在这项工作中，进行柴油机的排气门的故障分析。受损的发动机零部件的直接观察表明在排气门的断口有裂纹和典型的疲劳断裂等并发症发生。起始区裂纹附加观测表明，裂纹起源不包括材料缺陷或腐蚀产物。为了解释气门过早损坏的原因，利用非线性有限元进行分析。简化阀系统的离散模型由导向阀，提升阀和阀座面组成并被定义。在数值分析中气门弹簧所产生的机械力和热负荷造成的非均匀温度场同时被定义。非线性静力分析的结果表明，在发动机没有任何干扰时，在气门的临界区的最大主应力值低。对损坏的发动机缸盖的另一个（非缺陷）阀的检查表明，碳不规则的沉积在阀面上。对积碳阀进行应力分析的结果表明，在阀杆产生高弯曲应力。
1．绪论
在汽车工业中，活塞式发动机是常用的。现在的趋势是增加发动机功率。同时，为了减少燃料消耗和降低有害物质的排放，发动机的容积往往需要降低。上诉设计的假设促使现代活塞发动机的零部件要承受高的应力。
气门系统是柴油机的主要部件之一。在发动机工作期间，通过提升阀的打开与关闭来连接发动机的气缸和排气歧管。排气门承受复杂的热机械负荷，当气门关闭时，机械负荷是由气门弹簧引起的。
排气门有与热废气接触使温度可以高于700℃。在发动机的工作期间发生在排气门处的非均匀温度场与热负荷有关。较高的工作温度降低了气门材料的疲劳和静态性能。由于上述原因，排气门属于发动机一个关键部件（从疲劳角度）。
活塞式发动机的阀的应力和分析在几个研究著作被描述。在工作中进行一台两冲程柴油机9个月工作后受损的故障分析。结果，涡轮增压器、活塞顶、气缸盖、喷油器和一个气缸的排气阀都受损非常严重。研究表明，损坏的发动机部件的各种断裂机制，如热裂缝，晶间断裂和高周疲劳。
二冲程柴油发动机实验研究的结果（使用两种不同类型的机油添加剂的润滑油）在工作中展示。在本文中，作者的注意力都集中在侵蚀，腐蚀和排气阀深蚀的问题。论文中提出了在运转过程中柴油机排气阀损坏的故障分析。阀头部材料中的层状结构是导致排气阀疲劳失效的主要原因。瓦克夏P9390GSI汽油发动机的排气阀杆的失效问题的工作[中被提出。
硬度的显著降低表明，该阀因为过热而导致失效。对金属型铸造得到的TiAl合金的气门的疲劳试验结果在工作中被展现出。钛合金作为生产发动机气门的替代材料是因为它具有低的密度。由于这种气门具有较小的质量，使减少的惯性载荷和应力值在气门杆中被观察到。
阀门的复杂分析研究（考虑气门头部热变形）在工作中被提出。作者描述了汽油机排气阀断裂问题。阀杆的临界断裂带是在最高温度下被观察到的。本文的另外一个结果是在阀门中的机械，热和动载荷发生的应力分布。作者表明，发动机缸盖的非均匀变形 (常见于气门座)是阀杆出现弯曲应力的原因。这种现象会导致阀门的疲劳寿命降低。
在工作中提出了发动机缸盖的应力和失效的分析。发动机缸盖形成的非均匀温度场是应力集中和缸盖的阀座出现裂纹的主要原因。
发动机气门失效的论述在论文被提出。根据作者的观点，阀门失效的主要原因是：过热，材料的耐高温强度降低、氧化、腐蚀、磨损和冲击载荷。作者在工作中表明，阀门最关键的区域的（从断裂的角度来看）是阀门的头部和杆身。
在许多论文中只有静态负载被考虑。在工作中进行了复合阀动力系统的研究。作者进行了一项复杂的实验，其中凸轮轴由一台电动机进行驱动。采用应变力测量仪的读数作为阀杆动态力测量的结果。此外，阀头部的加速度使用压电传感器进行测量。其他研究结果表明，振动对许多零件的疲劳寿命，同时在航空业都有消极的影响。
研究提出的主要目的是对柴油机排气门的故障进行分析。这项工作附加的研究目的是对活塞式发动机的排气阀的应力状态和对复杂的热机械载荷的测定。
2．发动机损坏部件的问题描述和外观检查
汽车行驶230000公里的时候柴油机会发生故障。损坏的涡轮增压4缸活塞式发动机有1.9厘米容量和110马力的最大功率。根据该服务专家的意见，这款发动机的排气门在更多的公里处发生疲劳失效（60000-90000公里）。
这款发动机发生故障后被拆卸。在发动机缸盖的一块排气阀被发现，第二块损坏的阀门被打入活塞顶面。高强度的冲击造成活塞发生大面积塑性变形。结果，所有的活塞环也被压缩变形。在图3a与活塞的断阀头部碰撞后产生的凹槽清晰可见。第三块损坏的阀门（头）在发动机维修过程中丢失，因为这个原因在这项研究中没有显示。
直接观察损坏部分的疲劳磨损痕迹可以看出仅仅只有的阀杆断裂是典型的疲劳破坏。表明仅仅在这个区域极为关键。在阀门的A节断裂之后，阀杆的头部的部分留在气门导管内。阀门底部移动到活塞和发动机缸盖之间。阀门的头部紧接着旋转。之后阀门的底部在B节首先受影响而发生静态断裂，其后，部件号2被打入活塞内部。
对阀门临界断裂的检验显示存在几个不同区域。初裂原点位于阀门断裂的顶部。疲劳磨损存在的D区域占据阀杆截面积的60%。当第一次裂纹出现在D点前的时候，第二断裂点从E点开始，接着，两裂纹同时传播（在D和F的区域）。断裂的G区位于两条虚线之间。
使用光学显微镜的得到的疲劳断裂D和F区域的照片亮度有明显的差异（图4b）。D区域的颜色较暗说明最先进行腐蚀作用。基于这一观察结果，可以得出第一条裂纹是在C点开始。
临界疲劳断裂点（图2中的区域）位于阀门头部表面底部（平面）向上的23毫米处。
从图5a中可见第一裂缝的成因没有包含腐蚀产物和材料缺陷。图5b给出的条纹表明排气阀的失效与材料的疲劳损坏相关。
气缸内存在气门底部部分（断裂）导致活塞对发动机缸盖造成影响。结果，发动机缸盖严重损坏（图6a）。冲击力是如此之大以至于活塞套筒的附近发生二次裂纹（图6b）。在所描述的发动机中，以下部分也被损坏：连杆、喷油器和火花塞。发动机的维修成本（阀门发生故障后）是非常高的。
3．阀门的热机械应力数值分析
3.1阀门模型、载荷和边界条件
使用Patran程序对阀座段建立参数化模型和进行导向说明。图7呈现的阀门的离散模型包含15537节点和13952 HEX-8的元素。气门导管的相邻表面和阀杆接触面之间被定义。导管的接触表面和杆身之间的间隙是0.02毫米。在接触定义中使用了库仑理论。在阀座面和阀面之间引入二次接触（图7）。所有接触表面之间的摩擦系数被定义为0.05。阀座的外表面和气门导管是固定的（图8）。
在发动机的工作过程中排气阀与热气体接触。在阀门处于关闭位置时，阀门头部从气缸侧面加热，但阀面与较冷的阀座接触。因为这个原因，在气门头部的外部区域上观察到一个较低的温度。在阀门处于开启位置（图9a）时，阀杆的中心部分是由热的废气加热。
杆身的顶部部分与与冷的气门导管接触。这将阀门最高温度区位于杆身的中心部分。图9b展示了阀门在所述第二负载的情况下定义的非均匀温度场。这个温度场被定义为在圆柱坐标系中两个抛物线函数的总和。温度的最大值(700 C)取自文献。最高温度区位于从阀门头部平面大约18毫米对称轴处。
第三负荷情况考虑这项工作包含产生弹簧力造成的机械负荷 (图8)和非均匀温度场(图9 b)。表示在这种负荷的情况下，发动机的工作过程中所产生的复杂的机械热负荷。作用于阀门头部的压力（在阀门关闭时气缸的侧面）被忽视，因为这种负载不影响阀杆上的应力状态。
3.2 气门和导管的材料
分析所用的排气门是214N的气门用钢材制作。214N钢的化学成分见表1。表2是在高温下测定214N钢的屈服应力（YS）和极限拉伸强度（UTS）的数值。这项工作的材料模型被定义为线性弹性。在热应力分析中，考虑了杨氏模量和热膨胀系数随温度的变化而变化（表3）。气门导管是用硅青铜制成（杨氏模量：105 GPa，极限拉伸强度：745 MPa，屈服强度：415 MPa，热膨胀系数α= []（20—300°C））。
3.3应力分析结果
在这项工作中，有限元分析求解器用于阀门的热机械应力分析。为了解决这一问题，非线性有限元分析的方法（牛顿 - 拉夫逊法）也被采用。所有的结果，兆帕（MPa）被用来描述应力场的主单位。
如果材料是拉伸或压缩，冯•米塞斯压力分布不显示。由于这一事实,本文对最大的主应力分布进行了分析。这种压力从疲劳强度的角度来看是特别有趣的，因为大部分的拉伸应力被用于裂纹的产生和扩展。
图10显示出只有弹簧力（无温度）作用的气门上最大应力分布。从图中可以看出，最大应力的区域位于阀杆的中心部分。这个区域覆盖了裂纹的区域（图2）。最大拉应力值（弹簧力产生）等于3.93 MPa（1.5%屈服强度（YS）和214N钢在700°C）。由静弹簧力引起的应力值较小与阀门的过早失效无关。
论文中展示的研究结果表明在阀门闭合时刻的动态应力（从动态阀系统所得）是其静态值的5倍左右。根据工作的结果，最大应力是图10显示（弹簧的静态力产生）读数乘以5所得到的数值。给出的19.65MPa数值作为动态压力值修正值。估算动态应力相对较小(材料屈服应力的7.9%),不能作为研究气门早期疲劳断裂的原因。
第二负载的情况下的非均匀温度场被定义（图9b）。有限元计算结果表明，在阀门只进行热载荷时，最大主应力（12.7MPa）区域位于阀门头部的外部（图11）。在阀门的临界断裂区，观察到的热应力值较小（约1.58MPa）。
第三负载状况由气门弹簧产生力（图8）和热负荷区（图9b）构成。这种负载工况下计算的结果在图12中呈现出来。从该图中看到的，除机械和热负荷的总和外，最大主应力等于12.2MPa。断裂区临界拉应力（图2的A部分）在3.73-4.67 MPa范围内。
3.4发动机阀门的应力分析和不完全燃烧过程
上一章的计算结果表明，在不干扰的情况下，发动机的工作过程中在排气门观察到的小的应力。这意味着一些附加的现象引起了排气阀的疲劳破坏。对损坏的阀门进行了硬度测试（使用洛式法），观察到沿损坏阀阀杆HRC值有小范围的波动（27-30 HRC）。因此，阀门的过热被排除在进一步的调查研究之外。
从损坏的发动机缸盖拆卸下来的另一个阀（图13a）的观察表明，在排气阀面部（图13a）存在积碳。碳粒子的大小约为0.5×2.5×3.5毫米。后观察一个新的数值模型与一个额外的元素(积炭)定义(图13 b)。碳粒子和阀座面上的第三个接触对也被定义。在4个负载情况下的模仅仅阀门弹簧加载。这种负载的情况发生在发动机冷机起动后的排气门中。
图14显示,存在碳粒子的排气阀是受到弯曲。非线性接触分析的初步步骤是在阀头部的顶部（在积碳附近）第一时间激活。在弹簧力增加的过程中阀门向左移动。于此同时阀门头部向下移动。由于复杂的变形，在阀杆上产生弯曲力矩。最后一步的分析(图14)与阀门接触两个小区域(阀座底部和碳粒子)。在阀门的顶部有拉应力产生。由于0.5mm厚的碳沉积物的存在导致一个冷的阀拉应力的最大值可到到151MPa。
发动机起动几分钟后，阀门中出现稳定的温度场。第五个负载的负荷情况由热负荷的(图9 b)和弹簧力(图8)组成。该负载工况代表积炭热阀的工作工况。该阀被工作温度加热后（500-700°C）材料的杨氏模量约比在室温下测的杨氏模量小1.6-2倍左右。热阀杆的弯曲刚度较低会导致在此情况下，最大抗拉应力减少到111MPa（图15）。
图15 K-L段可以明显看出位于阀杆表面。进一步研究这一部分下面的参数：最大主应力，局部温度和阀材料的屈服强度（作为温度的函数）将在沿K-L段做出详细分析。对于L:26毫米，K节点位置点的值是0毫米。
图16显示阀杆的断裂区(节点位置:12毫米)和不重叠的最高温度区(节点位置:20 mm)。此外，临界断裂带（阀门拉应力值为100MPa地方）不在不重叠的最大主应力区（111兆帕，对节点位置为6毫米，图16B）。
为了解释阀门失效的原因（尤其是断裂带的位置），我们引入附加系数S。这个公式（3）表示阀门局部应力和阀门材料的屈服应力（取决于温度）值之间的关系：
方程式（3）定义的因子S与阀门材料的实际工作有关。图16所示的分析结果表明，最大主应力区（111兆帕，节点位置：6毫米）阀门材料温度为600℃。在这一区域阀门材料的S因子值为0.36（图16c）。在该区域的最大温度（700℃，节点位置：20毫米）相对的应力非常小（约70兆帕）。它会导致在S因子具有较低的值（0.27）。S因子达到最高值（0.37-0.38）时节点位置在8-12毫米的范围内。这意味着阀杆的临界断裂区域压力值达到材料的屈服强度的37%左右。研究呈现的结果表明，疲劳裂纹在材料的最高工作的区域开始，阀杆弯曲伴随积碳的形成。
总结
这项研究是对柴油机排气阀的断裂问题进行了研究。损坏的阀的直接观察表明，在发动机的工作过程中，2条疲劳裂纹开始形成。为了解释阀门的过早断裂的原因，对阀门、阀座和气门导管组成的有限元模型进行了定义。作为非线性分析的结果，得到在不同的负载情况下的排气阀的最大主应力分布。
根据实验结果，制定了以下结论：
1.由阀的弹簧力加载的最大主应力等于3.93 MPa（材料屈服强度1.5%）。工作的结果表明，在阀门关闭的时刻的动态应力是这项工作中计算得出静态值5倍左右。
2.不均匀温度场产生的最大应力值为12.7 MPa。最大热应力的区域位于阀门头部。在阀门（杆身）的断裂区域中的热应力值只有1.58兆帕。
3.热力和机械载荷的叠加导致阀门头部区域的最大应力值减少到12.2 MPa。在临界断裂区域（杆身）的拉应力约等于4兆帕。
4.第二个排气阀的仔细观察（从损坏的发动机缸盖拆卸）揭示出不规则的碳沉积在气门的工作面。在阀杆处观察到沉积有0.5毫米厚的碳的热阀门进行数值计算的结果表明有一个大的弯曲应力（111兆帕）。
5.仅在发动机冷机启动后有沉积碳的阀门的弯曲应力值为151 MPa。
6.有积碳的阀门的工作量最大（与应力值和热阀门材料的屈服强度有关）则临界断裂区就形成了。
7.排气阀可以在发动机缸盖内自由旋转。此外积炭可以在发动机工作期间被嵌入阀座的不同部位。它可以解释阀杆二次疲劳裂纹的萌生（图4）。
8.汽车用户(在发动机被破碎损坏阀)指出发动机冷机启动时的大油耗和一些其他的问题。喷油器在恶劣条件喷射引起不完全燃烧过程的可能性提高导致产生在产生大量碳。阀门座面中的碳的不规则沉积（图13a）导致阀杆产生大的弯曲应力（图14，图15）。阀门上沉积的碳使阀杆产生的附加应力可能是我们研究所使用的气门过早失效的原因。
在今后的研究工作中，排气阀裂纹扩展过程中的数值模拟将予以考虑。为了解决这个问题，边界元法（BEM）或混合分析方法将用于阀门裂纹应力强度因子测定。
