某船用中速發動機連桿斷裂故障分析及改進

王厚權，李德華，柳海濤，周偉，徐志遠

濰柴動力股份有限公司，山東 濰坊 261061

0 引言

連桿是發動機的核心零部件之一，連接活塞和曲軸，工作時承受氣體壓力、往復慣性力、旋轉慣性力、裝配預緊力等復合作用，易發生斷裂失效故障，在設計和試驗驗證過程中，連桿可靠性至關重要[1]。船用發動機因使用環境和用途的特殊性，對發動機連桿等核心運動件可靠性要求比道路用、非道路固定式發動機更為嚴格，如果連桿出現斷裂等可靠性故障，嚴重時會造成發動機報廢，導致船舶在海上或內河中失去動力。

疲勞斷裂作為連桿的一種典型失效模式，可以運用多種技術手段進行風險識別。設計階段可以運用有限元結構仿真計算，評估三維模型的強度和疲勞安全系數，對風險位置進行設計改進，滿足仿真評估要求后再進行樣件制造；產品開發階段可以通過疲勞試驗對風險進一步識別，考核通過后進行整機試驗及產品量產[2-4]。

本文中針對某船用中速發動機在進行連桿疲勞試驗時出現的連桿大頭螺紋孔處的斷裂故障，通過對故障件分析和仿真計算，查找故障原因，并對連桿材料和制造工藝進行優化。

1 連桿疲勞考核試驗過程及故障

1.1 疲勞試驗考核方法

連桿在運轉過程中，主要受氣缸內燃氣壓力和活塞組以及連桿自身慣性力的影響。對連桿進行疲勞試驗考核時，通常采用恒定負荷比法對連桿大頭和小頭分別進行拉、壓交變載荷試驗[5]。考慮樣件的一致性以及確保連桿具備足夠的安全余量，至少需要以最大拉伸和壓縮力的1.6倍對連桿施加交變載荷，連桿大頭和小頭最大拉伸和壓縮力根據公式(1)～(8)計算[6-7]。

連桿上的最大燃氣壓力

(1)

式中：pmax為最大爆發壓力，MPa；d為氣缸直徑，mm。

連桿大頭上的旋轉慣性力

Fr=mrrω2，

(2)

式中：mr為連桿旋轉質量，kg；r為曲柄半徑，mm；ω為曲軸角速度，rad/s。

連桿大頭上的往復慣性力

Fj1=(mj+mp)(1+λ)rω2，

(3)

式中：mj為連桿往復質量，kg；mp為活塞組質量，kg；λ為連桿比(曲柄半徑與連桿中心距之比)。

連桿大頭上的最大拉伸力

Fz1=Fr+Fj1。

(4)

連桿大頭上的最大壓縮力

Fd1=Fr+Fj1-Fg。

(5)

連桿小頭上的往復慣性力

Fj2=mp(1+λ)rω2。

(6)

連桿小頭上的最大拉伸力

Fz2=Fj2。

(7)

連桿小頭上的最大壓縮力

Fd2=Fj2-Fg。

(8)

基于合金鋼材料屬性，分別對連桿大頭和小頭進行107次循環試驗，拉、壓載荷分別按正弦波加載，試驗頻率為15 Hz，試驗通過電液伺服疲勞試驗機完成。

1.2 故障現象

某船用中速發動機在進行連桿疲勞試驗考核時，3件連桿樣件中有2件在試驗過程中出現了連桿大頭斷裂失效的情況，均為大頭螺紋孔的盲孔側出現了斷裂，斷裂連桿外觀如圖1所示。

圖1 斷裂連桿外觀

2 失效分析

對故障件進行宏觀斷口分析，故障件宏觀形貌如圖2所示。用掃描電鏡進行斷口觀察，故障件低倍形貌如圖3所示。

圖2 故障件宏觀形貌 圖3 故障件低倍形貌

由圖2、3可知：2個故障件宏觀表相一致，整個斷面與軸向呈45°，斷面位置有明顯的摩擦擠壓痕跡；整個斷口有疲勞源區和疲勞擴展區，疲勞源區位于中部螺紋孔位置中的紅色箭頭處，呈現多源特征，源區摩擦擠壓嚴重，未發現明顯冶金缺陷；斷面上有明顯的擴展紋路(圖2中綠色箭頭所示)和“海灘狀”的疲勞貝紋線(圖3中紅色箭頭所示)，貝紋線的圓心指向圖中螺紋孔位置，擴展紋路也在該處匯聚。

對故障件進行金相組織檢驗(500倍電鏡掃描)，檢測結果為回火索氏體，符合調制鋼調制組織1級標準[8]，故障連桿金相組織如圖4所示。

圖4 故障連桿金相組織

對故障件進行化學成分分析，分析結果如表1所示。由表1可知：故障件材料化學成分符合35CrMoA材料牌號化學成分要求[9]。

表1 故障件化學成分及其質量分數 %

通過對故障件的斷口分析、金相組織檢驗和化學成分分析得出，連桿斷裂是由于螺紋孔螺紋底部位置應力較高、結構疲勞強度不足引起的，呈現多元疲勞起裂，并向其外側擴展。

3 故障原因分析

根據連桿故障模式和斷裂位置，對連桿設計階段的有限元仿真計算過程進行查核，連桿的三維模型通過Creo軟件創建，使用Hypermesh軟件對三維模型進行網格處理，通過ABAQUS軟件對網格模型施加邊界條件，計算強度和應力分布，使用Femfat軟件計算疲勞安全系數[10-11]。查核計算所用三維模型、計算參數和邊界條件均準確無誤。

設計時仿真得到的連桿螺紋全局模型疲勞安全系數云圖如圖5所示。由圖5可知：連桿螺紋孔處最小疲勞安全系數為1.17，滿足疲勞安全系數大于1.1的評價標準，但該處位置疲勞安全系數接近限值。

圖5 連桿螺紋全局模型疲勞安全系數分布

由于進行仿真分析的模型一般對螺紋孔進行簡化設計，通過仿真計算，該處疲勞安全系數為1.17，雖然滿足大于1.1的評價標準，但在網格模型中螺紋孔位置因與連桿螺栓建立綁定接觸會導致應力變化，仿真結果并不準確。因此從連桿模型中提取螺紋孔處子模型，細化螺紋特征，對子模型進行網格處理，子模型通過調用全局模型應力分析結果中邊界上的位移作為驅動變量[12-13]，對子模型單獨施加邊界條件，運用子模型計算方法，減小模型處理量和計算規模，計算得到的強度和應力分布更接近實際受力狀態，疲勞分析結果更加準確[14-15]。螺紋子模型的網格模型如圖6所示，仿真得到的螺紋子模型疲勞安全系數如圖7所示。由圖7可知：螺紋中部位置的最小疲勞安全系數為1.05，不滿足標準要求，該部位與連桿實際疲勞斷裂位置基本吻合。

圖6 連桿螺紋子模型 圖7 連桿螺紋子模型疲勞安全系數分布

4 改進及驗證

4.1 改進措施

解決零部件疲勞強度不足通常從2方面入手：1)提高零部件本身材料機械性能和疲勞強度；2)改進零部件局部結構或加工工藝，提高局部抵抗疲勞故障的能力。2種措施可單獨采取也可同時使用，為提高改進成功率，此次同時采取了2種改進措施。

4.1.1 提高材料性能

將連桿材料由35CrMoA更改為42CrMoA，2種材料機械性能如表2所示。由表2可知，相比35CrMoA材料連桿，42CrMoA材料連桿的整體疲勞強度提升了10%～15%。

表2 材料機械性能

4.1.2 改進加工工藝

圖8 子模型疲勞安全系數分布

將連桿螺紋孔螺紋加工由普通切削改為擠壓工藝，通過擠壓絲錐擠出的螺紋為無屑加工，經過擠壓成型的螺紋金屬表面發生塑性變形，螺紋金屬纖維并不斷裂，且螺紋粗糙度小[16]，相對切削工藝螺紋疲勞強度可有效提高10%～20%。

對改進后的連桿進行子模型有限元疲勞強度計算，子模型疲勞安全系數云圖如圖8所示。由圖8可知：疲勞安全系數得到了顯著提升，最小疲勞安全系數由1.05提升到1.35，滿足大于1.1的限值要求。

4.2 試驗驗證

對改進后的連桿進行樣件制造，重新對連桿大頭進行疲勞試驗，試驗條件與之前完全相同。3件試驗樣件均一次性通過了107次循環考核，沒有發生連桿斷裂故障，改進措施有效。

5 結論

1)連桿螺紋孔處結構疲勞強度不足導致連桿出現疲勞斷裂，根本原因為設計階段沒有識別出連桿螺紋孔處存在疲勞安全系數低的風險點；采用機械性能更高的連桿材料，螺紋加工由普通切削改為擠壓工藝，可以有效解決連桿斷裂問題。

2)進行連桿三維建模時，通常對螺紋孔進行簡化設計，如果連桿全局有限元計算仿真時螺紋孔處疲勞安全系數小于1.2，建議對該處進行子模型計算，以便更準確地識別疲勞風險點，避免模型準確性導致的計算誤差，此建議同樣適用于發動機中受循環負載的氣缸蓋、曲軸主軸承等其它關鍵零部件。