柴油機相繼增壓排氣切換閥閥軸斷裂 故障分析及改進設(shè)計

李向陽，趙 博，岳 文，胡志龍，陳曉軒

（1.海軍裝備部駐上海地區(qū)軍事代表局，上海201206；2.海軍裝備部駐上海地區(qū)第三軍事代表室，上海200031；3.上海船用柴油機研究所，上海201108）

0 引言

相繼增壓技術(shù)是改善高增壓比柴油機低工況性能最為有效的方法，被較多柴油機制造商所采用[1]，其工作原理是采用2 臺或多臺渦輪增器，隨柴油機轉(zhuǎn)速和負荷的增長，渦輪增壓器按次序相繼投入運行，使工作著的渦輪增壓器始終在高效率區(qū)運行[2]。相繼增壓系統(tǒng)通過安裝在渦輪入口的排氣切換閥的開啟、關(guān)閉控制增壓器切入、切出工作，因此，排氣切換閥的可靠性對相繼增壓系統(tǒng)的安全、可靠運行有很大的影響。排氣切換閥直接與柴油機高溫排氣接觸，研制過程中發(fā)生故障的風(fēng)險很大。

在某型相繼增壓柴油機研制過程中，為降低整機試驗排氣切換閥的故障風(fēng)險，在試驗平臺上進行了排氣切換閥的密封性能及可靠性試驗，在此過程中發(fā)生了閥軸斷裂故障。本文就該故障原因進行了排查分析，并采取了相應(yīng)的改進設(shè)計，改進后的排氣切換閥通過了平臺試驗考核。

1 故障現(xiàn)象

排氣切換閥的結(jié)構(gòu)形式為開關(guān)型蝶閥，在平臺上進行密封性能和使用壽命試驗時，閥前排氣溫度最高達到580℃，最高壓力約為0.3 MPa。在閥門開關(guān)動作次數(shù)達到6 000 次，進行第一次密封性能測試時，發(fā)現(xiàn)閥門內(nèi)部泄漏量異常大，對閥門進行檢查，發(fā)現(xiàn)閥軸已經(jīng)斷裂，閥板跌落到排氣穩(wěn)壓桶內(nèi)。

排氣切換閥拆檢情況如圖1所示。由圖1可以看出，軸套孔有明顯被拉長的痕跡，軸堵小端磨損嚴(yán)重，兩者都發(fā)生了嚴(yán)重變形。閥板材料有軟化現(xiàn)象，閥板與閥軸的連接處發(fā)生了嚴(yán)重變形，閥軸第一道密封環(huán)槽根部發(fā)生斷裂。

圖1 排氣切換閥拆檢情況

2 故障原因排查分析

根據(jù)排氣切換閥的拆檢情況，閥板的軟化變形現(xiàn)象表明，材料成分可能不達標(biāo)，導(dǎo)致閥板無法承受580℃的排氣溫度。閥軸第一道密封環(huán)槽處發(fā)生斷裂的可能原因有2 個：一是材料成分不達標(biāo)；二是閥軸伸出閥體長度過長，伸出段受力情況類似一長懸臂梁，閥板軟化變形后與閥體卡死，在執(zhí)行氣缸作用力下，閥軸第一道環(huán)槽處受到彎矩和扭矩的作用，其應(yīng)力超過了材料強度?；谝陨系呐挪榉治鼋Y(jié)果，閥軸斷裂故障的原因有以下幾點：閥軸和閥板材料成分不達標(biāo)、閥門結(jié)構(gòu)設(shè)計不夠合理和閥軸設(shè)計強度不足。下面將從這幾個方面進行分析計算。

2.1 材料成分分析

根據(jù)排氣切換閥的使用要求，閥軸和閥板選用的材料為16Cr20Ni14Si2，故障件排氣切換閥閥軸、閥板材料化學(xué)成分檢測結(jié)果與16Cr20Ni14Si2 標(biāo)準(zhǔn)成分對比如表1所示。

表1 材料化驗結(jié)果成分與標(biāo)準(zhǔn)成分對比

從表1可知，閥軸和閥板材料中，其主要成分C、Ni、Cr、Si等均不達標(biāo)，且偏離標(biāo)準(zhǔn)值非常大。根據(jù)相關(guān)研究，在700℃以下，C、Si 元素的含量對16Cr20Ni14Si2耐熱鋼高溫屈服強度和抗拉強度有較大影響[3]，所以材料成分不達標(biāo)是閥軸斷裂的重要因素。

2.2 閥門結(jié)構(gòu)設(shè)計分析

由于排氣切換閥需在大溫度區(qū)間內(nèi)可靠運行，為防止高溫時閥軸與軸套卡死，兩者之間需留有0.2 mm 的設(shè)計間隙。在執(zhí)行氣缸的作用下，0.2 mm 的間隙設(shè)計會導(dǎo)致閥軸存在一定角度的偏擺，如圖2所示，這使閥板與閥體存在卡死的風(fēng)險。另外閥軸伸出閥體的長度為50 mm，受力情況類似懸臂梁，在執(zhí)行氣缸作用力下，閥軸上存在一定的彎矩，這將引起閥軸發(fā)生彎曲變形，導(dǎo)致閥板卡死的風(fēng)險增加。因此，為確保閥門可靠運行，需對密封結(jié)構(gòu)改進設(shè)計。

圖2 間隙引起閥軸偏擺的示意圖

2.3 閥軸強度設(shè)計校核

排氣切換閥閥軸主要受到來自執(zhí)行氣缸扭矩和彎矩的作用力，根據(jù)其受力情況，對閥軸的應(yīng)力分布進行計算，當(dāng)閥軸卡死時，其應(yīng)力計算結(jié)果如圖3所示。從計算結(jié)果可知，閥軸第一道環(huán)槽處及其與閥板連接處根部的最大應(yīng)力分別為965.23 MPa和976.21 MPa，超過了16Cr20Ni14Si2材料的抗拉強度（590 MPa），所以閥軸在這兩處存在極大的斷裂風(fēng)險，需增加閥軸的設(shè)計強度。

圖3 閥軸上應(yīng)力分布

3 排氣切換閥改進設(shè)計

基于以上的計算分析結(jié)果，從排氣切換閥的結(jié)構(gòu)、閥板和閥軸材料、閥軸強度這3方面對其進行改進設(shè)計。

3.1 材料選型改進

原排氣切換閥的閥板和閥軸選用的材料為16Cr20Ni14Si2 耐熱鋼，隨著市場的變化，該型號耐熱鋼已逐漸淡出市場，為確保后續(xù)生產(chǎn)周期中，材料采購的渠道暢通，將這2 個部件的材料調(diào)整為305B耐熱鋼，同時加工前對305B材料進行成分分析，確保材料質(zhì)量。

3.2 結(jié)構(gòu)設(shè)計改進

原方案閥板采用的是60°斜置結(jié)構(gòu)，靠閥板側(cè)面與閥體內(nèi)腔接觸密封，對閥體內(nèi)腔以及閥板側(cè)面的加工精度要求較高，但閥體內(nèi)腔受熱后容易產(chǎn)生不規(guī)則變形，導(dǎo)致接觸面無法完全接觸，影響密封性能。另一方面，閥板上下兩側(cè)均采用面接觸承載結(jié)構(gòu)，為保證閥門啟閉順暢，要求上下承載面具有較高的同軸度，加工難度大?；谝陨显颍瑢㈤y板更改為90°擋板式結(jié)構(gòu)，且將閥板加厚，軸孔穿透整個閥板，從而降低工藝難度。

高溫閥閥桿處密封由原先的密封環(huán)密封改為石墨填料的密封結(jié)構(gòu)，如圖4所示。石墨填料密封結(jié)構(gòu)因石墨具有柔軟、潤滑特性，無冷態(tài)間隙，消除了閥軸的偏擺問題。由于增加了填料壓蓋，可使閥軸懸臂長度縮短，減小閥軸受到執(zhí)行氣缸的彎矩。

圖4 閥軸密封結(jié)構(gòu)原方案與改進方案比較

3.3 閥軸改進設(shè)計

根據(jù)計算分析，閥軸2 處斷裂位置的應(yīng)力均超過的材料的抗拉強度，因此改進方案將閥軸的直徑由原先的12 mm 增加到20 mm，并取消了密封環(huán)槽。改進方案與原方案的比較如圖5所示。

圖5 閥軸原方案與改進方案比較

為確保改進設(shè)計的閥軸強度能滿足排氣切換閥設(shè)計要求，對閥軸的應(yīng)力分布進行計算。通過分析可知，閥門未發(fā)生卡滯時，閥軸上主要承載動摩擦阻力矩，其值小于閥門關(guān)閉時，由執(zhí)行氣缸推力經(jīng)連桿搖臂機構(gòu)轉(zhuǎn)化而成的主動力矩。因此，可按閥門關(guān)閉情況計算閥軸的應(yīng)力分布。閥門關(guān)閉時，閥軸的應(yīng)力分布結(jié)算結(jié)果如圖6 所示。由圖6 可知，閥軸上最高應(yīng)力為63 MPa，305B材料在800℃時的屈服強度為150 MPa[4]，改進后的閥軸設(shè)計強度能滿足要求。

圖6 閥門關(guān)閉時，閥軸應(yīng)力分布云圖

4 結(jié)論

排氣切換閥改進設(shè)計后，在試驗平臺上完成了密封性能及壽命試驗考核，試驗結(jié)果滿足排氣切換閥的設(shè)計要求。通過相繼增壓排氣切換閥閥軸斷裂故障的分析及改進后方案的驗證，得到以下結(jié)論：

1）閥軸和閥板的材料成分不達標(biāo)引起閥板軟化變形后與閥體卡死，以及閥軸設(shè)計強度不足是導(dǎo)致閥軸斷裂的主要原因。

2）閥軸伸出閥體懸臂過長，密封環(huán)結(jié)構(gòu)的冷態(tài)間隙，是導(dǎo)致閥軸斷裂的次要原因。

3）排氣切換閥改進設(shè)計后，完成了平臺試驗考核，改進后的排氣切換閥能滿足設(shè)計要求，降低后續(xù)整機試驗排氣切換閥的故障風(fēng)險。