5第二章 柴油机的结构和主要部件.docx

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5第二章柴油机的结构和主要部件

第二章柴油机的结构和主要部件

柴油机的主要部件是指燃烧室部件（活塞、气缸、气缸盖）、曲柄连杆机构（十字头、连杆、曲轴和轴承）、机架、机座和贯穿螺栓等部件。

这些部件构成柴油机的主体，它们工作的好坏不但直接影响柴油机的技术性能指标，而且还和安全航行密切相关。

统计表明，船用柴油机主要部件发生的故障占柴油机故障总数的90%左右，其中燃烧室部件故障约占故障总数的50%。

在柴油机故障中，由于管理人员的技术水平低，保养维修不良，违章操作，粗心大意和玩忽职守等原因造成的故障，占柴油机故障总数的80%以上。

由此可见，轮机管理人员应该深入了解主要部件并提高工作责任心，这是降低柴油机故障发生率的重要一环。

第一节柴油机的结构

一、柴油机的基本组成

船舶柴油机的结构是由许多机构和系统组成的。

尽管各种柴油机的结构和系统、型号各异，但从工作原理和总体结构上则有很多共同之处。

柴油机主要由以下机构和系统所组成：

1．主要固定件

柴油机的主要固定件由机座、机架、气缸和气缸盖等组成。

对于中小型柴油机常将气缸体和机架做成一体称为机体，并由轻便的油底壳代替机座。

这些构成了柴油机的骨架，支撑运动件及其辅助系统。

2．主要运动件

柴油机的主要运动件由活塞、连杆组件及曲轴组成，对于大型低速二冲程柴油机还有十字头组件。

活塞与气缸及气缸盖构成燃烧室，保证柴油机工作过程的进行，同时通过连杆将活塞的往复运动变为曲轴的回转运动，使燃气推动活塞的动力通过曲轴以回转的方式向外输出。

3．配气机构及换气系统

配气机构由进排气阀、气阀传动机构、凸轮轴及凸轮轴传动机构组成。

进排气系统由空气滤器、进排气管和消音器组成，对于增压柴油机还有增压器及空冷器。

它们的作用是按照工作循环的需要，定时地向气缸内供应充足、清洁的新鲜空气，并将燃烧后的废气排出气缸。

4．燃油系统

燃油系统由燃油供应系统和燃油喷射系统组成。

燃油供应系统是把符合使用要求的燃油畅通无阻地输送到喷油泵入口端。

该系统通常由加装和测量、贮存、驳运、净化处理、供给5个基本环节组成。

燃油喷射系统由喷油泵、喷油器和高压油管组成，其作用是定时、定量地向燃烧室内喷入雾化良好的燃油，保证燃烧过程的进行。

5．润滑系统

润滑系统的作用是将清洁的润滑油送至柴油机的各运动件摩擦表面，起到减磨、冷却、清洁、密封和防锈作用，保证柴油机的正常工作。

对于大型低速二冲程柴油机通常由气缸注油系统和曲轴箱油系统两部分组成，而对于中小型柴油机只有曲轴箱油系统，也称之为机油系统。

6．冷却系统

冷却系统由泵、冷却器和温控器等组成。

船舶柴油机通常以淡水和滑油作为冷却剂在机内流动，将受热零部件所吸收的热传导出去，保证零部件有正常的工作温度。

而淡水和滑油本身被海水冷却。

7．起动及控制系统

起动系统是借助于外力带动曲轴回转，并使其达到一定的转速，实现柴油机的第一次着火燃烧，由静止转入工作状态。

根据柴油机的不同，起动系统可分为两类：

一类是借助于外力矩使曲轴转动起来，如人力手摇起动、电机起动和气马达起动等；另一类是借助于加在活塞上的外力推动活塞运动使曲轴旋转起来，如压缩空气起动。

柴油机的控制系统是为了满足船舶机动操作的要求，设置的使起动、换向和调速装置各种装置联合动作的操纵机构。

二、柴油机的典型结构

船舶柴油机在结构上主要可分为十字头式柴油机和筒形活塞式柴油机。

随着柴油机的发展，MAN-B&W公司生产的MC系列柴油机和WärtsiläNSD公司生产的NewSulzerRTA系列柴油机已成为二冲程十字头式柴油机市场的主导产品，而Mitsubishi重工生产的UEC系列柴油机仅占不足8%的市场份额。

Wärtsilä，MAN-B&W，SEMTPielstick，Mak等公司的产品则在四冲程中速柴油机市场占主导地位。

下面以MAN-B&WMC/MC-C型柴油机和WärtsiläL/R型柴油机为例介绍低速二冲程柴油机和中速四冲程柴油机的总体结构。

1．MAN-B&W公司的S/K/L-MC/MC-C型柴油机

封面图所示为MAN-B&WS60MC型大型低速船用柴油机的结构图。

自1982年MC系列低速二冲程柴油机投入使用以来，这一系列柴油机已成为最经常被选用的船用主机，占据了市场的最大份额。

在20年的发展过程中，这一系列的柴油机仍在不断地改进和发展，S/K/L-MC/MC-C系列柴油机（包括早期MCE系列）所覆盖的功率范围可以满足各种类型船舶主推进动力装置的需要；而采用新技术、新材料研制的MC-C型柴油机就是近年内发展起来的广泛用于货船主机的一个新机型。

MC-C型柴油机首先是在大缸径机上实现的，这些发动机是为大型集装箱船而设计制造的，相对原型机其转速有所提高，如K90MC-C型柴油机的转速范围为104-89r/min，而L90MC-C型柴油机的转速范围为83-62r/min。

根据市场需求，MAN-B&W公司又推出了中缸径的MC-C型柴油机（S46，S50，S60及S70MC-C）。

S-MC-C系列柴油机的发展目标是，在提高功率输出的前提下改善可靠性，减轻重量，缩短柴油机长度，这就是“C”紧凑型的概念。

一般来说，对相同尺寸的发动机其长度约缩短10%，而功率上升10%，重量下降10%，如：

S50MC-C的气缸中心距从S50MC的890mm下降到850mm，6S50MC-C型机的长度比6S50MC的长度短700mm。

S-MC-C型机在结构上的最明显的特征是以双贯穿螺栓代替了传统的单贯穿螺栓，而且与传统的贯穿螺栓的不同之处还在于它不再一直插到机座底部，而是拧入到机座顶部的螺孔之中。

机座在不增加宽度的情况下将地脚螺栓移到外侧，这样不仅简化焊接工艺并且有利于厂家的安装。

在气缸体设计上，S-MC-C的显著特点是气缸体的高度减小，使柴油机重量变轻，加工制造和维护管理更加方便。

特别是将凸轮轴箱和气缸体做成一体，并取消了气缸体内的冷却水腔。

新型的S-MC-C柴油机所有的大型轴承普遍采用现代的薄壁轴瓦结构，轴承材料采用Sn40A1，这种轴承材料具有较低的温度敏感性和很强的抗疲劳能力，这大大地提高了主轴承的可靠性。

如S50MC-C型柴油机的单缸功率为1,580kW/cyl（而S50MC型为1,430kW/cyl），行程缸径比（S/D）已达4.0，其最高燃烧压力达到15.0MPa，对曲轴刚度和轴承负荷影响很大。

因此在曲轴设计上采用加大主轴颈和曲柄销直径的方法，并减少轴颈的长度。

轴颈直径的增加和长度的缩短增强了曲轴的刚度，弥补了S/D值增大对刚度的影响，而轴颈直径的加大又可以增大轴承的承载面积，在相同的轴承负荷下缩短轴颈长度，当然这与采用新型轴承材料也有关系。

轴颈的缩短使气缸中心距和整机长度减小，减轻了机器的重量，使机舱空间减小，从而增大用于营运的船舶容积。

S-MC-C型柴油机采用短连杆结构，其主要目的是降低机器的高度，减轻机器重量，并可以减少振动和降低成本。

而十字头销设计成非常简单的直段轴形，省去了两个端销，直径也缩小了。

这样既简化了加工过程，又减轻了重量。

图2-1-1MAN-B&WK98MC-C

型大缸径柴油机活塞组

在活塞结构上采用了低置活塞环组；提高活塞顶岸高度。

图2-1-1所示为MAN-B&WK98MC-C型大缸径柴油机的活塞组，其主要特点是采用了高火力岸和可控释压环技术。

活塞从活塞顶到第一道活塞环的距离较长，且在活塞顶端车有空槽，用以隔热。

由于活塞环位置的降低，活塞环处于温度较低的区域，离燃气区较远，使燃烧产物不易进入摩擦面，活塞环工作条件和润滑性能改善，活塞环组的工作性能提高，活塞的磨损大大减轻。

高火力岸配以隔热槽可以减轻高温燃气给活塞环造成的热负荷。

所谓的“可控释压环”，实际上为一全气密活塞环。

此环不仅采用双S形活塞环搭口实现完全密封，而且在环外圆柱面上均匀布置六道释压小槽。

“可控释压环”用作首道气密环，通过六道释压小槽的设计，可以调节第一道活塞环的机械负荷，并均匀第二道环的热负荷。

活塞顶岸高度的提高也使气缸盖与气缸套结合面降低成为可能，这使得气缸盖与气缸套结合面以及气缸套的热负荷降低，使其工作条件改善。

主要的热负荷由钢制的气缸盖承受。

由于钢制的气缸盖的抗热负荷能力比铸铁缸套要大，这也使其可靠性提高。

2．Wärtsilä大功率中速柴油机

Wärtsilä大功率中速柴油机是以在燃烧技术上取得的最新成就为基础而设计制造的。

它具有氮氧化物排放低、可靠性高、维护管理方便、运转费用低等优点。

图2-1-2所示为WärtsiläR64型大功率柴油机，其直列机缸数有6，7，8，9缸；V形机有12，16，18缸。

单缸功率为2,010kW/cyl，转速范围为327.3-333.3r/min。

Wärtsilä32型柴油机，单缸功率为450-460kW/cyl，转速范围为720-750r/min。

Wärtsilä32型柴油机在结构上有下列特点：

图2-1-2WärtsiläR64大功率中速柴油机

Wärtsilä32型柴油机的机体用球墨铸铁铸造。

该机使用最新的铸造技术，将所有的油水管路设置在机体之内，外部简洁。

柴油机采用弹性底座，确保柴油机的振动不会传到机外。

该机曲轴是整体锻造的并进行全面的机加工，对曲柄直径和过渡圆角的最优化设计和对轴承负荷的精确计算，并且在每个曲柄臂上都装有平衡重，保证了曲轴在高的气缸压力下的可靠工作，并将轴承负荷控制在允许的范围之内。

同时使柴油机的总体长度达到最小。

主轴承采用倒挂式，通过选择最合适的轴承材料和对关键区域油槽的优化设计，保证了足够的油膜厚度，从而确保轴承的良好工作。

活塞是由铸钢的活塞头和铸铁活塞裙制造的组合式活塞，Wärtsilä32型柴油机活塞的特点是在活塞的裙部设有润滑装置，这确保了活塞环和活塞裙的可靠润滑并使摩擦损失降低到最小。

在活塞上仅装有两道压缩环和一道刮油环，第一道环设有特殊的耐磨层。

这使得摩擦损失达到最小。

在Wärtsilä32型柴油机气缸套的上部加高加厚，使之有足够的强度和刚度承受机械负荷和热负荷，并通过钻孔冷却，控制其温度及热负荷。

在缸套内部上端设有一个防磨环，可以除去活塞头部的积炭，减少缸套的磨损和滑油的消耗。

连杆采用船用大端连杆，对于这种持续在高燃烧压力下工作的柴油机而言，这种连杆是最安全的。

杆身与连杆大端的结合面正处于连杆大端轴承座的上方，可以方便地拆卸和维护。

螺栓用液压工具同时上紧。

气缸盖采用四螺栓结构，通过内部结构设计使其具有最大的刚度，可以确保阀和阀座的均匀接触及气缸套的圆度。

进排气道在设计上通过计算流体力学的分析，使其的流动损失最小。

气缸盖上采用多管道元件代替了传统柴油机上单独元件的结构，可以完成空气进入气缸、废气排至排气系统、冷却水从气缸盖出口接头排出等多项功能。

图2-2-1RTAT系列船用柴油机燃烧室

增压系统可采用脉冲增压系统和单管脉冲增压系统并带有废气和空气旁通阀，从而确保废气侧和空气侧最小的流动损失。

冷却水系统分为两个系统，即高温水系统和低温水系统。

气缸套和气缸盖及增压空气冷却器的高温部分等的温度由高温水系统控制，该系统出口温度保持在95℃左右，以保证燃用低质燃料油时柴油机工作良好；而低温系统则用于冷却增压空气冷却器的低温部分及滑油冷却器。

对于船舶动力装置及系统，这种冷却方式能够获得最大的热回收和总体效率。

第二节燃烧室部件

燃烧室部件是柴油机中最重要的部件，包括活塞组件、气缸盖组件和气缸组件。

当活塞处在上止点时，由气缸盖底面、气缸套内表面及活塞顶面共同组成的燃料与空气混合和燃烧的这一空间称燃烧室。

燃烧室部件的相互配合状况如图2-2-1所示。

图2-2-2气缸盖安装应力

一、燃烧室部件承受的负荷及结构特点

1．机械负荷

机械负荷指柴油机部件承受气体压力、安装预紧力、惯性力等的强烈程度。

燃烧室部件所承受的机械负荷，对气缸盖和气缸套来说主要是来自气体压力和安装预紧力，对活塞来说还有往复惯性力。

1）安装预紧力引起的机械负荷

包括气缸盖和气缸套安装预紧力。

气缸盖的安装应力：

由图2-2-1可知，气缸盖固紧螺栓下部拧在气缸体上，当固紧螺栓拧紧时，气缸盖的密封凸台紧紧地压在气缸套的密封环带上，气缸盖的受力情况可简化为，分布在螺栓孔中心圆Dd上的预紧力Pd和分布在密封凸肩平均直径Df上的支反力Pd，如图2-2-2所示（这时图中的Pf为零）。

如果把密封凸肩看成自由支承，两个圆周上的力都均匀分布，气缸盖为一个圆盘，则径向截面I-I上受到的弯矩Mu1为

（2-2-1）

式中：

Pd——气缸盖的预紧力（支反力与它大小相等方向相反），由式

（λ=1.25～2为螺栓的固紧系数）确定；

、

——分别为圆Dd、Df半个圆周的重心S3、S2到截面I-I的距离；

截面I-I上的安装应力为：

上表面受拉应力

（2-2-2）

下表面受压应力

（2-2-3）

式中：

W1、W2——气缸盖上、下表面抗弯系数；

I——气缸盖径向截面对中性轴的惯性矩；

l1、l2——气缸盖上、下表面到中性轴的距离。

上面计算是把气缸盖视为等厚度的圆盘；因此各个径向截面上的应力分布情况是相同的。

但事实上，气缸盖各个径向截面并不是矩形，且质量的分布也不均匀、不对称，气缸盖上实际应力分布是很复杂的。

气缸套的安装应力：

气缸套的安装应力主要存在于它的凸肩部位，这个部位的受力情况如图2-2-3所示。

图中I-I截面为危险截面，作用在气缸套凸肩上的气缸盖螺栓预紧力为P。

图2-2-3气缸套的安装应力

式中，D1为密封带的平均直径。

由于预紧力和支反力不在一个面内，在截面I-I上产生拉伸、剪切和弯曲。

在I-I截面上的内力和应力为：

法向力

拉应力

（2-2-4）

切向力

剪应力

（2-2-5）

弯矩

弯曲应力

（2-2-6）

式中：

α——预紧力与截面I-I的夹角；

H——截面I-I的高度；

D1、D2、D0——密封环槽、支持面和I-I截面形心圆的直径。

从气缸盖及气缸套的安装应力公式可以看出，安装应力与预紧力成正比。

因此，安装气缸盖时不应过分紧固，否则会使气缸套、气缸盖发生损伤。

另外，将缸套凸肩加高，可使缸套安装应力大大减小。

2）气体压力引起的负荷

（1）气缸盖

当柴油机工作时，气体压力p作用在气缸盖底面圆Df的圆面积上，气体压力的总和以Pf表示，这时气缸盖密封凸台上的支反力由Pd，下降为Pd-Pf。

作用在截面I-I上的弯矩为

（2-2-7）

式中：

；

，

为圆Df的半圆面积的重心S1到截面I-I的距离。

其它符号同式（2-2-1）。

柴油机工作时气缸盖上、下表面的机械应力为：

上表面受拉应力

（2-2-8）

下表面受压应力

（2-2-9）

图2-2-4气缸套内壁机械应力分布图

由公式（2-2-7）、（2-2-8）、（2-2-9）可以看到，气缸盖工作时的弯矩大于紧固时的弯矩；工作时的机械应力大于紧固时的安装应力。

公式（2-2-8）和（2-2-9）中第二项即为柴油机在工作时，由气体压力而产生的机械应力。

它随气体压力而脉动，因此它又称为脉动应力。

这个应力的幅值与最高燃烧压力成正比。

（2）气缸套

如图2-2-4所示，气缸套内部承受最高燃烧压力pz的作用，根据材料力学厚壁圆筒的公式，在某一半径r上受到的应力为：

切向应力

（2-2-10）

径向应力

（2-2-11）

式中：

r1、r2、r分别为气缸套的内圆半径、外圆半径和缸套壁内所求应力点的半径。

由式（2-2-10）和（2-2-11）可以得到：

内表面切向应力最大

外表面切向应力最小

内表面径向应力最大

外表面径向应力最小

切向应力为拉应力，径向应力为压应力，图2-2-4中示出了它们沿半径分布的情况。

（3）活塞

活塞顶在最高燃烧压力作用下和气缸盖一样产生很大的弯矩和弯曲应力。

类似对气缸盖的处理方法对活塞顶板所受应力的进行估算，可得出下述结论：

（2-2-12）

式中：

——活塞顶板上、下表面受到的弯曲应力，上表面为压应力，下表面为拉应力；

R——活塞顶板的半径；

——活塞顶板的厚度；

pz——最高爆发压力。

由上式可知，弯曲应力与活塞顶板半径的平方成正比，与顶板厚度的平方成反比，所以当柴油机尺寸增大时，即使最高爆发压力不变，机械应力却要随着尺寸的平方增大。

虽然相应地增加顶板厚度可将应力维持在原有的水平上，但这又导致热应力增加（在热应力中说明）。

解决这一问题的较好方法是采用薄壁强背结构（见热疲劳部分）。

由式（2-2-8）至（2-2-12）可知，燃烧室部件中由气体压力而产生的机械应力都和最高爆发压力成正比，因此柴油机在运转中不要使燃烧压力过高，以免机械应力过大。

2．热负荷

热负荷是指柴油机的燃烧室部件承受温度、热流量及热应力的强烈程度。

1）热负荷的表示方法

热负荷可用单位时间内单位面积上的热流量——热流密度q来表示。

kJ/（m2·h）（2-2-13）

式中：

Q——单缸每小时的散热量，kJ/h；

F——单缸的散热面积，m2；

——单缸由冷却介质传出的热量占气缸中全部燃烧放热量的百分数；

图2-2-5中速柴油机排气阀和

阀座温度场

——单缸有效功率，kW；

ge——有效油耗率，g/（kW·h）；

Hu——燃料的低发热值，kJ/kg。

若将式（2-2-13）中的F换为所要研究部件的散热面积（例如FP——活塞顶板面积），将υ换成所要研究部件传出的热量占气缸中全部燃烧放热量的百分数（例如υP—由活塞顶板传出的热量占气缸中全部燃烧放热量的百分数），则得出所研究部件（活塞）的热流密度qP。

用热流密度q评价热负荷有时不合适。

例如，假设柴油机在循环喷油量与转速不变的情况下，由于海水滤器突然堵塞，冷却水温度升高，此时热流密度变小，但燃烧室壁的温度却提高，使材料的机械性能降低，部件的工作条件变差。

因此，要准确表示受热部件的热负荷还需研究其它方法。

利用受热部件中温度分布图，可以从这个角度准确地表示和评定热负荷。

受热部件中的温度分布称为温度场。

通常用等温曲线形式示出。

图2-2-5为一中速柴油机排气阀和阀座的温度场。

热负荷还可用热应力大小来表示，对燃烧室部件热应力的分析将在后面叙述。

在船舶上，轮机管理人员通常用柴油机的排气温度来判断热负荷的高低。

它对于评定既定的柴油机来说是简单和实用的。

因为在正常情况下，当柴油机循环喷油量增加时，燃烧室部件的温度和排气温度都增加。

通常柴油机说明书给出排气温度的最高值，作为限制热负荷大小的标准。

柴油机的强化度日趋提高导致柴油机热负荷和机械负荷随之提高，在运行管理中，我们应更加注意防止柴油机热负荷、机械负荷过高。

防止机械负荷过高上面已讨论。

热负荷过高对燃烧室部件所造成的危害是多方面的，这主要有：

使材料的机械性能降低，承载能力下降；使受热部件膨胀、变形，改变了原来正常工作间隙；使润滑表面的滑油迅速氧化变质、结焦、蒸发乃至被烧掉；使有些部件受热面被高温腐蚀、烧蚀；使受热部件承受的热应力过大，产生裂纹、热疲劳破坏等。

保证运转中柴油机的热负荷在许用范围内，对柴油机安全、可靠、经济地运转是十分重要的。

2）热应力

由温差作用形成的应力称热应力。

活塞顶板的热应力：

船用柴油机活塞多为冷却式，在冷却式活塞中，活塞顶板上表面受到高温燃气的加热，下表面受到低温冷却液的冷却。

冷却式活塞的顶板既有轴向传热（热量沿轴向传给活塞冷却液），也有径向传热（热量沿径向经活塞环、气缸壁传给气缸冷却水），但冷却式活塞主要是轴向传热。

现假定冷却式活塞只沿轴向传热，并且活塞顶板各处传热相同。

根据传热学，活塞顶板上、下表面的温差为：

（℃）（2-2-14）

式中：

t1——活塞顶板上表面的温度，℃；

t2——活塞顶板下表面的温度，℃；

δ——活塞顶板的厚度，m；

λ——活塞顶板材料的热传导系数，kJ/（m·h·℃）；

q——活塞顶板的热流密度，kJ/（m2·h）。

活塞顶板上、下表面相对于平均温度的中性层产生膨胀和收缩。

根据温差和膨胀系数α（1/℃），上、下表面的热应变为：

（2-2-15）

式中：

ε1——活塞顶板上表面的热应变；

ε2——活塞顶板下表面的热应变。

假设活塞顶板周边可以自由膨胀，不考虑受热后的弯曲变形，根据广义虎克定律，则活塞顶板上、下表面的热应力为：

（2-2-16）

式中：

σ1——活塞顶板上表面的热应力，N/m2；

σ2——活塞顶板下表面的热应力，N/m2；

μ——活塞材料的泊松比（横向变形系数，

）；

E——活塞材料的弹性模数，N/m2。

活塞顶板上表面因为温度比顶板平均温度高，要受到顶板中层的约束，伸长受限而受压缩，因此活塞顶板上表面的热应力σ1为压应力。

活塞顶板下表面因为温度比平均温度低，受到顶板中层的约束，而被拉伸，因此活塞顶板下表面的热应力σ2为拉应力。

实际上活塞顶板的周边是受到活塞侧壁约束的，上表面的压应力要比公式求出的值大，而下表面的拉应力要比公式求出的值小。

公式（2-2-16）指出，热应力与热流密度、顶板厚度、材料的膨胀系数、材料的弹性系数成正比，而与材料热传导系数成反比。

近代柴油机的增压度愈来愈高，热负荷愈来愈大。

为了把热应力保持在原有的水平上，要尽量减少顶板的厚度而采用薄壁结构。

气缸套的热应力：

柴油机工作时气缸套内部受燃气加热，外部被水冷却，在缸套内外表面间造成温差Δt。

当柴油机稳定工作时，温差是不变的。

假设温度只沿缸套厚度方向变化，沿长度方向没有变化。

当缸套内外表面半径之比r1/r2≥0.9时，可按薄壁筒计算，缸套内外表面的热应力为：

内表面切向应力：

（2-2-17）

外表面切向应力：

（2-2-18）

内、外表面径向应力：

（2-2-19）

图2-2-6热疲劳的产生

热应力公式（2-2-17）和（2-2-18）表明，缸壁的热应力与温差Δt成正比。

缸套内表面因膨胀受到外表面的阻碍而产生压应力，缸套外表面因受到内表面的拉伸作用而产生拉应力。

气缸盖底板的热应力：

气缸盖底板由于受到燃气的高温作用也会产生热应力。

气缸盖底板上热应力的简化分析与活塞顶板上热应力的简化分析相同，不再赘述。

3）热疲劳

燃烧室部件在交变的热应力作用下出现的破坏现象称热疲劳。

热疲劳对燃烧室部件的破坏是从出现裂纹开始的，逐渐发展使部件疲劳破裂。

热疲劳的产生和发展过程可用图2-2-6来说明。

图（a）表示热量从壁的触火面A面流向水冷面B。

图（b）表示温度分布，温度沿壁厚近似直线变化。

图（c）表示应力的变化。

A面产生压应力，B面产生拉应力。

当壁面的温度足够高、应力足够大时，就会在运行期间产生较大的蠕变。

特别是在触火面，因温度高应力大时，在金属晶粒之间发生挤压，有些区域产生较大的塑性变形。

蠕变情况如图（d）所示。

上述的塑性变形使A面、B面应力缓和下来。

当停车冷却后，由于触火面非塑性变形的区域要收缩，而触火面塑性变形的区域不能复原，致使壁面产生了残余拉应力。

这种残余应力的分布情况如图（e）所示。

它使触火面一侧受到拉伸，使冷却面一侧受到压缩。

在一般情况下，这种残余应力不会超过材料的强度极限，因此不会因静拉伸造成破坏。

由于起动—停车的多次重复，上述现象就多次出现，使壁面受到低频率的交变应力作用。

由于在高温下材料强度降低，而低频应力在柴油机起动—全负荷运转—停车过程中数值变化很大，这样就使一些燃烧室零件在短期内出现了裂纹。

柴油机在运转中如果有负荷的变化，也会使燃烧室受热部位受到低频应力的作用，只是此时的应力幅值比较小些。

热疲劳与柴油机的累计转数并无多大关系，主要取决于机器的起动—运行—停车的循环次数。

热疲劳产生的裂纹多数在触火面上形成和发展，以致造成损坏。

因为这里受到