18PA6B 型應急柴油機頂桿碎裂原因分析及預防

鄧信浩，曹 磊，劉朝福，葉光華

（福建寧德核電有限公司，福建寧德 352100）

0 引言

某核電廠采用成熟的中國改進型三環路壓水堆（CPR1000）技術，每臺機組配備2 臺應急柴油機，功能是在高壓廠用變壓器提供的正常電源和高壓廠用輔助變壓器提供的后備電源失效時，或發生安注動作時，為相應的專設安全設備供電，以確保反應堆安全關閉，保障一回路壓力邊界的完整性，防止放射性物質向外泄漏。2 臺應急柴油機的型號均為18PA6B，額定功率為6200 kW，額定轉速為1000 r/min，采用18 缸V 形布置。在對該核電廠的1 臺應急柴油機進行低功率試驗時發現，A3 缸進氣閥頂桿球接座碎裂。因為頂桿碎裂故障較為少見，所以對導致該故障的原因進行詳細分析，并提出相應的預防措施。

1 故障概況

18PA6B 型應急柴油機的進排氣閥頂桿連接凸輪軸和搖臂，將凸輪軸的旋轉運動轉換為頂桿的上下運動，進而控制進排氣閥按設計要求啟閉。在柴油機額定轉速下，頂桿往復運動的頻率為500 次/min，運動過程中主要克服進排氣閥的彈簧力，另外由于存在氣閥間隙，所以頂桿同時還承受一定的高頻沖擊力。頂桿在氣缸蓋中的位置見圖1，其球接座材料為合金結構鋼20CrMnTi（符合GB/T 3077—1999 標準），硬化層的深度和硬度分別為0.4～0.6 mm 和670～760 HV（維氏硬度）。

2016年3月5日該應急柴油機進行40%額定功率試驗時發現，A3 缸缸蓋處聲音異常，隨即緊急停運了應急柴油機。打開缸蓋罩殼檢查發現：進氣閥頂桿從進氣搖臂上脫開；頂桿球接座處開裂成兩半（圖2）；球接座與軸向約呈45°斜向開裂，上側端面開裂部位在中分面，下側端面開裂部位位于頸部R 角處，沿R 角處環向開裂的長度約為16 mm；脫出的頂桿在凸輪的作用下與搖臂碰撞，并將缸蓋罩殼打穿，罩殼上掉落的碎屑殘留在機體的肋板上。該柴油機頂桿投運至今已有174 h，共啟動了120 多次。

圖1 故障柴油機汽缸結構示意

圖2 頂桿碎裂情況

2 原因分析

根據該應急柴油機進氣閥頂桿的工作環境及運行工況分析，造成頂桿碎裂的原因可能有進氣閥傳動機構卡澀，頂桿彎曲，進氣閥間隙過大，以及頂桿球接座材料、裝配及加工制造等方面存在缺陷，下面將對這些可能的原因逐一進行分析。

2.1 進氣閥傳動機構卡澀

頂桿的作用是按設計工況定時開啟關閉進排氣閥，若頂桿下游的搖臂、閥橋卡死或進氣閥在關閉位置卡死，會造成頂桿因受力過大而彎曲或球接座因受力過大而開裂。現場檢查搖臂及閥橋，均未發現有卡澀現象；手動開啟、關閉進氣閥，進氣閥運動自如。因此，可排除因頂桿下游部件卡死造成頂桿球接座碎裂的情況。

2.2 頂桿彎曲

頂桿球接座為半徑12 mm 的內凹半球面，搖臂球接頭為半徑12 mm 的半球體，球接頭位于球接座內，確保頂桿不會脫出。在實際運動時搖臂球接頭與頂桿球接座軸向存在約5°的擺動幅度。頂桿彎曲將會改變搖臂球接頭與頂桿球接座間的配合，使頂桿球接座受力遠離其中心，頂桿受力偏離設計工況。拆檢時發現，該碎裂頂桿的彎曲度為0.35 mm，小于廠家文件要求的0.8 mm，因此可排除頂桿彎曲的因素。

2.3 進氣閥間隙過大

在柴油機的運行過程中，球接座、搖臂軸瓦等的磨損或進氣閥間隙調整螺母的松動將造成進氣閥間隙過大，從而使得在相同加速度下頂桿的加速時間變長，導致其撞擊到搖臂球接頭時的速度加快，頂桿球接座受到的沖擊力增大，因此更容易出現疲勞開裂。拆檢時發現，該應急柴油機的搖臂螺母未出現松動，復查間隙也未發現異常，因此可排除進氣閥間隙過大問題。

2.4 頂桿球接座自身的缺陷

2.4.1 材料缺陷

（1）熔樣成分分析。頂桿球接座的熔樣成分分析結果見表1，由表1 可知其化學成分符合GB/T 3077—1999 標準對低合金鋼20CrMnTi 的要求。

（2）硬化層硬度。按GB/T 4340—2009 的要求，在FM-700型維氏硬度計上對頂桿球接座硬化層進行小力值維氏硬度（HV1）試驗，測點距邊緣0.1 mm，各點相隔0.1 mm，試驗力為9.8 N，保持時間為15 s，測試結果見表2。由表2 知，頂桿球接座硬化層的硬度值滿足設計要求。

（3）基體硬度。按GB/T 4340—2009 標準，在HVS-50 型維氏硬度計上對頂桿球接座縱剖面從硬化層側沿縱向向遠端進行維氏硬度（HV30）試驗，試驗力為294 N，保持時間為10 s，測試位置如圖3 所示。測試結果見表3 和表4，從中可以看出：頂桿球接座基體（縱向和橫向）的硬度符合GB/T 3077—1999 對20CrMnTi鋼的要求，其中頸部R 角附近的硬度在378～398 HV 之間。

（4）金相檢驗。在頂桿球接座上采制金相試樣進行檢驗，測得晶粒度為7～8 級，符合GB/T 3077—1999 標準中“奧氏體晶粒度大于等于5 級”的要求。

根據以上檢測檢驗結果，可排除材料存在缺陷的情況。

表1 頂桿球接座的熔樣成分分析結果

表2 頂桿球接座硬化層HV1 試驗結果

圖3 樣品基體的硬度測點示意圖

表3 基體樣品軸向HV30 試驗結果

表4 基體樣品橫向和頸部R 角附近HV30 試驗結果

2.4.2 裝配缺陷

頂桿球接座與頂桿桿身之間的配合為過盈配合，安裝時通過液氮冷卻頂桿球接座同時加熱頂桿桿身，把二者裝配在一起。對損壞的頂桿進行檢查后發現，頂桿球接座和頂桿桿身之間可相對轉動，已無過盈量，此時頂桿球接座所承受的軸向力通過軸肩向頂桿桿身傳遞，軸肩R 角處存在剪切應力，如圖4 所示。

圖4 頂桿受力情況示意

根據《機械設計》[1]，頂桿球接座與頂桿桿身為最小過盈量時所能承受的軸向力F 為：

式中：d 為配合面的公稱直徑，取23 mm；l 為配合面的長度，取30 mm；f 為配合面的摩擦系數，取0.14[1]；p 為配合面間的徑向壓力，計算公式為：

其中，Δmin為過盈配合的最小過盈量（μm），因為球接座外徑尺寸為，頂桿桿身內孔尺寸為，所以最小過盈量為40 μm；E1、E2分別為被包容件與包容件材料的彈性模量，球接座材料為20CrMnTi，彈性模量為2.05×105MPa[2]，桿身材料為Q235，彈性模量為2.03×105MPa[3]；C1為被包容件的剛性系數，C1=（d2+d12）/（d2－d12）－μ1；C2為包容件的剛性系數，C2=（d2+d22）/（d22）－d2）－μ2；d1、d2分別為被包容件的內徑和包容件的外徑，d1=4 mm，d2=33.7 mm；μ1、μ2分別為被包容件和包容件材料的泊松比，μ1=μ2=0.3[1]。

通過計算可知，在最小過盈量下產生的摩擦力可承受45 kN的軸向力。根據廠家提供的數據，頂桿在一個循環周期內所承受的最大沖擊力為6.8 kN，遠小于過盈配合產生的摩擦力，也就是說在裝配良好的情況下，頂桿球接座軸肩R 角處不會受到剪切力破壞。

圖5 樣品斷口的宏觀形貌

對開裂頂桿球接座的斷口（圖5）進行宏觀觀察發現：斷裂部位無宏觀塑性變形；裂紋源區位于下端面頸部R 角處，終斷區位于上端面頂部；其余斷面均為擴展區，中部擴展區隱約可見疲勞弧線，斷口兩側明顯可見放射狀花樣和臺階。根據以上特征判斷，頂桿球接座的斷裂類型為高周疲勞開裂，源區位于下端面頸部R 角處，造成疲勞開裂的原因是在裝配不良的情況下，R角處受到了高頻剪切應力作用。

2.4.3 制造加工缺陷

對頂桿球接座頸部表面粗糙度以及樣品的主要尺寸進行測量，結果見表5。由表5 可知，頂桿球接座頸部表面粗糙度與設計圖紙不符。頂桿球接座表面粗糙度將會影響其疲勞強度。球接座表面的加工粗糙度越高，其疲勞強度就越低。從微觀機制角度解釋，表面粗糙相當于對表面的侵入和擠出，因此加快了疲勞裂紋形成的時間，降低了疲勞強度；從宏觀角度解釋，表面粗糙會造成微觀應力集中，從而使疲勞強度降低。因此，頂桿球接座表面粗糙度大也是造成其開裂的促進因素。

表5 表面粗糙度的測量結果

3 預防措施

通過以上分析，該應急柴油機頂桿碎裂的原因可排除氣閥傳動機構卡澀、頂桿彎曲、氣閥間隙過大、頂桿球接座材質不合格等因素。導致頂桿碎裂的主要原因為頂桿球接座和桿身的制造加工存在缺陷，即頂桿球接座和桿身失去過盈配合，使球接座軸肩承受高頻剪切應力而發生疲勞開裂，同時，軸肩R 角處粗糙度不合格也促進了球接座開裂。

為了避免類似故障再次發生，除了制造廠要加強尺寸和加工精度控制外，還需從以下3 個方面加強維護，才能最大限度地避免設備損壞。

（1）對于頂桿部件，除了要定期檢查頂桿彎曲度外，還要定期檢查頂桿球接座及桿身的配合情況。

（2）應嚴格按核電廠的運行管理規定執行機組的運行啟動任務，避免機組超速、超負荷運行；定期檢查，確保測速及超速保護系統正常運行。

（3）嚴格按檢修規程進行機組的檢修工作，頂桿的新備件在使用前要進行數據復測，在頂桿彎曲度檢測、氣閥間隙調整等關鍵工序應設置質量監督控制點。

4 結束語

柴油機頂桿碎裂故障較為少見。通過實際案例，從頂桿的受力、安裝、制造等方面進行驗證分析，得出頂桿碎裂的原因為頂桿制造加工缺陷。此項研究可為同類電廠在檢修類似設備及新備件監造過程中確定關注點提供參考，以避免類似故障再次發生。