机的气阀间隙，结果如表 3 所 示。

由表 3 可知，该柴油机进排气阀间隙均已超过规定值的 2 倍～3 倍，在过大的气阀间隙情况下，气门的受力情况将变得复杂，这可能是导致气阀疲劳断裂的根本原因。

三

排气阀动力学分析及疲劳安全系数计算

为了分析气阀间隙过大对气阀疲劳安全的影响， 建立故障柴油机配气机构动力学仿真模型，对排气阀 的受力情况展开分析，再将仿真计算受力结果导入有 限元软件，进行排气阀疲劳分析[4-6]。 

在进行配气机构动力学仿真计算时，由于无法模拟排气阀受热情况，因此第一步假设柴油机在理想工作状态下，排气阀间隙为0 mm；第二步假设在柴油机低负荷工作时，排气阀间隙不能完全消除，将气阀间隙设定为0.2 mm；第三步假设排气阀间隙过大，已经超过正常工作范围，此时排气阀间隙设定为1.0 mm。

在以上 3 种情况下进行排气阀动力学仿真计算，得出摇臂与排气阀之间的接触力，如图 13 所示。

排气阀落座力仿真计算结果如图 14 所示。

由以上计算结果得知：

排气阀间隙为 0 mm 时，摇臂与气阀之间 的最大接触力为 2 970 N，排气阀落座力为 2 116 N； 

排气阀间隙为 0.2 mm 时，摇臂与气阀之间的最大接触力为 4 879 N，排气阀落座力为 3 753 N；

排气阀间隙为 1.0 mm 时，摇臂与气阀之间的接触力为 9 327 N， 排气阀落座力为 7 749 N。 

根据排气阀动力学计算结果，将气阀接触力和气阀落座力导入有限元软件中进行疲劳分析，结果如图 15 所示。

图 15 安全系数

由图 15 可知：

气阀危险区域为阀杆上部靠近锁夹下边沿和阀杆靠近阀盘处，当气阀间隙为 0.2 mm 时，排气阀最危险区域安全系数为 1.76；当气阀间隙为 1.0 mm 时，排气阀最危险区域疲劳安全系数为 1.31；当排气阀间隙为 1.0 mm 且考虑气阀头部受到一定的侧向力时（假设其大小为 2 kN），排气阀最危险区域疲劳安全系数为0.85。

四

结论

根据失效件的理化分析、连杆的受力计算、故障 柴油机的拆检以及排气阀动力学仿真计算分析的结 果，可得出以下结论：此次柴油机故障是由于气阀间 隙过大造成的；气阀镇夹下边沿和阀杆下部靠近阀盘 处是气阀的薄弱环节，当气阀间隙过大时，气阀受到 异常的侧向推力将使阀杆在镇夹下边缘及阀盘与阀杆 结合处出现较大的应力集中，这种较大的应力会使得 气阀的疲劳安全系数大大下降；气阀镇夹部位断口的 疲劳条纹较为细密，断口的边部及附近表面磨损严重， 盘部断口疲劳间距相对粗大，断口附近表面磨损轻微， 从疲劳条纹间距细密程度及断面和表面磨损情况分析，阀杆镇夹部位首先发生疲劳断裂。

参考文献：

[1] 张守俊. 柴油机排气阀阀杆频繁断裂的分析与处理[J].  船舶工程, 2010, 32(S2): 58-60.  

[2] 崔立英, 陈玉珍, 刘莎, 等. 船用柴油机排气阀断裂原因分析[J]. 金属热处理, 2012, 37(8): 122-125.  

[3] 张锡清. 柴油机排气阀杆断裂失效研究[J]. 武汉工学院学报, 1992, 14(3): 44-48.  

[4] 李增刚. ADAMS 入门详解与实例[M]. 北京: 国防工业出版社, 2009.  

[5] 徐灏. 安全系数和许用应力[M]. 北京: 机械工业出版社, 1981.  

[6] 陈传尧. 疲劳与断裂[M]. 武汉: 华中科技大学出版社,  2002.

本文原创作者系：

海军工程大学 动力工程学院   

汪宏伟，赵建华，安士杰  

END