摘要：某大功率高速發(fā)動機在臺架試驗過程中，個別氣缸排溫異常升高，排查發(fā)現(xiàn)排氣閥橋?qū)еl(fā)生斷裂。通過建立故障樹，圍繞零部件制造質(zhì)量、裝配過程、運行使用等方面進行故障逐項排查，找出閥橋?qū)е鶖嗔压收鲜怯砷y橋組件裝配不當引起；圍繞故障原因制定了解決方案，同時優(yōu)化了閥橋?qū)е惭b工藝要求。

關鍵詞：發(fā)動機；閥橋?qū)е?；異常斷?/p>

0 前言

氣缸蓋閥橋搖臂組件是發(fā)動機的重要零部件之一。在發(fā)動機的運行過程中，氣缸燃燒室所需的進排氣需要通過搖臂組件驅(qū)動氣閥的開啟與關閉來輸送，以確保燃燒室的正常工作。其中，閥橋?qū)е饕鸬綄u臂組件上下運動的導向作用，確保2 組進氣或排氣閥能夠同時開啟或關閉。在正常情況下，導柱自身并不受力。然而，若閥橋在上下運動過程中出現(xiàn)不平衡狀態(tài)，則會導致導柱產(chǎn)生偏磨和異常受力。閥橋周期性地上下運動會逐漸導致閥橋?qū)еl(fā)生異常斷裂的情況［1］。

1 故障現(xiàn)象

某發(fā)動機為船用V 型高速大功率柴油發(fā)動機（以下簡稱“發(fā)動機”）。發(fā)動機在開展臺架試驗運行至高工況時，A1 缸排溫為450 ℃，超出各缸平均排溫130 K。隨即停機勘驗排查。停機后，現(xiàn)場拆檢發(fā)現(xiàn)A1 缸進氣閥橋?qū)е诟咨w安裝過渡部位發(fā)生斷裂（如圖1 所示），閥橋掉落在缸蓋內(nèi)部。

閥橋?qū)еb配示意圖如圖2 所示。B6 缸進氣閥橋?qū)е鶖嗫谖恢镁嚯x導柱頂端約130 mm，位于導柱在缸蓋孔的安裝根部附近，斷口從J1 側至J2側斜向上，導柱表面閥橋下端運行范圍內(nèi)J1 側和J2側有磨痕。

2 原因分析和排查

根據(jù)故障現(xiàn)象和閥橋?qū)е墓ぷ鳁l件進行分析，認為導致A1 缸閥橋?qū)е鶖嗔训脑蚩赡苡校?/p>

（1） 零部件質(zhì)量問題。例如閥橋?qū)е挠捕?、化學成分、尺寸等不滿足要求，導致閥橋無法承受工作環(huán)境，產(chǎn)生疲勞斷裂。

（2） 氣閥間隙及閥橋間隙不滿足裝配技術要求。異常間隙導致閥橋組件兩側受力不平衡，從而造成導柱斷裂。

（3） 氣閥彈簧問題。氣閥彈簧剛度不足、裝配不到位等均會造成閥橋兩側受力不平衡，進而產(chǎn)生異常彎矩，導致導柱斷裂。

（4） 閥座異常磨損。閥座異常磨損導致閥橋兩側間隙不一致，從而造成導柱斷裂。

（5） 缸蓋加工質(zhì)量問題。缸蓋閥橋?qū)е准皻忾y導套孔尺寸超差，導致閥橋受力不平衡而斷裂。

根據(jù)上述分析建立故障樹，如圖3 所示。

2. 1 初步排查及原因分析

經(jīng)排查，結合故障樹，從零部件制造質(zhì)量、發(fā)動機裝配及使用、清潔度等方面對故障進行排查。排查發(fā)現(xiàn)相關零部件結構設計合理，制造質(zhì)量滿足要求。然而，在檢查過程中發(fā)現(xiàn)，故障件閥橋的閥頂座在初始時未裝配到底。在柴油機運行過程中，閥頂座受到敲擊后沉入閥橋，從而導致產(chǎn)生了異常的氣閥間隙。隨著柴油機的持續(xù)運行，閥橋?qū)е饾u發(fā)生斷裂。

2. 2 力學仿真分析

為驗證上述故障排查及分析結論，對本次故障現(xiàn)象開展力學仿真計算分析。

2. 2. 1 異常間隙下導柱斷裂受力分析

在正常工作時，閥橋?qū)е鳛殚y橋上下運動的導向，不受側向力。結合故障現(xiàn)場勘驗情況，在閥橋J2 側與閥桿間發(fā)現(xiàn)有1.49 mm 的間隙，閥橋兩端存在異常高度差，可能使閥橋工作過程中出現(xiàn)傾斜。閥橋?qū)е惺墚惓５膫认蛄Χl(fā)疲勞斷裂，如圖4 所示。

為證實以上推論，對閥橋?qū)еM行仿真計算，分析當閥橋兩側出現(xiàn)高度差時導柱的受力情況，如圖5 所示。

由圖5 可以看出：

（1） 當閥橋J2 側與氣閥出現(xiàn)0.3 mm 間隙時，閥橋?qū)е诎踩禂?shù)為2.66，滿足設計要求；這與擴大拆檢發(fā)現(xiàn)的2 號機組柴油機A7 缸排氣閥橋兩端間隙差異0.3 mm 現(xiàn)象吻合。

（2） 當閥橋J2 側間隙增加至1.5 mm 時，導柱疲勞安全系數(shù)僅為0.81，已不滿足疲勞判據(jù)。最小疲勞安全系數(shù)的位置位于J1 側，與本次故障裂紋源方位一致。過盈安裝根部位置的最大應力為545 MPa，位于J1 側，為拉應力，即閥橋?qū)е贘1 側萌生裂紋，會在拉應力的作用下向J2 側擴展，最終因疲勞而斷裂。

（3） 當閥橋J2 側間隙為1.5 mm 時，閥橋防轉(zhuǎn)凸臺位置的位移量達到2.21 mm，遠大于防轉(zhuǎn)凸臺與氣閥桿單邊最大間隙（1.1 mm，考慮零件公差）。這會導致閥橋防轉(zhuǎn)凸臺內(nèi)壁在工作過程中不斷地與氣閥桿發(fā)生接觸，進而形成磨損痕跡，與拆檢現(xiàn)象一致。

2. 2. 2 閥頂座運行過程中被敲入力分析

根據(jù)《機械設計手冊 第五版（第2 卷）》過盈連接壓入法裝配計算方法，根據(jù)該發(fā)動機閥橋-閥頂座的零件材料和結構，設計閥頂座的壓入力為4 543 N。

根據(jù)該發(fā)動機進氣凸輪型線動力學的計算結果，進氣閥橋兩端單側受力的最大值為5 109 N，已超出裝配壓入力，因此氣閥敲擊能夠使未裝配到位的閥橋下陷。

3 裝配工藝優(yōu)化改進

為避免后續(xù)類似問題再次發(fā)生，立即進行裝配工藝優(yōu)化，細化了閥橋部件裝配工藝規(guī)程，并增加了閥橋安裝檢驗措施。設計了專用檢查工裝（圖6），利用專用工裝壓裝工具將閥橋閥頂座安裝到位。在閥橋總成恢復至室溫后，為了確認閥頂座被壓裝到位，新增了檢驗環(huán)節(jié)，利用檢查工裝來檢測閥頂座到閥橋端面的高度尺寸（要求為（17±0.2） mm，如圖7 所示），以確認閥頂座是否壓裝到位。

4 結語

本文通過建立故障樹，并依此針對故障現(xiàn)象進行逐一排查。結果表明：此次故障的直接原因為閥橋兩側存在1.49 mm 間隙高度差，根本原因為閥橋組件J2 側閥頂座未裝配到位。在運行過程中，閥橋兩側受力不平衡產(chǎn)生異常力矩使閥橋?qū)еa(chǎn)生彎曲變形，閥橋位置發(fā)生偏移，進而受到氣閥頂部撞擊產(chǎn)生異常磨損。隨著敲擊深度增加，閥橋?qū)е芰M一步惡化，伴隨連續(xù)高工況運轉(zhuǎn)，最后導致疲勞斷裂。

基于對故障的詳細剖析以及原因的精準定位，提出了優(yōu)化閥橋?qū)еb配檢查的工藝方案。經(jīng)過現(xiàn)場實際驗證，該方案切實可行，成功地解決了發(fā)動機閥橋?qū)е惓嗔压收稀?/p>

參考文獻

［ 1 ］ 孫智，江利，應鵬展. 失效分析[M]. 北京：機械工業(yè)出版社，2009.

［ 2 ］ 吳士軍，劉玲，史文獻，等. 某柴油機氣門斷裂分析[J]. 內(nèi)燃機與配件，2021（20）：155-156.