摘要：通过现场拆机查看，找出某型号柴油机捣缸故障件，解析故障机理；对连杆部件进行强度计算，提出了相应的改进方案并进行了跟踪验证，结果表明，改进后的连杆部件能够满足该型号柴油机的可靠性验证。
关键词：柴油机；捣缸；连杆部件；轴瓦
1 背景
某型号柴油机所用连杆为常见的平切口式连杆，连杆体与连杆盖结合靠定位销定位。在连杆轴瓦的剖分面上冲出高于钢背面的定位凸键，装配时与连杆大头和连杆盖上的相应凹槽配合，可防止连杆轴瓦在工作中发生转动或轴向移动。连杆材质为40Cr，连杆螺栓材质35CrMoA，抗拉强度980MPa。在考核500小时可靠性试验时，进行到219小时时，出现捣缸故障，导致试验暂停，经技术人员现场拆机查看，得出结论为连杆断裂导致。图1所示为捣缸的发动机机体、图2断裂的连杆、图3所示为断裂的活塞、图4为磨损的连杆轴瓦。
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图1 捣缸后的发动机机体 图2 断裂的连杆
图3断裂的活塞 图4 磨损的连杆轴瓦
2 故障分析
2.1 原因分析
针对上述故障，通过技术人员现场查看情况，初步判断连杆为故障件。根据试验拆机人员所述拆机时连杆螺栓有松动。以连杆断裂为源头展开分析，列出所有可能的问题：
a.连杆工字梁强度差导致杆身变形，造成连杆断裂；
b.连杆杆身弯曲，造成活塞与气缸、轴瓦与曲柄销的偏磨；
c.连杆螺栓预紧力小或旋合长度小，工作中松动，导致轴瓦间隙变大，连杆大头变形使连杆螺栓承受附加弯矩，大头孔失圆使轴瓦因油膜破坏而烧损；
d.连杆螺栓强度低造成的连杆螺栓断裂。
2.2故障排查
通过计算，利用哥德曼图检验杆身强度，通过计算
2.2.1.3 哥德曼图检验杆身强度
连杆材料 40Cr
硬度HB223时，
最小的最大抗拉强度 UTS=100 kgf/mm2
疲劳极限 σf=0.25σb=25 kgf/mm2
额定功率时，超出安全系数1.5范围，安全系数约1.2存在隐患，但是，考虑计算时按140kgf/cm2,已经包含风险因素，同时数值未超出材料疲劳强度极限，因此强度满足要求。用Rankine--Gordon法检验在连杆运动平面的极限抗弯系数为1.94，大于1.5倍的安全系数，满足使用要求。
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2.2.2 连杆螺栓强度校核
计算按Ricardo DP.16122进行，安全系数：连杆螺栓的安全系数要求>2。
计算工况：按柴油机最大设计转速超速30%，即2592×130%=3369.6r/min进行，按3370计算。
往复质量 Wrecip= 1.43kgf
旋转质量 Wrot =0.86kg kgf
连杆盖质量 WC =0.296 kgf
根据DP.16122A，连杆惯性力为：
Fi=1.12（n/1000）2 r［（Wrot- WC）+ Wrecip（1+r/L）］kgf
式中：r----曲柄半径50mm；
L----连杆长度155mm；
n----超速转速3120r/min；
∴Fi=1.12(3370/1000)2×50×[(0.86-0.296)+1.43（1+50/155）］
=1560.7kgf
每只连杆螺栓受到的负荷为：
Fi＇= Fi/2=1560.7/2=780.35 kgf
轴瓦挤压负荷（由DP.16122A）为：
FC≈2×22×Ab
式中： Ab----轴瓦钢背横截面积
Ab =（24-0.5×2）×［2-（0.2～0.45）］=35.65～41.4 mm2
∴FC≈2×22×（35.65～41.4 ）=1568.6～1821.6 kgf
每只连杆螺栓承受的轴瓦负荷为：
FC＇= FC/2=（1568.6～1821.6）/2=784.3～910.8kgf
连杆螺栓的紧固力
连杆螺栓M10×1，材料为35CrMoA，其性能等级不小于10.9级，为安全起见按照10.9 级进行计算,根据GB/T3098.1，M10×1，10.9级螺栓的保证载荷为5459 kgf (53500N)
螺栓紧固到70%保证载荷时的固紧力
Fb=70%×5459=3821.3kgf
安全系数（Fb- FC＇）/ Fi＇=（3821.3-784.3）/780.35 ≈3.73～3.89> 2
故连杆螺栓是比较安全的。
连杆螺栓要求的扭矩
T=1/5 Fbd
=1/5×3821.3×10=7642.6 kg.mm≈74.9N.m
根据QC/T 518汽车用螺纹紧固件紧固扭矩标准计算，M10×1螺栓扭矩为49.53N.m，查阅该机型装配及调整技术要求，连杆螺栓扭矩为50±5N.m，数值偏小。
2.2.3 连杆轴瓦校核
连杆瓦内圆表面出现局部合金剥落、沿运动方向的长擦痕和小凹坑，还有一片连杆瓦随轴转动导致严重磨损。
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原因分析
2.2.3.1 根据照片看出，出现严重磨损瓦的连杆和连接螺栓断裂。
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2.出现此次失效的原因是螺栓锁紧力不足或螺栓强度不足，导致轴承座紧固载荷不足，使轴瓦与座孔配合过盈量不够，在工作负荷作用下两者的贴合表面发生长时间的微幅相对运动，导致连杆瓦随轴转动，随着时间加长，最终导致连杆和螺栓断裂。
3.其他连杆瓦出现局部合金剥落、沿运动方向的长擦痕和小凹坑，是在上述连杆瓦出现微动磨损后致使其他连杆过载，破坏油膜的建立，出现偏磨和干摩擦，使合金产生热疲劳发生合金剥落，在合金剥落后随轴进入液压油，剥落合金随液压油进入其他连杆中，使其他连杆瓦合金表面出现沿运动方向的长擦痕和小凹坑。
由上述排查结果可知，连杆断裂是由连杆螺栓松动导致，而螺栓松动的根本原因是螺栓预紧力小和旋合长度小。
2.3 连杆螺栓松动原因分析
针对连杆螺栓松动的问题，本文对照文献［1］进行了分析。
2.3.1上述连杆螺栓为全螺纹结构，法兰盘无倒角，螺栓紧固后盘面变形，导致接触面减小，易松动。见下图5连杆螺栓紧固后盘面外圆接触。
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图5连杆螺栓紧固后盘面外圆接触
2.3.2连杆螺栓旋合长度校核
连杆螺栓总长L=55 0 -0.4，螺纹孔口倒角1×45°，螺纹末端倒角1×45°，有效长度=54 0 -0.4，
L1=9（m级自由公差±0.2）,
L2=25（m级自由公差±0.2）,
L3=29（m级自由公差±0.2），
L2+L3=54±0.4， L3+L1加螺纹孔口倒角=39±0.4， 有效螺纹=L2-L1-螺纹孔口倒角倒角=15±0.4， 有效旋合长度=14.2-15.4；
有效旋合长度小。
3连杆螺栓改进
3.1连杆螺栓材质由35CrMoA改为42CrMoA。螺栓总长不变，螺纹长度30mm，可满足旋合要求。
连杆螺栓强度校核：
连杆螺栓M10×1，材料为42CrMoA，其性能等级不小于12.9级，为安全起见按照12.9 级进行计算,根据GB/T3098.1，M10×1，12.9级螺栓的保证载荷为6398 kgf (62700N)（1kgf=9.8N，1kg=9.8N）
螺栓紧固到70%保证载荷时的固紧力
Fb=70%×6398=4478.6kgf
安全系数（Fb- FC＇）/ Fi＇=（4478.6-784.3）/668.2 ≈4.57～4.73> 2
∴连杆螺栓是比较安全的。
连杆螺栓要求的扭矩
T=1/5 Fbd
=1/5×4478.6×10=8957.2kg.mm≈87.8N.m
∴连杆螺栓扭矩定为90±5 N.m。
3.2连杆体
材质同φ1由φ10.6±0.1改为φ10.5+0.1 0；L1长度9mm改为6+0.2 0mm。
L1=6+0.2 0，L2=25+0.1 0，L3=29±0.1，螺纹孔口倒角120°,螺纹孔口损失旋合长度=0.64，L2+L3=54±0.2
有效旋合长度=18.3～19.1
3.3连杆盖
φ2由10.6±0.1，改为10.5+0.1 0；C1由 0.6+0.2 0×45°改为0.5+0.2 0×45°，增大了螺帽端与连杆盖的接触面积。
4 跟踪验证
采用改进后的连杆方案重新制作柴油机，通过了试验台架验收，试验过程中未出现连杆断裂，试验结束后拆机，未发现连杆螺栓松动。
5 结束语
a.柴油机捣缸故障出现，是由连杆断裂所致，而连杆断裂是由连杆螺栓松动引起的。
b.连杆螺栓设计时需要考虑运行工况等选择合适的结构及材质，不能仅按照普通螺栓标准进行设计。
c.在试验过程中出现故障，及时组织人员进行现场评审，可以更快速了解故障现场，更高效的解决问题。
d.经过试验验证，改进方案合理有效，能够满足某机型可靠性使用需求。
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