某发动机空心排气门断裂原因分析及设计优化

2019-07-12郑巍陈慧

柴油机设计与制造 2019年2期

郑巍，陈慧

（泛亚汽车技术中心有限公司，上海201201）

0 引言

气门在发动机配气机构中是一个很重要的零件。其在工作中按时地开启和关闭，将可燃混合气输入气缸的同时将燃烧后的废气排出气缸。发动机运行时，气门除承受机械冲击载荷外，还承受很大的热应力，排气门的工作温度可超过800℃；此外，还受极为苛刻的工作条件影响，比如高温氧化性气体的腐蚀等［1］。在各种综合应力的相互作用下，气门极易发生各种损伤，比如气门杆拉伤与刮伤、气门杆断裂与弯曲、气门密封锥面烧伤与刮伤、气门头部断裂等［2-4］。如此，则要求气门的设计能提供足够的强度、刚度、耐热、耐磨及耐腐蚀性能。其中，气门断裂是最典型、危害最严重的形式之一，也是所有失效形式中出现最多的一种。一旦出现气门断裂，极可能造成气门摇臂折断、拉缸、连杆弯曲断裂等恶性事故。

本文对某发动机空心排气门断裂故障进行了理化分析和有限元分析，并结合有限元分析数据对失效气门进行了改进，在未改变原材料情况下，仅通过结构优化提高了排气门安全系数及可靠性。

1 问题描述和宏观分析

1.1 问题描述

本案的空心排气门由2种材料摩擦焊接而成。气门盘部材料牌号为S63019，气门杆部材料牌号为S65007，2种材料都属于奥氏体耐热钢，符合SAE J775 Engine Poppet Valve Information Report标准；同时，杆端部经感应淬火处理，杆部表面经镀铬处理，镀铬表面经抛光处理。

空心排气门是在发动机全速全负荷台架耐久试验进行至91%时发生断裂的。

1.2 宏观分析

开裂的空心排气门尺寸以及断裂位置如图1所示。开裂位置发生在排气门颈部附近，距气门杆端面90 mm。断面与气门轴线垂直，裂缝呈周向分布；断面未见明显缺陷，断口周边未见明显的塑形变形；气门断面整体形貌如图2所示。从图2可见，断面不甚平整，呈现氧化深色，大部分区域较为平坦，局部可见由外边缘起向内孔方向扩展的条纹，尤其以图中3点钟及9点钟2区域最为明显。进一步观察，断面近外表面边缘区域均可见大小不一的台阶形貌分布，疑为多源起始、扩展、交汇所致，表现为疲劳扩展特征。

图1 断裂排气门示意

图2 断口宏观形貌

2 理化学分析

2.1 化学成分分析

对断裂的气门盘部，进行本体取样，采用直读光谱仪进行化学成分分析。分析结果表明材料的化学成分满足标准，具体如表1所示。这排除了生产过程中的混料及材料误用的低级错误。

表1 断裂位置处化学成分分析

2.2 微观组织分析

2.2.1 扫描电镜分析

将断面置于扫描电镜下进行观察［5］。高倍下的断裂起源区形貌如图3所示，断面呈高低起伏状并有轻微氧化现象；高倍下次表扩展区局部可见由外向内扩展且平行分布的疲劳扩展辉纹，如图4所示，局部亦可见沿晶氧化状形貌；高倍下断面近内孔壁终断区形貌如图5所示，断面基本呈撕裂状形貌，为准解理（一种断口形貌术语）及沿晶氧化的混合形貌。

综合前面的宏观分析和本节的断口扫描电镜分析，推断排气门杆部的断裂疑在低应力作用下，由外表面多处氧化疲劳起源而导致断裂。

图3 断面起源区（×500）

图4 扩展区疲劳辉纹形貌（×1 000）

图5 终断区准解理形貌（×495）

2.2.2 显微组织分析

对失效件纵向取样并抛光，断面附近抛光状态如图6所示，未见明显与开裂相关的夹杂物等缺陷分布。进一步观察，断面附近可见与断面平行的细微裂纹或二次裂纹，由外表面向内扩展，裂纹长度深约62.2μm。将该区域用三氯化铁盐酸酒精溶液侵蚀，然后置于金相显微镜下观察分析［6］。断裂起源附近区域的组织形貌如图7所示，断面较平坦，外表面白亮层为氮化层，分布较均匀，厚约5.2 μm；近断口区域基体晶粒大小不甚均匀，组织为高温回火马氏体、颗粒状碳化物和块状Nb相。心部组织如图8所示，晶粒大小较为均匀，强化Nb相弥散分布，其组织与表面的一致，为高温回火马氏体、颗粒状碳化物和块状Nb相。表层和心部组织未见明显异常，表层组织未见明显高温痕迹。

图6 断面附近抛光状态（×500）

图7 断面附近腐蚀状态（×200）

图8 心部区域腐蚀状态（×100）

3 热应力及机械应力有限元分析

第2章的气门失效分析方法是目前一般常用的分析方法，其依据仅基于气门材料本身，认为材料在产品制造过程中产生的应力、应变、变形及材料的不均质都会影响气门的使用寿命［7］。除此分析外，本文还应用ANSYS Workbench软件，建立空心排气门的3维有限元分析模型，对其在工作状态下的应力及变形的规律进行计算［8-10］，从气门的工作环境、工作状态来分析气门失效的原因。

对进排系统的分析模型进行简化：气门在发动机里开启和闭合，在气门弹簧的作用下，气门杆在导管里持续地往复运动。同时，建立分析模型的关键边界条件：配气机构形式为滚子摇臂和液压挺柱；进气方式为增压电喷；最高燃烧压力11.1 MPa，最高排气温度950℃；进气门和排气门的弹簧预紧力均为240 N；进气门最大落座力362.8 N，排气门的最大落座力为667.2 N；气门座圈和导管材料为粉末冶金。应用ANSYS软件进行有限元模拟，得到排气门温度如图9所示。图9中横坐标左端为气门盘部底面，近右端为气门杆端顶面。由图9可知，距气门杆端86～92 mm处的颈部区域温度最高，达685℃，其次是密封锥面，其温度为619℃。进一步计算可得机械应力和热应力，如图10所示。图10中横坐标左端为气门盘部底面，近右端为气门杆端顶面。由图10可知，密封锥面最大热应力为137 MPa，颈部区域最大热应力为53.9 MPa，杆端部第3锁夹槽机械应力达164 MPa，距颈部区域82 mm附近的机械应力为本区域最高，达78 MPa，颈部区域中最高温度处的机械应力为62 MPa。机械应力和热应力同时作用于气门上，将气门上所受的应力线性相加，得到合应力。密封锥面区域最高温度619℃处对应的合应力为178 MPa，颈部区域最高温度685℃处对应的合应力111.1 MPa，颈部区域679℃位置对应的合应力为该区域的最大应力，其值为114 MPa；杆端部锁夹槽部位合应力较大，为184.3 MPa，而锁夹槽处温度仅为147℃。以上合应力在气门上的位置示意如图11所示。

根据SAE J775标准中材料本身高温下的蠕变强度，结合计算得到的合应力值，计算空心排气门安全系数，计算结果如表2所示。由表2可知，颈部最高温度区安全系数最低为1.46，风险最大，与空心排气门断裂部位相吻合。表2中材料许用强度是指各区域在一定温度（见图11）下，经过1 000 h后抗蠕变的强度。

图9 气门温度

图10 气门机械应力和热应力

图11 气门温度及合应力

表2 排气门安全系数计算结果

由有限元分析结果可知，排气门在颈部区域温度最高，在机械应力和热应力的同时作用下，排气门在该区域安全系数最低，存在较高的失效风险，这与实际的开裂位置相一致。虽然在该区域，瞬间及持续的高温热冲击未达到材料的再结晶温度，金相组织未出现明显高温迹象亦证实了这一点，但是排气门本身由于高温、热应力、机械应力的综合作用导致其本身抵抗外界苛刻环境的能力降低，材料的耐疲劳耐应力性能被削弱，气门发生机械疲劳开裂，与理化分析结果相吻合。在高频的交变热应力及机械应力的同时冲击作用下，薄弱区域因应力集中而萌生微裂纹，继而疲劳扩展，并逐步向纵深扩展至最终断裂。

4 改进设计

根据设计经验，对薄弱区域进行优化，改变气门颈部结构，加粗和抬高颈部部位，并在保证冷却的前提下减少杆部充钠孔横截面面积。综合考虑生产企业的加工能力，最终确定颈部区域增加锥角，大小为6°，充钠孔直径由Φ3 mm改为Φ2.8 mm。

对优化设计后的排气门进行有限元分析，边界条件设定与改进前的一致。改进后的排气门温度、机械应力和热应力，如图12～13所示。图中横坐标左端为气门盘部底面，近右端为气门杆端顶面。

图12 改进后气门温度

图13 改进后气门机械应力和热应力

锥面区域最高温度617℃处对应的合应力为159.5 MPa，颈部区域最高温度685℃处对应的合应力为95.3 MPa，颈部区域674℃位置对应的合应力为该区域最大，其值为105.1 MPa，杆端锁夹槽位置的合应力基本没有变化。以上合力在气门上的位置示意如图14所示。根据有限元分析得到，最危险的气门颈部区域和密封锥面区域的安全系数都由于设计的改进得到了提高，如表3所示。表3中材料许用强度是指各区域在一定温度（见图14）下，经过1 000 h后抗蠕变的强度。

图14 改进后气门温度和合应力

表3 改进后排气门安全系数计算结果

对气门进行设计优化后，该颈部区域仍然为最薄弱区域之一，但安全系数由1.46提高到1.71，提高了17.1%；气门各区域位置的热及机械的综合应力分布得到分散缓解，颈部最大应力区安全系数提高了14%，密封锥面区域安全系数提高了12.9%。最终，改进后的空心排气门顺利通过了开发试验及严苛的台架耐久试验。这也证实适度提高颈部锥角、合理降低充钠孔直径的优化设计，可以在一定程度上帮助气门颈部区域提高强度，同时不影响其他诸如充钠孔的散热要求等。由有限元分析得到的安全系数可以反过来支撑和完善气门的理论模型。这说明有限元分析在气门优化前后的计算十分有帮助。